analisis energi dan exergi kalina cycle system (kcs)...

ANALISIS ENERGI DAN EXERGI KALINA CYCLE

SYSTEM (KCS) 11 DENGAN VARIASI FRAKSI MASSA

CAMPURAN AMMONIA-WATER DAYA 3 MW

SKRIPSI

oleh:

AGUS NOOR SIDIQ

04 03 02 0084

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS INDONESIA

Ganjil 2007/2008

Analisis energi..., Agus Noor Sidiq, FT UI, 2008

i

ANALISIS ENERGI DAN EXERGI KALINA CYCLE

SYSTEM (KCS) 11 DENGAN VARIASI FRAKSI

MASSA CAMPURAN AMMONIA-WATER DAYA 3 MW

SKRIPSI

oleh:

AGUS NOOR SIDIQ

04 03 02 0084

SKRIPSI INI DIAJUKAN UNTUK MELENGKAPI SEBAGIAN

PERSYARATAN MENJADI SARJANA TEKNIK

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS INDONESIA

Ganjil 2007/2008


ii

PERNYATAAN KEASLIAN SKRIPSI

Saya menyatakan dengan sesungguhnya bahwa skripsi dengan judul :

ANALISIS ENERGI DAN EXERGI KALINA CYCLE SYSTEM (KCS) 11

DENGAN VARIASI FRAKSI MASSA CAMPURAN AMMONIA-WATER

DAYA 3 MW

yang dibuat untuk melengkapi sebagian persyaratan menjadi Sarjana Teknik pada

Program Studi Teknik Mesin Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik

Universitas Indonesia, sejauh yang saya ketahui bukan merupakan tiruan atau

duplikasi dari skripsi yang sudah dipublikasikan dan atau pernah dipakai untuk

mendapatkan gelar kesarjanaan dilingkungan Universitas Indonesia maupun di

Perguruan Tinggi atau instansi manapun, kecuali bagian yang sumber

informasinya dicantumkan sebagaimana mestinya. Skripsi ini dikerjakan oleh dua

mahasiswa : Agus Noor Sidiq ( KCS 11 ) dan Maulana Rifaldi ( KCS 34 )

Depok, 9 Januari 2008

Agus Noor Sidiq

NPM. 04 03 02 0084


iii

PENGESAHAN

Skripsi dengan judul :



DAYA 3 MW

dibuat untuk melengkapi sebagian persyaratan menjadi Sarjana Teknik pada

Program Studi Teknik Mesin Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik

Universitas Indonesia. Skripsi ini telah diujikan pada sidang ujian skripsi pada

tanggal 3 Januari 2008 dan dinyatakan memenuhi syarat/sah sebagai skripsi pada

Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Indonesia.

Depok, 9 Januari 2008

Dosen Pembimbing I Dosen Pembimbing II

Dr.-Ing. Ir. Nasruddin, M.Eng Ir. Rama Usvika, MSc.

NIP 132 142 259 PT. Rekayasa Industri


iv

UCAPAN TERIMA KASIH

Penulis mengucapkan terima kasih kepada :

Dr.-Ing.Ir. Nasruddin, M.Eng

Ir. Rama Usvika, MSc.

Ir. Harun Al Rosyid, MM MT

selaku dosen pembimbing yang telah bersedia meluangkan waktu untuk memberi

pengarahan, diskusi dan bimbingan serta persetujuan sehingga skripsi ini dapat

selesai dengan baik.


v

Agus Noor Sidiq Dosen Pembimbing

NPM 04 03 02 0084 I. Dr.-Ing.Ir. Nasruddin, M. Eng

Departemen Teknik Mesin II. Ir. Rama Usvika, MSc.



DAYA 3 MW

ABSTRAK

Pemanfaatan hasil panas buang suatu sistem pembangkit dapat

meningkatkan nilai efisiensi sistem. Siklus Kalina dapat menyediakan solusi

untuk membangkitkan daya dari hasil buangan panas pada suatu sistem

pembangkit listrik ataupun dari sumber panas bumi dengan temperatur

rendah. Untuk mempelajari aplikasi dan perancangan sistem termal yang

menggunakan Siklus Kalina digunakan suatu aplikasi pemodelan sistem

energi. Proses studi ini dilakukan dengan pembuatan simulasi sistem yang

dibantu oleh software Cycle Tempo 5.0 untuk mengetahui efisiensi dan energi

yang dapat dibangkitkan dari suatu sumber panas.

Suatu campuran fluida ammonia-water dimanfaatkan sebagai fluida kerja

dalam proses sistem siklus Kalina (KCS) 11. Untuk memperoleh daya dan

efisiensi maksimum yang dihasilkan sistem dilakukan proses optimasi pada

fraksi massa campuran fluida kerja ammonia-water dan tekanan keluar

turbin. Dari hasil pemodelan dan simulasi maka didapatkan suatu sistem

KCS 11 yang memiliki nilai tertinggi pada daya pembangkitan dan efisiensi.

Kata kunci: Exergi, Campuran Ammonia-water, KCS 11 , Optimasi


vi

Agus Noor Sidiq Counsellor

NPM 04 03 02 0084 I. Dr.-Ing.Ir. Nasruddin, M. Eng

Mechanical Engineering Departement II. Ir. Rama Usvika, MSc.



DAYA 3 MW

ABSTRACT

The utilization of waste heat produced by power plant system will gain the

efficiency value for the system it self. Kalina cylce system gives a solution to

generate power from wasted heat or from geothermal with low temperature.

The modeling application on energy system is use to study the design of

thermal system that using Kalina cycle. The study of this process is done by

using Cycle Tempo 5.0, a simulating software, to get the data of the efficiency

and the energy that could be generated from heat source.

An ammonia-water mixture is used as a working fluid on Kalina cycle

system (KCS) 11. To get maximum power output and maximum efficiency,

the system will be optimize on the mass fraction of working fluid, ammonia-

water, and also the turbine output pressure. The result of the simulation is to

get the best performance of KCS 11 that have high power output and

efficiency.

Keywords: Exergy, Ammonia-water mixture, KCS 11, Optimization


vii

DAFTAR ISI

Halaman

PERNYATAAN KEASLIAN SKRIPSI ii

PENGESAHAN iii

UCAPAN TERIMA KASIH iv

ABSTRAK v

ABSTRACT vi

DAFTAR ISI vii

DAFTAR GAMBAR x

DAFTAR TABEL xiii

DAFTAR LAMPIRAN xiv

DAFTAR SINGKATAN xv

DAFTAR ISTILAH / SIMBOL xvi

BAB I PENDAHULUAN 1

1.1LATAR BELAKANG 1

1.2 PERUMUSAN MASALAH 2

1.3 TUJUAN PENELITIAN 2

1.4 BATASAN MASALAH 3

1.5 METODOLOGI PENELITIAN 3

1.6 SISTEMATIKA PENULISAN 4

BAB II DASAR TEORI 5

2.1 SIFAT-SIFAT TERMODINAMIKA AMMONIA-WATER

MIXTURE 5

2.2 DESKRIPSI SIKLUS KALINA 7

2.2.1 Proses Penguapan 9

2.2.2 Proses Absorpsi – Kondensasi 10

2.2.3 Proses Termodinamika Siklus Kalina 12


viii

2.3 KERJA DAN PRODUKSI ENTROPI 12

2.4 AVAILABILITY (EXERGY) 16

2.4.1 Dead State 16

2.4.2 Exergy untuk Sistem Tertutup 17

2.4.3 Perpindahan Exergy Dikaitkan dengan Perpindahan

Kalor 20

2.4.4 Keseimbangan Exergy untuk Massa Kendali 22

2.5 ANALISIS EXERGY VOLUME-KENDALI 24

2.5.1 Kerja-Reversible untuk Volume Kendali Steady-State 24

2.5.2 Fungsi Exergy untuk Volume Kendali 26

2.5.3 Keseimbangan Exergy untuk Volume Kendali Steady

State 26

2.6 EFISIENSI HUKUM-KEDUA ATAU EFEKTIVITAS 28

2.6.1 Hukum-Kedua Effisiensi 28

2.6.2 Efektivitas untuk Proses Steady-State 29

2.7 RANCANGAN OPTIMISASI 32

2.7.1 Objective Function 32

2.7.2 Constraint 32

2.7.3 Operating Condition v.s.Apparatus 33

2.7.4 Formulasi Matematis 35

2.8 METODE OPTIMASI 35

2.8.1 Metode Kalkulus 34

2.8.2 Metode Penelusuran 36

BAB III PEMBAHASAN TERMODINAMIKA KCS 11 37

3.1 DESKRIPSI KCS 11 37

3.2 APPARATUS SISTEM 39

3.3 PROSES PERHITUNGAN DENGAN CYCLE TEMPO 5.0 41

3.4 KESETIMBANGAN ENERGI PADA CYCLE TEMPO 42

3.4.1 Kesetimbangan Energi pada Heat Exchanger 42

3.4.2 Kesetimbangan Energi pada Kondenser 43

3.4.3 Kesetimbangan Energi pada Turbin 44

3.4.4 Kesetimbangan Energi pada Drain Tank 45


ix

3.4.5 Kesetimbangan Energi pada Pompa Cairan 45

3.4.6 Efisiensi Energi Sistem 46

3.5 KESETIMBANGAN EXERGI PADA CYCLE TEMPO 46

3.5.1 Kesetimbangan Exergi pada Heat Exchanger 47

3.5.2 Kesetimbangan Exergi pada Kondenser 49

3.5.3 Kesetimbangan Exergi pada Turbin 49

3.5.4 Kesetimbangan Exergi pada Drain Tank 50

3.5.5 Kesetimbangan Exergi pada Pompa Cairan 50

3.6 PARAMETER INPUT PERHITUNGAN 51

ENERGI DAN EXERGI

3.6.1 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi pada Heat

exchanger 51

3.6.2 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi pada pada

Kondenser 53

3.6.3 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi Turbin 55

3.6.4 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi Drain Tank57

3.6.5 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi Pompa 59

BAB IV ANALISIS DAN HASIL SIMULASI KCS 11 60

4.1 SISTEM SIKLUS KALINA KCS 11 60

4.2 HASIL SIMULASI KCS 11 64

4.2.1 Optimasi Sistem KCS 11 64

4.2.2. Rangkuman Proses Optimasi KCS 11 73

4.3 ANALISIS ENERGI DAN EXERGI KCS 11 76

BAB V KESIMPULAN DAN SARAN 84

5.1. KESIMPULAN 84

5.2 SARAN 85

DAFTAR ACUAN 86

DAFTAR PUSTAKA 88

LAMPIRAN


x

DAFTAR GAMBAR

Halaman

Gambar 2.1. T-x diagram ammonia-water mixture 6

Gambar 2.2. Tipe Siklus Kalina 8

Gambar 2.3. T-Q diagram proses boiling 10

Gambar 2.4. T-x diagram pada proses absopsi-kondensasi 11

Gambar 2.5. Volume kendali 13

Gambar 2.6. Skematik untuk pengembangan kerja-bermanfaat reversible 15

Gambar 2.7. Sistem tertutup 17

Gambar 2.8. Skematik pengembangan kerja reversible 18

Gambar 2.9. Plot T-S menunjukkan area mewakili perpindahan

exergy 21

Gambar 2.10. Plot T-S menunjukkan area dari perpindahan exergy 21

Gambar 2.11. Arah perpindahan kalor Q dan perpindahan exergy Q 22

Gambar 2.12. Kondisi steady-state alat penukar kalor antara 2 fluida tanpa

bercampur 31

Ganbar 2.13. Distribusi objective function, menunjukkan nilai

maksimum dan minimum 35

Gambar 3.1. Pemanfaatan Siklus Kalina Pada Bottoming Cycle

Pembangkit Listrik Tenaga Panas Bumi. 38

Gambar 3.2. Skema pemodelan KCS 11 40

Gambar 3.3. Diagram Proses Perhitungan Cycle Tempo 41

Gambar 3.4. (a) Skema Evaporator, (b) Preview hasil

perhitungan dengan Cycle Tempo 43

Gambar 3.5. Gambar skematik kondenser 43

Gambar 3.6. Gambar skematik turbin uap 44

Gambar 3.7. Proses ekspansi turbin uap 44

Gambar 3.8. Gambar skematik drain tank 45


xi

Gambar 3.9. Gambar skematik pompa 45

Gambar 3.10. Proses penaikan tekanan cairan pada pompa 45

Gambar 3.11. (a) Skema Evaporator, (b) Preview hasil

perhitungan exergi dengan Cycle Tempo ,

(c) Kesetimbangan exergi pada heat exchanger 48

Gambar 3.12. Kesetimbangan exergi pada kondenser 49

Gambar 3.13. Kesetimbangan exergi pada turbin 49

Gambar 3.14. Kesetimbangan exergi pada drain tank 50

Gambar 3.15. Kesetimbangan exergi pada pompa cairan 50

Gambar 3.16. General heat exchanger 52

Gambar 3.17. T-Q diagram heat exchanger 52

Gambar 3.18. Skema model kondenser 53

Gambar 3.19. Gambar skematik drum 58

Gambar 3.20. Skematik model pompa 59

Gambar 4.1. T-x diagram proses pendidihan fluida kerja 61

Gambar 4.2. Grafik efficiency vs power 63

Gambar 4.3. Skematik turbin 64

Gambar 4.4. Grafik perbandingan power output 67

Gambar 4.5. KCS 11 dengan fraksi massa ammonia by weight 83.5%

sebelum optimasi 68

Gambar 4.6. KCS 11 dengan fraksi massa ammonia by weight 83.5%

setelah optimasi 69

Gambar 4.7. Perbandingan Power Output pada konfigurasi

fraksi massa 76

Gambar 4.8. Diagram aliran energi KCS 11 83.5 % ammonia

kondisi optimal 77

Gambar 4.9. Exergi delivered pada turbin 79

Gambar 4.10. Diagram Grassman KCS 11 83.5 % ammonia

kondisi optimal 80

Gambar 4.11. Exergi losses pada turbin 81

Gambar 4.12. Diagram Grassman pada turbin untuk sistem dengan

fraksi massa 83 % pada tekanan optimasi 9.2 bar. 82

Gambar 4.13. Nilai efisiensi exergi sistem terhadap tekanan optimasi 83


xii

DAFTAR TABEL

Halaman

Tabel III.1. Data Sumber Panas Bumi Pada Lahan Eksplorasi

LHD-4 dan LHD-5 37

Tabel III.2. Variabel-variabel pada Kondenser untuk EEQCOD = 1 54

Tabel III.3. Variabel-variabel pada Kondenser untuk EEQCOD = 2 54

Tabel III.4. Tipe-tipe turbin yang tersedia pada pemodelan Cyle Tempo 57

Tabel IV.1. Data energi dan exergi KCS 11 83.5 % sesudah optimasi 70

Tabel IV.2. Data energi dan exergi KCS 11 83.5 % sebelum optimasi 70

Tabel IV.3. Energi dan exergi flow Siklus Kalina 83.5 % 71

sesudah optimasi

Tabel IV.4. Energi dan exergi flow Siklus Kalina 83.5 % 72

sebelum optimasi

Tabel IV.5. Fraksi massa dan tekanan optimasi 73

Tabel IV.6. Optimasi pada tekanan 9.2 bar 73









xiii

DAFTAR LAMPIRAN

Lampiran 1 Skema Hasil Simulasi

Lampiran 2 Tabel energi dan exergy flow serta exergy transmitted

Lampiran 3 Data Temperatur dan Tekanan Sumur Geotermal pada lahan

geotermal LHD-4 dan LHD-5 Lahendong Sulawesi Utara

Lampiran 4 Enthalpi-Concentration Diagram for Ammonia/Water Solution

from ASHRAE Handbook


xiv

DAFTAR SINGKATAN

Singkatan Keterangan Dimensi

AAR Ammonia Absorption Refrigeration -

APK Alat Penukar Kalor -

DLTH Delta Temperature High

o

C

DLTL Delta Temperature Low

o

C

HHV Higher Heating Value kW

HT Higher Temperature -

KCS Kalina Cycle System -

KE Kinetic Energy kJ

LHV Lower Heating Value kW

LMTD Log Mean Temperature Difference

o

C

LT Lower Temperature -

PE Potential Energy kJ


xv

DAFTAR SIMBOL

Simbol Keterangan Dimensi

A Luas perpindahan panas m2

E atau Ex

Exergi kJ

e atau ex Exergi spesifik kJ/kg

g Percepatan gravitasi m/s2

h entalpi spesifik kJ/kg

H Entalpi kJ

I Irreversibility/exergi losses kJ

Ic

Exergy losses pada kondenser kJ

Id

Exergy losses pada drum kJ

Ih

Exergy losses pada heat exchanger kJ

Ip

Exergy losses pada pompa kJ

It

Exergy losses pada turbin kJ

m massa kg

m& mass flow kg/s

P Daya kW

p tekanan bar

Q Kalor kJ

ρ Massa jenis kg/m3

s entropi spesifik kJ/kg

S Entropi kJ/o

C

T Temperaturo

C

To

Temperatur lingkungano

C

Tj

Temperatur boundaryo

C

Po

Tekanan lingkungan bar

U Koefisien Perpindahan Panas W/m2o

C

W Kerja kJ

efisiensi %

ψ Rational efiiciency

Φ Availability pada sistem tertutup kJ

φ Spesifik availability sistem tertutup kJ

x Fraksi Massa %

z Ketinggian relatif m


1

BAB I

PENDAHULUAN

LATAR BELAKANG

Produksi listrik menjadi hal terpenting dalam kehidupan manusia pada

zaman sekarang. Pada dasarnya kebutuhan akan energi listrik di dunia akan

meningkat sesuai dengan pertumbuhan jumlah manusia. Menjadi hal yang penting

untuk melakukan penelitian pengembangan produksi listrik dengan metode yang

baru serta efektif dan juga efisien dari segi produksi dan dari segi biaya.

Siklus energi yang umumnya diperkenalkan adalah siklus uap /steam atau

siklus Rankine, siklus ini terus menerus dikembangkan untuk memperoleh nilai

efisiensi yang besar. Namun perkembangan dan metode yang digunakan untuk

menghasilkan energi listrik sudah establish atau sudah pada titik mapan. Dari

pemanfaatan siklus Rankine ini akan diperoleh nilai efisiensi kurang lebih sama,

siklus ini memiliki keterbatasan pada nilai temperatur yang tinggi karena fluida

yang digunakan adalah air yang kemudian dibuat menjadi uap /steam melalui

boiler yang memerlukan bahan bakar yang ketersediaannya semakin langka dan

mahal.

Pemanfaatan sumber panas yang dihasilkan oleh beberapa sumber panas

alternatif dapat dimanfaatkan membangkitkan generator untuk menghasilkan

energi listrik. Sumber panas yang rendah seperti panas bumi bertemperatur

rendah, panas buangan pada mesin diesel, pembakaran biomassa, bahkan pada

panas buangan dari power plant yang akan dimanfaatkan sebagai siklus bawaan,

bottoming cycle , untuk membangkitkan energi listrik.

Pengggunaan dari NH3 sudah lama mulai dari sebagai refrigeran untuk

siklus refrigerasi, dan lainnya. NH3 atau ammonia memiliki sifat-sifat

termodinamika yang dapat dimanfaatkan sebagai fluida pada siklus power plant


2

atau pembangkit listrik. Ammonia memiliki titik didih yang rendah sehingga akan

mudah menguap pada temperatur yang rendah, akan dicampurkan dengan air yang

memiliki dew point yang tinggi.

Kalina Cycle atau siklus kalina merupakan siklus tenaga listrik yang akan

memanfaatkan sifat termodinamika dari ammonia dan air atau dapat pula disebut

ammonia-water. Siklus ini secara komersial pertama kali didunia pada tahun 2000

di Islandia dan telah membuktikan keberhasilan dalam operasional dan

mendapatkan efisiensi yang lebih baik ketimbang pembangkit listrik lainnya yang

beroperasi pada temperatur yang rendah [1].

Tujuan dari penulisan skripsi ini adalah memperoleh konfigurasi siklus

yang optimal dari kondisi awal serta analisis exergi dari sistem siklus kalina.

Dengan mengoptimalkan sistem akan meningkatkan efisiensi dan menghasilkan

daya yang optimal.

PERUMUSAN MASALAH

Pengembangan dari sistem Kalina Cycle masih sangat luas dikarenakan

siklus ini merupakan siklus non-konvensional dan masih dapat di optimalkan

berdasarkan pada sifat termodinamika ammonia-water. Analisis exergi diperlukan

untuk memperoleh optimalisasi sistem untuk menghasilkan energi listrik yang

lebih efisien.

TUJUAN PENELITIAN

Tujuan penelitian yang berbasis pada ilmu termodinamika dan optimasi

energi ini adalah:

1. mengetahui tingkat keberhasilan dan tingkat pendayaan dari sifat-

sifat termodinamika ammonia-water dalam sistem pembangkit

listrik KCS (Kalina Cycle System) 11.

2. melakukan analisis energi dan exergi dengan bantuan software

pemodelan Cycle Tempo dari TU Delft.

3. Melakukan optimasi sistem termal pada model KCS 11.


3

BATASAN MASALAH

Pada penelitian ini studi dan analisis yang dilakukan menggunakan

perhitungan dan simulasi sistem dengan bantuan software pemodelan sistem

termal CycleTempo. Pada proses perhitungan dan analisis pemodelan terdapat

beberapa batasan masalah dan asumsi yang digunakan yaitu:

1. Pada perhitungan setiap bagian sistem hanya diperhitungkan masalah

perhitungan termal (energi dan exergi) dan tidak memperhitungkan

permasalahan desain dimensional dari tiap bagian sistem.

2. Sistem yang dipakai berdasarkan sistem Kalina Cycle yang cocok

pada sumber panas yang rendah.

3. Pada komponen kondenser temperatur keluar secondary stream dalam

keadaaan cair jenuh.

4. Daya yang dihasilkan bernilai pada kisaran 3 MW.

METODOLOGI PENELITIAN

Metodologi penelitian yang dilakukan adalah sebagai berikut :

1. Studi Literatur

Studi literatur merupakan proses pengumpulan bahan-bahan yang

berkaitan dengan materi bahasan yang berasal dari buku-buku dan

internet.

2. Pemahaman software

Pemahaman software sebagai alat bantu sangat penting untuk dapat

menghasilkan simulasi sistem termal pada Kalina Cycle yang tepat.

3. Pemodelan simulasi

Variasi pemodelan simulasi dilakukan pada konfigurasi sistem siklus

akan digunakan untuk mendapatkan hasil-hasil yang dapat

dibandingkan pada setiap konfigurasi tersebut.

4. Analisis dan kesimpulan hasil pengujian optimasi

Analisis yang dikerjakan merupakan hasil optimasi yang bertujuan

mengetahui kerugian /losses dan akan melakukan potential

improvement pada bagian tertentu pada sistem.


4

Hasil simulasi yang diperoleh kemudian diolah dan melakukan analisis

efisiensi kerja dari sistem tersebut. Perbandingan hasil pada setiap konfigurasi

campuran ammonia-water akan menghasilkan kesimpulan dari penelitian.

SISTEMATIKA PENULISAN

Bagian ini berisi latar belakang yang melandasi penulisan skripsi;

perumusan masalah; tujuan penulisan; pembatasan masalah; metodologi

penelitian; serta sistematika penulisan. Pokok bahasan, sasaran, dan ruang

lingkup penelitian yang akan dilakukan dijelaskan secara garis besar pada subbab

perumusan masalah, tujuan penulisan, serta pembatasan masalah. Sedangkan,

subbab metodologi penelitian, dan sistematika penulisan memberikan gambaran

awal tentang proses yang terjadi pada penelitian serta pembahasan isi skripsi

secara singkat.

BAB II. DASAR TEORI

Bagian ini berisi teori-teori termodinamika dan optimasi sistem energi

yang mendasari penelitian ini

BAB III. PEMBAHASAN TERMODINAMIKA KCS 11

Bagian ini berisi model-model komponen, parameter-parameter input yang

harus diberikan pada simulasi, dan metode perhitungan yang dilakukan oleh cycle

tempo 5.0. serta parameter energi dan exergi analisis.

BAB IV. ANALISIS DAN HASIL SIMULASI KCS 11

Bagian ini akan membahas data – data yang terkumpul dari variasi

konfigurasi campuran ammonia-water pada sistem termal yang memiliki efisiensi

exergi terbaik.

BAB V. KESIMPULAN DAN SARAN

Berisi kesimpulan yang diperoleh dari hasil simulasi dan merefleksikannya

terhadap tujuan awal yang telah ditetapkan. Dan saran untuk pihak lain yang ingin

membahas lebih lanjut analisa exergi pada sistem termal Kalina Cycle.


5

BAB II

DASAR TEORI

2.1 SIFAT-SIFAT TERMODINAMIKA AMMONIA-WATER MIXTURE

Campuran ammonia-water memiliki sifat fisika dan kimia yang tidak

sama dengan fluida murni pembentuknya yaitu air dan amoniak. Jadi

pencampuran keduanya akan menghasilkan fluida dengan sifat fisika dan kimia

yang baru.

Esensi dari kemampuan ammonia-water mixture adalah untuk mendidih

dan mengembun pada temperatur yang bervariasi. Amoniak memiliki titik didih

dan titik embun yang rendah jika dibandingkan dengan air. Oleh karena itu,

pencampuran amoniak dan air akan menjadi lebih volatile (mudah menguap).

Maksudnya adalah ketika ammonia-water dipanaskan maka amoniak akan

terlebih dulu mendidih maka akan terjadi distilasi. Juga sebaliknya ketika

ammonia-water didinginkan maka air yang akan mengembun terlebih dulu.

Sifat unik inilah yang ditunjukkan pada gambar 2.1. Dengan memahami

diagram ini akan menjadi kunci mengenal siklus Kalina. Diagram tersebut

memplot temperatur vs. konsentrasi ammonia-water pada 20.7 bar-a (tekanan ini

ialah tekanan terendah dari kisarannya 20.7 – 31 bar-a)

Pada titik 1, 214 o

C ialah titik saturasi (jenuh) air murni. Pada titik ini air

akan mendidih atau uap mulai mengembun. Sama halnya juga pada titik 2, 51 o

C

ialah titik saturasi untuk amoniak.

Kurva bagian bawah diantara kedua titik tadi merupakan titik jenuh

(saturate) cairan, atau titik didih konsentrasi berbeda pada ammonia-water.

Disinilah letak awalnya penguapan terjadi ketika dipanaskan atau awal

kondensasi/pengembunan terjadi ketika didinginkan. Kurva bagian atas

merupakan titik jenuh (saturate) uap, atau titik embun (dew) penguapan komplit

atau awal pengembunan terjadi.


6

Ketika campuran ammonia-water menguap atau mengembun, diagram

fase tersebut akan menjelaskan prosesnya. Sebagai contoh pada titik 3, 84% cairan

campuran ammonia-water, yang merupakan campuran pada umumnya untuk

siklus Kalina. Ketika sumber panas dimasukkan, maka temperatur campuran

tersebut mulai meningkat. Ketika mencapai temperatur 57 o

C, titik 4, campuran

mulai mendidih. Ingatlah yang pertama mulai mendidih adalah amoniaknya.

Setelah larutan ini mulai mendidih, tapi sebelum mencapai fully vaporize,

larutan tersebut sebenarnya memiliki dua komponen terpisah – yakni uap dan

cairan. Disebut dengan fase campuran/mix-phase. Sebagai contoh, pada

temperatur 110 o

C fase campuran, larutan konsentrasi 84% pada titik 5. komponen

uap ditunjukkan pada titik 6, seperti yang telah dijelaskan fase campuran ini

memiliki 96% uap amoniak. Untuk komponen cairan pada titik 7 mengandung

sedikit konsentrasi amoniak yakni 42%.

Sumber panas memiliki temperatur maksimal yakni 116 o

C. Proses

penguapan ammonia-water akan berhenti di sekitar titik 5, dengan masih adanya

cairan didalam uap. Oleh karena inilah digunakan separator (pemisah fase) untuk

Gambar 2.1. T-x diagram ammonia-water mixture [2].

P = 300 psia (20.7 bar-a)


7

tipe Siklus Kalina KCS 34 dan 34g yang digunakan pada geotermal temperatur

rendah. Separator ini untuk memastikan bahwa yang masuk kedalam turbin adalah

hanya uap saja pada titik 6.

Untuk penggunaan sumber panas yang tinggi, proses penguapan berlanjut

dari titik 5 menuju kurva uap jenuh bagian atas pada temperatur 143 o

C, titik 8.

pada titik tersebut menandakan bahwa seluruh ammonia-water telah menguap,

dan uap ini mengandung 84% amoniak. Dan uap ini akan menjadi superheat atau

uap kering jika sumber panas memang benar-benar tinggi temperaturnya, titik 9.

proses penguapan telah dijelaskan dengan komplit dan pada proses pengembunan

maka prosesnya ammonia-water tinggal dibalik saja yakni didinginkan.

Fluida ammonia-water dapat disesuaikan untuk berbagai pemanfaatannya

dengan merubah tekanannya atau dengan merubah campuran konsentrasi

amoniaknya. Fleksibilitas ini untuk merubah fluida kerja sebagai penyesuaian

dari sumber panas dan temperatur pendinginan adalah kunci dari pemanfaatan

siklus Kalina.

2.2 DESKRIPSI SIKLUS KALINA

Siklus Kalina merupakan penemuan oleh DR. Kalina seorang ilmuwan

dari Rusia, Siklus Kalina merupakan pendekatan yang benar-benar baru untuk

meningkatkan efisiensi konversi. Keunggulan siklus Kalina berada pada proses

yang terjadi di dalamnya dengan temperatur yang bervariasi dan dapat dicocokkan

dengan temperatur jatuh pada sumber panas dengan kapasitas kalor yang terbatas,

mengurangi pertumbuhan entropi pada alat penukar kalor oleh fluida utama.

Kisaran temperatur pada proses pendidihan dari campuran ammonia-water dalam

proses Kalina pada 100°C.

Kalina cycle dapat pula dijelaskan dengan menyatukan teknologi pada

siklus Rankine dan juga teknologi AAR / ammonia absorption refrigeration.

Karena kedua teknologi ini telah terbukti telah dikembangkan selama bertahun-

tahun, maka siklus Kalina juga menghasilkan rancangan atau disain yang dapat

dipercaya dan terstandarkan.

Sementara itu siklus Kalina bercirikan yang khas yakni memanfaatkan

ammonia-water mixture sebagai fluida kerjanya. Maka setiap sistem didisain


8

untuk mengeksploitasi fluida kerja untuk memperoleh efisiensi yang lebih besar.

Dalam disain ini menghasilkan family pada sistem siklus kalina. Setiap disain

memiliki aplikasi sesuai pemakaiannya.

Pada gambar 2.2 diatas, menunjukkan disain dari siklus Kalina. Pada

penilitian ini akan difokuskan pada siklus Kalina KCS 11. Cara kerja siklus

Kalina KCS 11 seperti ditunjukkan gambar 2.2 adalah sebagai berikut : kita awali

siklus dari Kondenser (HE-5), cairan jenuh yang keluar dari Kondenser adalah

campuran ammonia-water dengan fraksi massa dasar misalnya 84 % ammonia,

kemudian cairan dipompa oleh sebuah feed pump menuju HE-4, di HE-4 cairan

dipanaskan oleh fluida yang keluar dari turbin, setelah melalui HE-4 cairan

dipisahkan oleh splitter yang akan memisahkan aliran massa cairan menuju HE-2

dan HE-3, di HE-3 cairan dipanaskan kembali hingga hampir menuju titik

penguapan oleh fluida yang keluar dari turbin, demikian juga di HE-2 cairan

dipanaskan oleh brine water / sumber panas yang keluar dari HE-1 hingga

mencapai titik penguapan, kemudian aliran fluida dari HE-2 dan HE-3 dicampur

terlebih dahulu sebelum menuju HE-1, di HE-1 fluida campuran ammonia-water

Gambar 2.2. Tipe Siklus Kalina [2].

Keterangan :

HE-1 dan HE-2 = Evaporator

HE-3 = HT Recuperator

HE-4 = LT Recuperator

HE-5 = Kondenser


9

dididihkan hingga mencapai superheat dengan mengambil kalor dari sumber

panas misalnya brine water, aliran uap panas ini kemudian menuju turbin untuk

menghasilkan daya listrik, fluida yang keluar dari turbin ternyata masih cukup

tinggi temperaturnya sehingga fluida ini dapat digunakan pada HE-3 dan HE-4

sebagai pemanas mula cairan yang akan menuju HE-1, selanjutnya fluida masuk

ke Kondenser dan terjadi proses kondensasi hingga mencapai cair jenuh campuran

ammonia-water dan selanjutnya dipompa kembali menuju HE-4 dan demikian

proses berulang terus.

Pada KCS 11 memiliki dua buah Evaporator untuk menguapkan semua

fluida kerja menjadi uap karena energi sumbernya besar sehingga cocok

digunakan pada temperatur geotermal 121-204o

C, KCS 34 merupakan modifikasi

dari KCS 34g dengan efisiensi lebih besar (adanya recuperator) dan digunakan

pada temperatur lebih rendah sehingga penguapannya tidak sempurna dan harus

dipisahkan lagi dengan menggunakan separator (uap kaya amoniak menuju turbin,

sedangkan cairan miskin amoniak menuju HT Recuperator), sedangkan KCS 34g

dibuat dengan lebih sedikit heat exchanger, pada KCS 34g tidak ada Recuperator

sehingga fluida kerja yang menuju Evaporator tidak mengalami pemanasan mula

sehingga efisiensinya lebih rendah, fluida kerja yang keluar dari Evaporator

kemudian dipisahkan dengan Separator. Pertimbangan untuk KCS 34g untuk

pembangkit skala kecil dan fluida keluaran turbin dengan temperatur lebih rendah

sehingga langsung masuk ke Kondenser. Untuk KCS 34 cocok digunakan sebagai

combined power production sedangkan KCS 34g digunakan untuk plant yang

lebih kecil [1].

2.2.1 Proses Penguapan

Karena temperatur didih yang bervariasi, temperatur campuran ammonia-

water meningkat. didalam alat penukar kalor (heat exchanger) dengan aliran

berlawanan counterflow, akan mendekati garis lurus jatuh temperatur atas sensible

sumber panas. Hal tersebut di ilustrasikan oleh profil kurva temperatur

perpindahan kalor pada gambar 2.3. Gambar tersebut memperlihatkan proses

perpindahan kalor didalam alat penukar kalor (APK) Evaporator untuk

menguapkan 84% ammonia-water pada 300 psia dengan menggunakan KCS 11.


10

Jika dibandingkan dengan fluida murni dengan temperatur titik didih yang

konstan membuat perbedaan yang jauh dengan kurva sumber panas. Pada gambar

2.3 fluida ammonia-water memulai prosesnya pada temperatur 680

C dan terdapat

pinch point sebesar 40

C pada suhu campuran 800

C. Dengan demikian hanya

dibutuhkan lebih sedikit kalor untuk menguapkan campuran ammonia-water

dibanding fluida murni, sehingga campuran ini cocok digunakan untuk sistem

dengan low temperature sources.

Dari apa yang telah dibahas sebelumnya bahwa ketika fluida kerja

dipergunakan, nilai kerja pada mesin kalor akan tergantung pada temperatur

fluida, dan tidak lagi pada sumber panas yang sebenarnya. Cara yang paling

sederhana dalam membandingkan efektifitas fluida kerja adalah dengan

menggunakan temperatur fluida rata-rata sewaktu perpindahan kalor/panas untuk

menghitung losses/ kerugian pasa siklus yang diakibatkan oleh fluida.

2.2.2 Proses Absorpsi – Kondensasi

Kembali ke titik 5, 6 dan 7 di diagram fase pada gambar 2.1. asumsikan

pada titik-titik ini pada keadaan fluida ammonia-water akan memasuki separator .

Uap kaya amoniak 96 persen langsung masuk ke turbin, sementara cairan miskin

Gambar 2.3. T-Q diagram proses boiling [1].


11

amoniak 42 persen tidak melewati turbin. Kedua aliran ini akan kembali menyatu

setelah dari turbin menjadi larutan 84 persen sebelum masuk ke condenser.

Pemisahan uap/cairan yang berada di turbin KCS 34g dan KCS 34

menjadikan keuntungan dari penyerapan-pengembunan dalam bentuk tekanan

lower relatif turbin. Mengarah pada gambar 2.4 yang menunjukkan diagram fase

untuk dua skenario pengembunan yang mungkin. Titik 1 merupakan keluaran

turbin mendekati kondisi uap jenuh. Jika larutan siklus tetap 96 persen amoniak,

kemudian uap keluaran turbin akan mengembun dari titik 1 ke titik 5, pada 10.1

bar-a garis cairan jenuh. Bagaimanapun juga, jika campuran kaya dan miskin

bersatu dari separator pada titik 4 sebelum masuk ke condenser , kemudian hasil

dari larutan 84 persen akan mengembun pada 8.8 bar-a kurva di titik 3, sehingga

temperatur pengembunan sama pada kedua tekanan tersebut, 27 o

C, amoniak 84

persen mengembun pada 1.3 bar-a lower backpressure, menghasilkan ekspansi

lebih besar atas uap yang masuk ke turbin, 6 o

C temperatur keluaran lebih dingin,

dan 16 sampai 18 persen kerja bertambah pada turbin.

Gambar 2.4. T-x diagram pada proses absopsi-kondensasi [2].

0

F0

C


12

2.2.3 Proses Termodinamika Siklus Kalina

Konversi kalor dari sumber panas dengan kapasitas kalor yang terbatas

mempunyai efisiensi yang rendah sehingga untuk pembangkit daya dengan

temperatur rendah akan sangat mahal jika digunakan untuk menangani laju

temperatur yang besar untuk menghasilkan daya yang sesuai.

Sumber panas atau heat sink terbatas dan sensible. Oleh karena itu,

temperatur dari sumber energi medium brine water geotermal mendingin ketika

memberikan energinya. Sama halnya juga medium sink ( Air atau udara) akan

memanas dengan menyerap energi.

Idealnya pemanfaatan sumber panas dan medium heat sink secara

langsung di dalam siklus/tanpa melalui alat penukar kalor lebih memiliki efisiensi

besar karena panas dari sumber langsung termanfaatkan pada turbin.

Bagaimanapun juga hal tersebut tidaklah memungkinkan, setidaknya pada

geotermal bertemperatur rendah. Mesin kalor seperti halnya turbin memerlukan

medium yang bergerak diantara sumber panas dan heat sink, medium tersebut

adalah fluida kerja. Sebuah turbin, di dalam siklus tertutup, melakukan kontak

langsung dengan fluida tersebut. Hal ini berarti kerja dari turbin, tidak hanya

ditentukan dari temperatur sumber panas dan heat sink saja tetapi ditentukan juga

oleh kalor yang dikandung oleh fluida kerja yang kontak langsung dengan turbin

tersebut.

Jika tidak diperoleh nilai temperatur yang mendekati medium sumber

panas dan heat sink maka hal terbaik yang harus dilakukan adalah mencari

medium fluida kerja yang bisa menyerupainya.

2.3 KERJA DAN PRODUKSI ENTROPI

Kerja yang dirubah menjadi tenaga untuk sebuah sistem dihitung dengan

menggunakan keseimbangan energi. Produksi entropi dihitung dari keseimbangan

entropi. Nilai entopi biasanya berhubungan dengan penurunan dari performa

sebuah sistem. Semakin besar produksi entropi, semakin jauh performa dari

sebuah sistem menyimpang dari keadaan ideal. Untuk menjelaskan pengaruh dari

produksi entropi pada kerja yang dipindahkan, akan sangat membantu untuk


13

mengembangkan persamaan yang secara langsung berhubungan dengan konsep

tersebut.

Persamaan untuk kerja reversible baik untuk sistem tertutup maupun

sistem terbuka adalah dengan menggabungkan persamaan steady-state untuk

keseimbangan energi dan keseimbangan entropi.

Gambar 2.5. Volume kendali terdapat perubahan energi oleh perpindahan kalor

jQ&

pada temperatur permukaan Tj sepanjang permukaan kendali.

Gambar diatas ini menunjukkan volume kendali (control valume) yang

merubah energi oleh perpindahan kalor j

Q&

pada temperatur permukaan Tj

sepanjang permukaan kendali. Maka keseimbangan entropi untuk volume kendali

adalah

1

n

jcv

i i e e cv

in out j j

QdS

s m s m

dt T

σ

=

= − + +∑ ∑ ∑

&

& & & .......................................................... (2.1)

Dimana j j

Q T&

merupakan nilai perpindahan entropi oleh perpindahan kalor.

Persamaan keseimbangan energi adalah

2 2

. .

2 2

cv

i e

in outi e

dE V V

Q W h gz m h gz m

dt

= + + + + − + +

∑ ∑& &

& & ....................... (2.2)

….. …..

i

i

i

i

i

z

V

s

h

m&

e

e

e

e

e

z

V

s

h

m&

exp/compW&

iiQT&

,jj

QT&

,nn

QT&

,

)(

,

powerMechanical

Woutact

&

dt

dS

dan

dt

dE

VOLUMECONTROL

cvcv


14

Dimana W&

mewakili nilai dari segala bentuk perpindahan kerja, termasuk juga

kompresi dan kerja ekspansi.

Bagaimanapun juga, adalah penting untuk menentukan nilai dari bentuk

transfer kerja yang bermanfaat /useful (u

W&

) yang berhubungan dengan proses.

Useful work transfer didefinisikan sebagai total perpindahan kerja dikurangi kerja

yang dilakukan oleh atmosfer. Jika kita ketahui tekanan lingkungan atau atmosfer

dengan P0, yang akan bernilai konstan, maka kerja yang dilakukan oleh atmosfer

terhadap sistem adalah 0

P dV− , dan

( )0u

W W P dVδ δ= − − ..................................................................................... (2.3)

Untuk perubahan pada state terbatas /finite,

0 0 atau

cv

u u

dV

W W P dV W W P

dt

= + = +& &

................................................ (2.4)

Maka akan membuat hubungan yang dipakai untuk keseimbangan energi:

0

cv

u

dV

W W P

dt

= −& &

............................................................................................ (2.5)

Langkah berkutnya adalah mensubtitusikan persamaan [2.5] ke persamaan

keseimbangan energi [2.2], kemudian persamaan keseimbangan entropi [2.1]

dikalikan dengan temperatur lingkungan T0. maka persamaan ini akan menjadi,

0

0 0 0 0

1

n

jcv

i i e e cv

in out j j

QdT S

T s m T s m T T

dt T

σ

=

= − + +∑ ∑ ∑

&

& & &

dan membuat keseimbangan entropi secara dimensional konsisten dengan

persamaan energi. Kemudian format baru dari keseimbangan entropi diatas

dikurangi dari format baru atas keseimbangan energi dan disusun kembali. Hasil

akhir untuk nilai kerja bermanfaat u

W&

adalah

( )

2 2

0 0

0 00

0

1

. .

2 2

1

u e i

out ine i

n

cv

j cv

j j

V V

W h gz T S m h gz T S m

d E PV T ST

Q T

T dt

σ

=

= + + − − + + −

+ −

− − + +

∑ ∑

∑

&& &

&&

..................... (2.6)

Persamaan [2.6] adalah hubungan yang secara langsung berkaitan dengan

tenaga bersih yang bermanfaat dengan nilai produksi entropi di dalam sistem.


15

Persamaan umum ini dalam bentuk perpindahan massa, perpindahan kalor yang

berubah dalam volum kendali, dan irreversibility. Persamaan yang seperti inilah

yang akan dirubah menjadi bentuk dimana setiap persamaan dinyatakan dengan

fungsi availability / exergy.

Aplikasi pada persamaan [2.6] pada bagian dalam proses reversible, yang

mana produksi entropi adalah nol. Memberikan persamaan umum untuk nilai dari

kerja bermanfaat reversible,rev u

W&

, ketika 0cv

σ =& , persamaan [2.6] berkurang

menjadi

( )

2 2

, 0 0

0 00

1

. .

2 2

1

rev u e i

out ine i

n

cv

j

j j

V V


d E PV T ST

Q

T dt=

= + + − − + + −

+ −

− − +

∑ ∑

∑

&& &

&

................. (2.7)

Persamaan ini akan digunakan pada tahap pengembangan berbagai bentuk dari

fungsi exergy.

Gambar 2.6. Skematik untuk pengembangan kerja-bermanfaat reversible

Kesulitan akan ditemui pada term ( )

01

j jQ T T −

∑

& pada persamaan [2.6]

dan [2.7], sehingga untuk mengatasi permasalahan ini, akan lebih baik jika Tj

digantikan dengan sebuah angka temperatur konstan atau uniform pada batas

daerah aliran. Dalam hal ini persamaan [2.6] dapat dituliskan sebagai berikut

( )

2 2

0 0

0 00

0

. .

2 2

1

u e i

out ine i

cv

j cv

j

V V


d E PV T ST

Q T

T dt

σ

= + + − − + + −

+ −

− − + +

∑ ∑&

& &

&&

..................... (2.8)


16

Dalam keadaan seperti ini dengan satu daerah temperatur Tb dan daerah

lainnya dan termasuk atmosfer pada temperatur T0 diperlihatkan pada gambar 2.6.

Keadaan dimana lingkungan berlaku sebagai satu-satunya penampung atau

sumber dari perpindahan kalor merupakan hal penting dalam pengembangan

konsep dari availability /exergy.

2.4 AVAILABILITY (EXERGY)

Persamaan kerja aktual dan kerja reversibel sering diformulasikan dalam

term fungsi exergy untuk sebuah sistem terbuka dan sistem tertutup. Sampai saat

ini adalah penting untuk menentukan kerja potensial dari sebuah sistem pada state

tertentu menuju state kesetimbangan dengan lingkungan sementara sejumlah kalor

yang dipindahkan merupakan satu-satunya interaksi dengan lingkungan.

2.4.1 Dead State

Ketika sistem dan lingkungan berada pada kesetimbangan, tidak ada

perubahan state pada sistem secara mendadak yang bisa terjadi, dan dengan

demikian tidak ada kerja yang dilakukan. Karena proses yang telah dijelaskan di

atas memberikan kerja reversibel maksimum atau kerja potensial yang

berhubungan dengan state sebuah sistem maka ketika sistem dan lingkungannya

telah mencapai kesetimbangan satu sama lain, sistem dikatakan pada kondisi dead

state. Khususnya, sebuah sistem pada dead state secara termal dan mekanikal

setimbang dengan lingkungan pada T0 dan P0. nilai numerik (T0, P0)

direkomendasikan untuk dead state /kedudukan mati adalah yang berada pada

atmosfer standar, 298.15 K dan 1.01325 bar (1atm)

Syarat tambahan dead state adalah kecepatan dari fluida sistem tertutup

atau arus fluida adalah nol dan energi gravitasi potensial juga nol. Syarat ini akan

dipenuhi dengan merubah pengaturan beberapa ketinggian dari bumi, seperti

ketinggian air laut atau tanah menjadi nol. Pembatasan temperatur, tekanan,

kecepatan, dan karakter ketinggian adalah sebuah pembatasan dead state yang

berhubungan dengan kesetimbangan termomekanikal dengan atmosfer. Dengan

demikian pembatasan pada pengertian keseimbangan kimia dengan lingkungan


17

tidak dipertimbangkan. Sehingga, massa-kendali tidak diperbolehkan untuk

melewati atau bereaksi secara kimia dengan lingkungan. Kerja potensial pada

sistem relatif terhadap dead state, yang akan menukar kalor dengan lingkungan

disebut dengan exergy -termomekanikal pada state tersebut.

Metode yang digunakan untuk mengevaluasi exergy dan pertukaran exergy

untuk sistem tertutup dan sistem steady-state terbuka, seperti halnya proses

perpindahan kalor adalah dengan mengevaluasi perpindahan-exergy yang

berhubungan dengan interaksi kerja terhadap lingkungan. Konsekuensinya,

perpindahan-exergy yang berhubungan dengan perpindahan kerja nyata (tidak

termasuk kerja terhadap lingkungan) sama dengan kerja-bermanfaat itu sendiri.

2.4.2 Exergy untuk Sistem Tertutup

Situasi umum untuk sistem tertutup ditunjukkan oleh gambar dibawah ini.

Gambar 2.7. Sistem tertutup

Perpindahan kalor j

Qδ melewati batasan sistem pada temperatur Tj. Karena tidak

ada aliran arus yang dihubungkan dengan sistem tertutup [control mass (cm)],

sehingga kerja-bermanfaat netto menjadi

( )0 0

0

0

1

1

n

cv

u j cv

j j

d E PV T S T

W Q T

dt T

σ

=

+ −

= − − +

∑&&

& ........................................ (2.9)

Catat bahwa E dapat digantikan dengan U untuk sistem stationery, dan

simbol cv digantikan dengan cm.

Untuk perubahan state kondisi finite,

( )0

0 0 0

1

1

n

u j cvcv

j j

T

W d E PV T S Q T

T

δ δ δσ

=

= + − − − +

∑&&

& ................................. (2.10)

Integrasi dari persamaan di atas antara state 1 dan 2 pada sistem tertutup

menghasilkan


18

2

0

0 0 0

1

2

0

2 1 0 2 1 0 2 1 0

1

1

( ) ( ) 1

u cm

b

b

T

W E P V T S Q T

T

T

E E P V V T S S Q T

T

δ σ

δ σ

= ∆ + ∆ − ∆ − − +

= − + − − − − − +

∫

∫

&&&

&&

.................... (2.11)

Terlihat Ti telah digantikan dengan Tb, temperatur batas adalah uniform

ketika perpindahan kalor terjadi. Inilha satu-satunya batasan pada pengembangan

dari persamaan di atas. Dalam basis unit-massa dapat dituliskan menjadi

2

0

0 0 0

1

2

0

2 1 0 2 1 0 2 1 0

1

1

( ) ( ) 1

u m

b

m

b

T

W e P v T s q T

T

T

e e P v v T s s q T

T

δ σ

δ σ

= ∆ + ∆ − ∆ − − +

= − + − − − − − +

∫

∫

&&

&

........................ (2.12)

Persamaan ini akan mengevaluasi kerja-bermanfaat reversibel dengan

mengatur 0σ = . Di dalam kondisi ini, persamaan memprediksi nilai maksimum

output kerja-bermanfaat atau nilai input minimum kerja-bermanfaat yang

berhubungan dengan perubahan kedududkan yang diberikan.

Aplikasi dari persamaan [2.11] dan [2.12] pada dasarnya untuk

menentukan perpindahan kerja-bermanfaat reversibel yang terjadi ketika sistem

tertutup merubah energi sebagai satu-satunya perpindahan kalor dengan

lingkungan pada T0. Keadaan seperti ini ditunjukkan oleh gambar di bawah ini,

Gambar 2.8. Skematik pengembangan kerja reversible

dimana boundary / batasan digambar mengitari sistem tertutup dan wilayah

perpindahan kalor. Perlu dicatat bahwa temperatur boundary Tb dimana

perpindahan kalor yang terjadi adalah seragam dan konstan. Dengan demikian ,

pengintegralan dari persamaan [2.11] dan [2.12] adalah nol jika keseluruhan


19

proses adalah reversibel, maka nilai dari juga nol. Sehingga persamaan [2.9]

menjadi

, 2 1 0 2 1 0 2 1( ) ( )

rev uW E E P V V T S S= − + − − − .................................................. (2.13)

Persamaan ini memberikan penjelasan hubungan dari exergy pada sistem tertutup.

Exergy dari sebuah sistem tertutup pada state yang ditentukan

didefinisikan sebagai kerja output maksimum yang bermanfaat yang mungkin

diperoleh dari kombinasi sistem-atmosfer seperti halnya sistem berjalan dari state

setimbang yang diberikan terhadap dead state oleh sebuah proses dimana letak

perpindahan kalor terjadi hanya dengan atmosfer.

Untuk sistem tertutup yang berjalan dari state yang diberikan relatif

terhadap dead state dalam sebuah proses dimana perpindahan kalor terjadi hanya

dengan lingkungan, kerja bermanfaat reversibel diperoleh langsung dari

persamaan [2.13], maka hasilnya adalah

, 0 0 0 0 0( ) ( )

rev uW E U P V V T S S= − + − − − ..................................................... (2.14)

Dimana E0, V0 dan S0 merupakan properties dari sistem tertutup pada dead state.

Menurut standar konvensi penandaan, , ,u u in u out

W W W= = − . Oleh karena itu, output

kerja-bermanfaat reversibel diberikan oleh tanda negatif dari persamaan [2.14].

menjadi

, , 0 0 0 0 0( ) ( )

rev u outW E U P V V T S S= − + − − − ................................................... (2.15)

Dimana ”output reversibel” menyatakan ”output maksimum”. Catat hasil

ini hanya terbatas pada dead state. Persamaan ini kemudian mengukur exergy

pada sistem tertutup. Exergy pada sistem tertutup diberikan simbol dan dapat

dihitung dari hubungan berikut ini

( ) ( )

0 0 0 0 0

0 0 0 0 0 0 0

( ) ( )E U P V V T S S

E PV T S U PV T S

Φ = − + − − −

Φ = + − − + −

..................................................... (2.16)

Dimana E=U + KE + PE adalah total energi pada sistem tertutup. Dan kemudian

exergy spesifik dapat dituliskan sebagai berikut

0 0 0 0 0( ) ( )e u P v v T s s

m

φ

Φ

= = − + − − − ........................................................ (2.17)


20

Dimensi dan unit dari exergy dan exergy spesifik sama seperti energi dan energi

spesifik, secara berurutan. Dengan menggunakan persamaan [2.16] sebagai state

awal dan akhir 1 dan 2 pada sistem tertutup, didapat

( )0 0 0 0

U P V T S m u P v T s∆Φ = ∆ + ∆ − ∆ = ∆ + ∆ − ∆ ......................................... (2.18)

Persamaan [2.18] akan digunakan pada pengembangan keseimbangan exergy.

2.4.3 Perpindahan Exergy Dikaitkan dengan Perpindahan Kalor

Perpindahan entropi yang dikaikan dengan perpindahan kalor Qj melintasi

batasan sistem pada Tj digambarkan dengan nilai Qj/Tj. Perpindahan exergy juga

dikaitkan dengan perpindahan kalor. Pada temperatur TR maka

0

1pot carnot

R

T

W Q Q

T

η

= = −

Dimana temperatur penampung adalah T0 pada lingkungan dan Wpot bernilai

positif. Tetapi kerja potensial pada kondisi relatif terhadap dead state adalah nilai

exergy-nya. sehingga

0

,1

Q R

R

T

Q

T

Φ = −

......................................................................................... (2.19)

Q,R simbol dari perpindahan exergy yang berkaitan dengan

perpindahan kalor Q masuk atau keluar pada sistem tertutup dengan temperatur TR

konstan.

Persamaan untuk Q,R memilki intepretasi sebagai berikut pada TS diagram

gambar 2.9. Pertama, persamaan [2.19] dapat dituliskan seperti

, 0 0Q R R

R

Q

Q T Q T S

T

Φ = − = − ∆

Dimana

tertutup pada temperatur konstan TR. Setiap variabel persamaan diatas diwakili

oleh area kotak pada gambar 2.9 dan perpindahan kalor Q= TR. R.


21

Gambar 2.9. Plot T-S menunjukkan area mewakili perpindahan exergy

dikaitkan dengan perpindahan kalor dari sistem tertutup pada

temperatur konstan TR

Pada situasi umum dimana temperatur sistem tertutup bervariasi selama

proses berlangsung, seperti perubahan temperatur konstan yang ditunjukkan pada

gambar 2.10 (a) dibawah ini.

(a) (b)

Gambar 2.10. Plot T-S menunjukkan area dari perpindahan exergy

Kita harus mempertimbangkan penambahan perpindahan kalor Qj yang

dipindahkan dari sistem pada temperatur Tj serta kerja reversibel untuk

penambahan pada perpindahan kerja, sehingga persamaannya adalah

00

.

1j

rev j j

j j

T QT

W Q Q

T T

δ

δ δ δ

= − = −

Pada proses terbatas antar state 1 dan 2, sehingga :

2

0

1

1Q j

j

T

Q

T

δ

Φ = −

∫ ..................................................................................... (2.20)

T

Q

Area

=

RQArea

,Φ=

Ro

o

STArea

T

∆=

RS∆ S

TR

T

Tj

jQδ

To

dS

1

S

2 T

2P=constant

1

QArea Φ=

Total

Area = Q

To

S

STAreao∆=


22

Q didefinisikan sebagai perpindahan exergy yang berkaitan

dengan perpindahan kalor Q ke dan dari sistem tertutup yang uniform pada

temperatur Tj. Temperatur batas adalah uniform ketika perpindahan kalor terjadi,

temperatur batasnya dapat diwakili oleh Tb, sehingga persamaannya menjadi

2

0

1

1Q

b

T

Q

T

δ

Φ = −

∫ ...................................................................................... (2.21)

Untuk perpindahan exergyQ

φ pada basis unit massa, dapat ditulis dengan

2

0

1

1Q j

j

T

q

T

φ δ

= −

∫ ....................................................................................... (2.22)

Hal penting dari persamaan [2.20] dan [2.22] adalah jika temperatur sistem

(TA) lebih besar dari T0, maka sistem mendapat exergy ketika perpindahan kalor

ke sistem, dan sebaliknya. Bagaimanapun juga, jika temperatur sistem TA lebih

kecil dari T0, kemudian terjadi kerugian exergy sistem ketika perpindahan kalor

ke sistem. Jadi aliran energi dan aliran exergy berlawanan arah, ditunjukkan pada

gambar dibawah ini.

Gambar 2.11. Arah perpindahan kalor Q dan perpindahan exergy Q

2.4.4 Keseimbangan Exergy untuk Massa Kendali

Persamaan [2.9] dikembangkan untuk mencari nilai kerja-bermafaat Wu

yang berkaitan dengan sistem tertutup dimana perpindahan kalor Qj melintasi

permukaan kendali pada temperatur uniform Tb dan hasilnya adalah

( )0 0

0

0

1

1

n

cv

u j cm

j b

d E PV T ST

W Q T

T dt

σ

=

+ −

= − − + +

∑&&

&


23

Untuk sistem tertutup stationery, energy kinetik dan energi potensial tidak

berubah, dan E dapat digantikan dengan U. Untuk perubahan finite pada state

pada kasus ini adalah

( )

2

0

0 0 0

1

1u cm

b

T

W Q U P V T S T

T

δ σ

= − − + ∆ + ∆ − ∆ +

∫&&

& ..................................... (2.23)

Tapi term kedua bagian kanan didefinisikan oleh persamaan [2.20] sebagai Q,

dan term kedua bagaian kanan didefinisikan oleh persamaan [2.18] sebagai

dan yang terakhir didefinisikan sebagai irreversibility Icm

didalam sistem tertutup.

Maka persamaan tersebut menjadi

cm Q u cmW I∆Φ = Φ + − .................................................................................. (2.24)

Disini Icm

mengukur exergy (availability) destruction/ penghancuran ketersediaan

didalam sistem tertutup. Dengan kata lain, persemaan tersebut menyatakan bahwa

availability availability

availability awailability

transfer with transfer with

change of a destruction

heat transfer useful work

controll mass within C

into system into system

= + −

Ms

Dengan demikian persamaan [2.23] dan [2.24] menyatakan keseimbangan

exergy untuk massa kendali yang berkaitan dengan perpindahan kalor dan

interaksi kerja.

Semua irreversibility akan menghancurkan exergy dan dapat dievaluasi

langsung dari keseimbangan exergy dengan menuliskan persamaan [2.24] dengan

format

( )cm u cm Q

I W= − ∆Φ − Φ ............................................................................... (2.25)

Sebagai tambahan, persamaan diatas dapat ditulis sebagai interaksi kerja. Untuk

proses reversibel, dimana Icm

= 0.

( ),rev u cm Q

W = ∆Φ − Φ

Subtitusi pada persamaan diatas untuk Wrev,u

ke persamaan [2.25] akan

menghasilkan

,cm u rev uI W W= − ............................................................................................. (2.26)


24

Kedua hubungan diatas untuk I adalah ekivalen terhadap persamaan

[2.24]. dan juga berguna dalam menghasilkan persamaan spesifik untuk

irreversibility terhadap proses perpindahan kalor yang berasal dari persamaan

[2.24]. Untuk perpindahan panas, baik cm dan Wu

adalah bernilai nol. Oleh

sebab itu perpindahan kalor antara dua wilayah dengan temperatur diketahui,

keseimbangan exergy menjadi

, ,Q Q in Q outI = Φ − Φ ..................................................................................... (2.27)

Perpindahan exergy ini dikaitkan dengan perpindahan kalor pada boundary

perpindahan-kalor adalah semata-mata menentukan irreversibility di dalam

wilayah.

Peningkatan entropi pada sistem terisolasi menyatakan bahwa

0isol isol

S σ∆ = ≥

Sama halnya, ketika Q dan W adalah nol pada sistem terisolasi, keseimbangan

exergy oleh persamaan [2.24] menjadi

isol isolI∆Φ = − ............................................................................................... (2.28)

Karena Iisol harus selalu bernilai positif pada proses aktualnya, maka nilai exergy

berubah untuk sistem terisolasi menjadi negatif. maka

0isol

∆Φ ≤ .................................................................................................... (2.29)

Ini adalah rumus untuk peningkatan pada prinsip entropi sistem terisolasi

2.5 ANALISIS EXERGY VOLUME-KENDALI

Rumus untuk kerja-reversible dan arus exergy akan menghadirkan

keseimbangan exergy untuk volume kendali pada steady state.

2.5.1 Kerja-Reversible untuk Volume Kendali Steady-State

Pengembangan secara umum pada kerja revrsible untuk volume kendali

steady state berasal dari pengembangan persamaan [2.9] yang menunjukkan

volume kendali yang memiliki perpindahan kalor Qj pada temperatur boundary Tj.

Persamaan umum untuk kerja-bermanfaat pada situasi ini adalah :


25

( )

2 2

0 0

0 00

0

1

. .

2 2

1

u e i

out ine i

n

cv

j cv

j j

V V


d E PV T ST

Q T

T dt

σ

=

= + + − − + + −

+ −

− − + +

∑ ∑

∑

&& &

&&

Jika situasi menjadi keadaan steady state, proses steady-flow (sf), term terakhir

pada bagian kanan pada perasamaan diatas adalah nol, hal ini dari pengertian

steady state. Konsekuensinya,

2 2

0 0

0

0

1

. .

2 2

1

sf e i

out ine i

n

j cv

j j

V V


T

Q T

T

σ

=

= + + − − + + −

− − +

∑ ∑

∑

&& &

&&

…………. (2.30)

Dengan sf menandakan bahwa keadaan yang mewakili ”steady state,

steady flow”. Perlu dicatat kalau kerja-bermafaat dan kerja shaft adalah sama pada

kasus ini, karena P0

V = 0 maka kerja reversible berhubungan dengan proses

reversible internal dengan nilai cv

σ& adalah nol. Oleh karena itu volume kendali

dalam keadaan steady state,

2 2

, 0 0

0

1

. .

2 2

1

sf rev e i

out ine i

n

j

j j

V V


T

Q

T=

= + + − − + + −

− −

∑ ∑

∑

&& &

&

............. (2.31)

Akhirnya, untuk sistem dimana massa masuk pada state 1 dan meninggalkan

volume kendali pada state 2, persamaan di atas dapat dituliskan dalam basis unit

massa, sbb

2 2

, 0 0

0

1

2 2

1

sf rev

out ine i

n

j

j j

V V

w h gz T S h gz T S

T

q

T=

= + + − − + + −

− −

∑ ∑

∑

........................ (2.32)


26

Persamaan [2.31] dan persamaan [2.32] mampu untuk mengevaluasi kerja

reversible untuk volume kendali steady state. Persamaan ini akan memberikan

output kerja maksimum atau input kerja minimum seperti fluida-compressible

melalui volume kendali.

2.5.2 Fungsi Exergy untuk Volume Kendali

Pada dead state untuk aliran yang melalui volume kendali menyatakan

tidak hanya keseimbangan termal dan mekanikal fluida pada temperatur T0 dan P0

tetapi juga energi kenetik pada dead state adalah nol relatif terhadap langkungan

(fluida tidak bergerak). Dengan demikian, energi potensial harus bernilai

minimum. Jadi, nilai ketinggian adalah sama dengan ketinggian tanah

Arus / stream exergy dari fluida dalam aliran steady didefinisikan sebagai

output kerja maksimum yang dapat dicapai fluida pada perubahan reversible dari

kedudukan awal ke dead state dalam proses dimana sejumlah perpindahan-kalor

terjadi semata-mata dengan atmosfer.

Dari dasar persamaan [2.32] arus exergy diukur dengan (h + ke + pe +T0s)

pada kedudukan awal relatif terhadap dead state. Arus exergy memiliki simbol

m

( ) ( )0 0 0 0 0

2

0 0 0

V

( )

2

h ke pe T s h pe T s

h h T s s gz

ψ = + + + − + +

= − − − + +

................................................. (2.33)

Dimana z diukur relatif terhadap z0 dan pe

0 = z

0.

Volume kendali dengan jumlah inlet dan outlet lebih dari satu, persamaan [2.31]

dapat dituliskan sebagai berikut,

0

,

1

. . 1

n

sf rev e e i i j

out in j j

T

W m m Q

T

ψ ψ

=

= − − −

∑ ∑ ∑&&

& & .............................................. (2.34)

Dimana e dan i adalah exit dan inlet pada arus.

2.5.3 Keseimbangan Exergy untuk Volume Kendali Steady State

Persamaan [2.6] dikembangkan untuk mencari nilai kerja-bermanfaat

net,uW&

yang dihubungkan dengan volume kendali unsteady-state dimana kalor

yang dipindahkan Qj melewati permukaan kendali pada temparatur Tj dibeberapa


27

lokasi. Ketika persamaan ini digunakan untuk situasi steady state, properti di

dalam persamaan ini invariant dengan waktu. Maka hasilnya, persamaan umum

berkurang menjadi,

2 2

, 0 0

0

0

1

. .

2 2

1 (steady state)

act u e i

out ine i

n

j cv

j j

V V


T

Q T

T

σ

=

= + + − − + + −

− − +

∑ ∑

∑

&& &

&&

............. (2.30)

Penyajian terakhir untuk term inlet dan exit dapat digantikan fungsi arus

exergy. Pada term akhir bagian kanan adalah perpindahan exergy dikaitkan

dengan perpindahan kalor Q

Φ&

, dan term akhir 0 cv

T σ& mengukur irreversibility di

dalam volume kendali, sehingga hasilnya, setelah disusun,

. . (steady state)e e i i Q act cv

out in

m m W Iψ ψ− = Φ − −∑ ∑& &&

& & .................... (2.35)

Dalam kata-kata persamaan ini menyatakan

Net rate of rate of rate of

transfer of availability availability

availability out of transfer with transfer with

a controll volume heat transfer work

with mass flow into the CV

= +

rate of

availability

destruction within

transfer

a control volume

into the CV

−

Baik persamaan [2.30] dan persamaan [2.35] mewakili keseimbangan exergy

untuk volume kendali steady state. Kerja shaft ke volume kendali selalu

meningkatkan nilai exergy terhadap massa yang melintas, sementara internal

irreversibility selalu menurunkan arus exergy. Dalam unit massa untuk volume

kendali dengan satu inlet dan satu exit maka persamaannya menjadi

2 1 Q act cvw iψ ψ φ− = − − .............................................................................. (2.36)

Dimana ( )0

1Q j j

q T Tφ = −∑. Serupa pada pengembangan sistem tertutup,

persamaan [2.36] dapat digunakan untuk menunjukkan bahwa

, , atau

sf sf ref sf sf sf ref sfi w w I W W= − = −

& & & ................................ (2.37)


28

Ini merupakan metode untuk menentukan irreversibility dalam keadaan volume

kendali steady-state dengan mengevaluasi perbedaan antara kerja shaft aktual dan

kerja reversible.

Rumus terakhir term ( )0

1j j

Q T T−∑ pada persamaan [2.30] atau term ekivalen

Qφ

pada persamaan [2.36] akan sangat sulit untuk dievaluasi jika nilai Q&

dan Tj tidak

diketahui pada setiap posisi di boundary dari volume kendali. Untuk

menghindarinya, diasumsikan dengan alasan yang tepat untuk menggantikan

variabel temperatur permukaan Tj dengan temperatur boundary Tb , sehingga

0 0

,1 1

Q R j

j j b

T T

Q Q

T T

Φ = − ≈ −

∑& &

........................................................... (2.38)

Nilai dari Tb biasanya adalah rata-rata dari temperatur inlet dan outlet.

2.6 EFISIENSI HUKUM-KEDUA ATAU EFEKTIVITAS

Hukum pertama effisiensi , mengekspresikan rasio dari kuantitas energi.

Pada konsep exergy digunakan hukum kedua effisiensi II atau hukum kedua

efektifitas . Pada hukum pertama mengatakan bagaimana energi digunakan

dibandingkan dengan proses ideal sedangkan efektifitas mengindikasikan

bagaimana exergy digunakan.

2.6.1 Hukum-Kedua Effisiensi

Hukum pertama dan kedua dari effisiensi berbeda satu sama lainnya.

Hukum pertama berdasar pada prinsip kekekalan energi. Di lain sisi entropi dan

exergy dari pandangan hukum-kedua adalah sifat yang tidak kekal. Dengan

kehadiran irreversibility, entropi dihasilkan dan exergy dimusnahkan. Efek

pembentukan diukur dengan produksi entropi

irreversibility I. Oleh kerana itu hukum-kedua effisiensi mengukur kerugian /

losses selama proses berlangsung. Definisi umum dari hukum-kedua efektifitas

(atau II) adalah


29

useful availability out

availability in

availability destruction and losses

=1

availability input

ε =

−

................................................... (2.39)

Dimana kerugian menyatakan prpindahan nonuseful /tidak-bermanfaat melintasi

boundary. Pendekatan selanjutnya untuk perangkat steady-state, adalah

II

rate of availability output

rate of availability input

η ε= = ............................................................. (2.40)

Hukum kedua menekankan pada fakta bahwa bentuk dari dua kuantitas

energi yang sama bisa memiliki nilai exergy yang berbeda. Energi ini merupakan

nilai ”berat” menurut exergy-nya. Tidak seperti hukum-pertama effisiensi,

efektifitas mengukur kerugian dalam kapasitas kerja selama proses berlangsung.

Sebagai contoh untuk penggunaan konsep exergy pada analisa hukum-kedua,

sebuah mesin kalor yang beroperasi diantara dua reservoir termal pada TH dan TL.

Untuk keadaan siklus aktual (reversible) Wact

= th,act.QH . Jika siklusnya adalah

reversible, maka :

. 1L

ref Carnot H H

H

T

W Q Q

T

η

= = −

Karena exergy dikaitkankan dengan kerja shaft, dan nilai dari kerja shaft itu

sendiri dapat didefinisikan dari efektivitas dari siklus power dengan rasio exergy-

nya act rev

W W . Maka,

( )

, ,

1

uh act uh actact

rev Carnot L H

W

W T T

η η

ε

η

= = =

−

.................................................................. (2.41)

2.6.2 Efektivitas untuk Proses Steady-State

Pada rumus keseimbangan exergy keadaan steady-state

Q act cvw iψ φ∆ = − − ....................................................................................... (2.36)

Nilai efektifitas C untuk kompresor atau P untuk pompa didefinisikan sebagai

perubahan (peningkatan) dari exergy fluida dibagi dengan input kerja aktual.

Maka,


30

, ,

1Q

e i

C P

act in act in

i

w w

φψ ψ

ε ε

−−

= ≡ = − ..................................................................... (2.42)

Dimana semata-mata perpindahan kalor hanya dengan lingkungan. Ketika

perpindahan kalor diabaikan persamaan diatas menjadi

,

, ,

(adiabatik)act ine i

C P

act in act in

w i

w w

ψ ψ

ε ε

−−

= ≡ = ................................ (2.43)

Untuk turbin didefinisikan T berkebalikan dengan C. Maka,

,

1Qact out

T

i e i e

iw φ

ε

ψ ψ ψ ψ

−

≡ = −

− −

......................................................................... (2.44)

Dimana terjadi sejumlah perpindahan kalor dengan lingkungan. Untuk turbin

adiabatik adalah

, ,

,

(adiabatik)act out act out

T

act out

w w

w i

ε

ψ

≡ =

−∆ +

.................................... (2.45)

Keseimbangan exergy untuk nozzle adalah 1 2

iψ ψ= + . Hukum-kedua efektivitas

nozzle N berdasarkan output/input adalah

2 1

1 1

(adiabatik)N

iψ ψ

ε

ψ ψ

−

≡ = ………………………. (2.46)

Kerugian exergy pada nozzle subsonic biasanya sangat kecil. Persamaan ini juga

dapat digunakan pada proses di throttling, karena sekali lagi q dan w adalah nol.

Maka,

2 1

1 1

throttle

iψ ψ

ε

ψ ψ

−

≡ = ……………………………………………………... (2.47)

Dalam hal ini i 1, yang menandakan kerugian

yang besar dalam kerja potensial untuk fluida.

Kategori akhir, simak kalor berpindah diantara dua fluida tanpa

bercampur. Gambar 2.12 menunjukkan kondisi steady-state alat penukar kalor

dengan aliran massa h

m& dan c

m& untuk aliran panas dan dingin.


31

Gambar 2.12. Kondisi steady-state alat penukar kalor antara 2 fluida

tanpa bercampur

Abaikan kalor yang berpindah ke lingkungan, kerugian exergy yang terjadi

di dalam alat adalah (1) kerugian karena perpindahan kalor melintasi perbedaan

temperatur finite (2) kerugian karena gesekan. Nilai persamaan exergy untuk

keadaan ini adalah

( ) ( )2 1 4 3

0c h cv

m m Iψ ψ ψ ψ= − + − +&

& &

Cara mengukur efektivitas dari alat penukar kalor ini ditandai dengan

peningkatkan exergy pada aliran dingin dan menurunnya exergy pada aliran panas.

Maka,

( )

( )

2 1

4 3

(heat exchanger)c

h

m

m

ψ ψ

ε

ψ ψ

−

=

− −

&

&

…………………………….. (2.48)

Fluida dingin pada keadaan awal 1 dan fluida panas pada keadaan awal 2.

keseimbangan fluidanya adalah

3 3 1 1 2 20

cvm m m Iψ ψ ψ= − − +

&& & &

Dimana c

m& =1

m& dan h

m& =2

m& . Persamaan ini dapat dituliskan menjadi

( ) ( )2 3 3 4h c cv

m m Iψ ψ ψ ψ− = − + +&

& &

Sama halnya dengan alat penukar kalor diatas, efektivitas untuk

percampuran langsung dapat difinisikan dari kenaikan exergy dari fluida dingin

yang masuk dibagi dengan penurunan exergy dari fluida panas, sehingga

( )

( )

3 1

2 3

(mixing)c

h

m

m

ψ ψ

ε

ψ ψ

−

=

−

&

&

……………………………… (2.49)


32

2.7 RANCANGAN OPTIMISASI

Proses optimisasi diharapkan akan memperoleh sebuah hasil rancangan

yang optimal atau subdomain dimana hasil optimal berada, dan rancangan akhir

sistem diperoleh pada solusi dasar ini. Sebuah rancangan optimal juga harus

memenuhi persyaratan dan batasan (constraints), sehingga rancangan yang dipilih

adalah yang dapat diterima atau dapat berjalan (workable).

2.7.1 Objective Function

Dalam sebuah proses optimasi diperlukan spesifikasi dari nilai sebuah

besaran atau sebuah fungsi yang akan menjadi bahan untuk dilakukan

maksimalisasi atau minimalisasi. Hal ini disebut sebagai objective function, dan

menggambarkan aspek atau ciri-ciri yang merupakan bagian perhatian utama dari

kondisi yang diberikan. Objective function yang akan dioptimasikan pada sistem

termal biasanya berdasarkan pada sifat-sifat dibawah ini [4]:

1. berat

2. ukuran, volume

3. laju konsumsi energi

4. laju perpindahan kalor

5. efisiensi

6. overall profit

7. cost incured

8. environmental profit

9. durability and dependability

10. safety

11. system performance, output delivered

proses optimisasi mencari nilai variasi rancangan untuk memperoleh objective

function yang minimal atau maiksimal, tanpa melebihi constraint.

2.7.2 Constraint

Nilai constraint diberikan pada permasalahan rancangan yang muncul

dikarenakan adanya pembatasan pada kisaran variabel fisik, dan juga karena

prinsip dasar kesetimbangan energi yang harus terpenuhi. Pembatasan ini bisa


33

karena ruang, peralatan, dan material yang digunakan. Akibatnya, terjadi batasan

dimensi dari sistem, temperatur tertinggi yang bisa dicapai untuk keselamatan,

tekanan yang diizinkan, laju aliran material, gaya yang dihasilkan dan lain-lain.

Ada dua tipe constraint, equality dan inequality constraint. Seperti namanya

equality /kesamaan, merupakan persamaan yang mungkin dapat dituliskan seperti

1 1 2 3

2 1 2 3

1 2 3

( , , ,..., ) 0

( , , ,..., ) 0

.

.

.

( , , ,..., ) 0

n

n

n n

G x x x x

G x x x x

G x x x x

=

=

=

Sama juga halnya dengan inequality constraint mengindikasikan nilai maksimum

dan nilai minimum dari fungsi dan mungkin dapat dituliskan seperti

1 1 2 3 1

2 1 2 3 2

3 1 2 3 3

1 2 3

( , , ,..., )

( , , ,..., )

( , , ,..., )

.

.

.

( , , ,..., )

n

n

n

l n l

H x x x x C

H x x x x C

H x x x x C

H x x x x C

≤

≥

≥

≥

Untuk itu baik nilai batas atas atau batas bawah dapat diambil sebagai inequality

constraint. Sehingga constraint dapat diberikan dengan seperti min max

T T T≤ ≤ ,

min maxP P P≤ ≤ dan seterusnya.

Untuk equality constraint bisanya dapat diproleh dari hukum

kesetimbangan energi, contohnya seperti kondisi keadaan steady-flow didalam

volume kontrol, dapat dituliskan seperti

( ) ( )

( ) ( )

laju aliran massa laju aliran massa 0

atau 0

in out

outin

VA VAρ ρ

− =

− =

∑ ∑

∑ ∑

2.7.3 Operating Condition v.s. Apparatus

Optimisasi akan berfokus pada sistem maka yang menyangkut

permasalahan apparatus yang berkorelasi dengan sisi dimensi, material,


34

komponen, dan lain-lain divariasikan untuk memperoleh hasil rancangan terbaik

berkaitan dengan objective function.

Kondisi operasional bervariasi dari aplikasi satu dengan lainnya dan dari

satu sistem ke sistem lainnya. Kisaran variasi pada kondisi ini dihasilkan oleh

perangkat keras yang digunakan, seperti pemanas yang digunkan pada furnace

maka panas input dan kisaran temperatur sudah fiks oleh spesifikasi peralatan

pemanas tersebut. Kondisi operasional pada sistem termal biasanya pada variabel

berikut ini:

1. laju kalor masuk

2. temperatur

3. tekanan

4. massa atau jalu aliran volume

5. kecepatan, rpm

6. komposisi kimia

semua variabel diatas yang megkarakteris operasional pada sistem termal

mungkin di set dengan nilai yang berbeda, melebihi kisaran yang telah ditentukan

sistem sehingga mempengaruhi output sistem. Akan sangat bermanfaat untuk

mencari kondisi operasional optimum dan peforma sistem.

2.7.4 Formulasi Matematis

Dasar formulasi matematika untuk optimisasi permasalahan pada objective

function dan constraint. Pertama pertimbangkan formulasi dalam bentuk umum

dan perhatikan contoh dibawah ini. Langkah – langkah yang digunakan dalam

memformulasikan permasalahan sebagai berikut:

1. tentukan variabel rancangan , xi dimana I = 1, 2, 3, …, n

2. pemilihan dan pendefinisian dari objective function, U

3. menentukan constraint kesamaan, Gi = 0, dimana I = 1, 2, 3, …,n

4. menentukan constraint ketidaksamaan,

atau dimana 1, 2,3,...,i i

H C i l≤ ≥ =

5. konversi constraint kesamaan menjadi ketidaksamaan, jika diperlukan.


35

Penentuan nilai pada tiap variabel diatas sangat penting dalam melakukan

optimasi.

2.8 METODE OPTIMASI

Ada beberapa metode yang dapat dilakukan dalam menyelesaikan

permasalahan optimasi pada sebuah sistem, setiap metode memiliki batasan dan

juga keunggulan dari metode lainnya. Sehingga untuk sebuah permasalahan

optimisasi, satu metode mungkin akan tepat sementara beberapa metode yang

lainnya tidak dapat digunakan. Pemilihan metode bergantung pada sifat dasar

persamaan yang ada dalam objective function dan constraint.

Berikut ini beberapa metode yang digunakan dalam melakukan optimasi:

1. Metode kalkulus.

2. Metode penelusuran, dll.

2.8.1 Metode kalkulus

Menggunkan kalkulus untuk melakukan penentuan optimasi berdasarkan

pada penurunan pada objective function dan constraint. Penurunan dilakukan

untuk mencari daerah maksimal dan minimal.

Ganbar 2.13. Distribusi objective function, menunjukkan nilai maksimum dan

minimum

Metode yang menggunakan perhitungan seperti kalkulus adalah metode

perkalian lagrange (lagrange multiplier). Objective function dan constraint di

kombinasikan menjadi konstanta, yang disebut dengan peng-kali Langrange,

untuk menghasilkan sistem persamaan aljabar. Persamaan ini kemudian

diselesaikan secara analitik atau dengan secara numerik.


36

Kisaran pemakaian metode kalkulus untuk optimisasi sistem termal

memiliki batasan karena kompleksitas yang akan muncul pada sistem ini.

Penyelesaian secara numerik harus dilakukan pengenalan pada sifat sistem dan

implisit, persamaan nonlinear yang melibatkan varibel sifat material sering terjadi.

2.8.2 Metode Penelusuran

Metode ini melibatkan pencarian dari solusi terbaik dari beberapa

rancangan dapat dikerjakan. Variabel rancangan hanya mengambil pada nilai

tertentu, kombinasi yang berbeda-beda dari variabel ini akan memperoleh

kemungkinan rancangan yang cocok/ tepat. Jika variabel ini dapat divariasikan

continously pada kiaran yang diperbolehkan, maka akan diperoleh rancangan yang

cocok dengan merubah variabel, sehingga rancangan optimal diantara beberapa

rancangan tersebut.

Beberapa metode penentuan dikembangkan untuk optimisasi yang akan

digunakan untuk optimasi sistem termal. Dikarenakan usaha untuk melibatkan

eksperimental atau simulsi numerik untuk sistem termal, biasanya sistem yang

kompleks, adalah penting untuk meminimalkan angka simulasi yang dijalankan

atau iterasi yang diperlukan untuk memperoleh optimum [3].

Metode ini memiliki beberapa pendekatan tergantung pada permasalahan

yang dihadapi, apakah ada constraint atau tidak dan juga pada apakah

permasalahannya berada pada variabel tunggal atau variabel banyak (multiple).

Metode eliminasi, metode ini merupakan pendekatan dari metode

penelusuran yang akan mengeliminasi region /daerah yang diperkirakan tidak ada

nilai optimum didalamnya. Untuk permasalahan dengan variabel tunggal, metode

penelusuran dengan pendekatan eliminasi adalah:

1. exhaustive search

2. dichotomous search

3. fibonacci search

4. golden section search

dari tiap pendekatan diatas memiliki karakter masing-masing, keunggulan,

penggunaan. Untuk exhaustive search dapat pula digunakan pada permasalahan

multivariabel.


37

BAB III

PEMBAHASAN TERMODINAMIKA

KCS 11

3.1 DESKRIPSI KCS 11

Sistem Siklus Kalina yang akan menjadi pokok pembahasan pada

penelitian ini adalah sistem Siklus Kalina yang akan dimanfaatkan sebagai

bottoming cycle untuk menghasilkan listrik pada brine water yang keluar dari

separator sistem pembangkit utama Pembangkit Tenaga Listrik Panas Bumi

(PLTP) di Lahendong Sulawesi Utara. Pada studi ini dimanfaatkan brine water

dari lahan geothermal LHD-5 Lahendong Sulawesi Utara. Sumber panas

geotermal pada lahan geotermal LHD-4 dan LHD-5 Lahendong Sulawesi Utara

dengan spesifikasi sebagai berikut:

Tabel III.1. Data Sumber Panas Bumi Pada Lahan Eksplorasi LHD-4 dan LHD-5

LHD-4 LHD-5

Well Head Pressure (bar) 25 10.7

Enthalpi (kJ/kg) 2050 1160

Temperatur (0

C) 180 182

Dryness (%) 61 20

Total flow (kg/s) 20.8 63

Steam flow (kg/s) 12.2 12

Water flow (kg/s) 8.6 51

Sumber : PT. Rekayasa Industri (lampiran 3)

Pada studi ini pemanfaatan energi dari brine water yang keluar dari

separator utama geotermal dengan mass flow 51 kg/s, dan temperatur 1820

C dan

asumsi kerugian tekanan pada separator geotermal adalah 0.5 bar dan penurunan

temperatur sebesar 20

C. Pemanfaatan brine water dari sistem geotermal utama

untuk menghasilkan daya dipilih sistem Kalina Cycle KCS 11 (range temperatur

1210

C-2040

C) [2]. Skema pembangkit tenaga geotermal secara utuh seperti


38

terlihat pada gambar 3.1 dan garis putus-putus menyatakan sistem dengan Siklus

Kalina.

Gambar 3.1. Pemanfaatan Siklus Kalina Pada Bottoming Cycle Pembangkit

Listrik Tenaga Panas Bumi.

Pemanfaatan Siklus Kalina bertujuan untuk meningkatkan efisiensi total

Pembangkit Listrik Tenaga Panas Bumi dengan cara membangkitkan sejumlah

tenaga dari brine water sebelum diinjeksikan kembali ke dalam bumi. Proses

Geothermal

source well

Geothermal

Turbine

Geothermal

injection well

Ammonia pump

Generator

Ammonia

condenser

Water

flow

Brine

separator

Steam flow

S

Generator

S

Ammonia

turbine

Evaporator

Steam

condenser

LT Recuperator

HT

Recuperator


39

perhitungan dan pemodelan bertujuan untuk mencari daya maksimum dan

efisiensi maksimum yang dapat dicapai pada pemanfaatan brine water.

3.2 APPARATUS SISTEM

Dalam memodelkan sistem Siklus Kalina KCS 11 digunakan berbagai

model apparatus yang tersedia dalam software Cycle Tempo 5.0. Model ini

disesuaikan dengan skema tipikal pada sistem Kalina KCS 11 gambar 3.2.

Penambahan drain tank pada sisi masuk kondenser bertujuan untuk membantu

proses kondensasi dengan adanya absorpsi ammonia [5]. Jumlah pipa yang

digunakan ada 22 sambungan dan apparatus yang digunakan berjumlah 9 buah

yaitu :

1. Evaporator 1, tipe heat exchanger nomor 3.

2. Evaporator 2, tipe heat exchanger nomor 4.

3. Vapor turbine terhubung dengan generator, tipe back pressure turbine

nomor 5.

4. Higher Temperature (HT) Recuperator, tipe heat exchanger nomor 7.

5. Lower Temperatur (LT) Recuperator, tipe heat exchanger nomor 6.

6. Drain Tank, tipe drum nomor 16.

7. Condenser, tipe heat exchnager nomor 10.

8. Pompa ammonia / feed pump, tipe liquid pump nomor 14.

9. Pompa cooling water, tipe liquid pump nomor 13.

Aliran brine water ditandai oleh pipa berwarna merah dari heat source

nomor 1 hingga heat sink nomor 2. Aliran cooling water ditandai pipa berwarna

biru dari heat source nomor 12 hingga masuk lagi ke heat sink nomor 11.

Node nomor 9 berfungsi sebagai ammonia-water splitter unit yang akan

membagi aliran ke HT Recuperator dan Evaporator 2. Node nomor 15 berfungsi

sebagai ammonia-water mixer/mixing unit untuk mencampur aliran yang berasal

dari Evaporator 2 dan HT Recuperator yang akan menuju ke evaporator 1 untuk

melanjutkan proses penguapan lebih lanjut.


40

2222

2121

2020 1919

1818

1717

1616

1515

1414

1313

1212

1111

1010

99

88

77

66

55

44

33

22

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator

Gambar 3.2. Skema Pemodelan Siklus Kalina KCS 11


41

3.3 PROSES PERHITUNGAN DENGAN CYCLE TEMPO 5.0

Setelah membuat model sistem seperti gambar maka langkah selanjutnya

adalah melakukan perhitungan yang melibatkan perhitungan energi, exergi dan

kesetimbangan massa. Berbagai persamaan yang dipersiapkan antara lain :

Persamaan :

1. Kesetimbangan massa pada Evaporator 1 dan 2.

2. Kesetimbangan massa dan energi pada Turbin.

3. Kesetimbangan massa total pada Kondenser.

4. Kesetimbangan massa air pendingin pada Kondenser.

5. Kesetimbangan massa dan energi pada HT Recuperator, LT Recuperator.

6. Kesetimbangan massa pada Feed Pump.

7. Kesetimbangan massa pada Cooling Water Pump.

Secara garis besar proses perhitungan kalkulasi termodinamik Cycle

Tempo5.0 seperti pada gambar berikut.

Gambar 3.3. Diagram Proses Perhitungan Cycle Tempo


42

3.4 KESETIMBANGAN ENERGI PADA CYCLE TEMPO

Proses perhitungan energi melibatkan proses perhitungan energi masuk,

perhitungan energi keluar, perhitungan konsumsi energi, dan perhitungan efisiensi

sistem.

3.4.1 Kesetimbangan Energi pada Heat Exchanger

Persamaan power atau heat transmit adalah

( ) ( ) ( )( ) ( ) ( )( ), ,

1 1

. .

n n

in m in out m out

j j

PH i h j j h j j

= =

= Φ − Φ∑ ∑ ....................... (3.1)

Contoh perhitungan energi pada Evaporator 1 :

Data input :

Brine water

T 1= 1800

C

P1 = 10.2 bar, h1= 763.2 kJ/kg, mass flow = 51 kg/s

Data pipa 11

T11= 1000

C

P11 = 9.7 bar, h11= 419.75 kJ/kg, mass flow = 51 kg/s

Data pipa 5

T5 = 1750

C

P5 = 34 bar, h5 = 1789.1 kJ/kg, mass flow = 19.752 kg/s

Data pipa 22

T22 = 99.80

C

P22 = 34 bar, h22 = 902.3 kJ/kg, mass flow = 19.752 kg/s

Heat transmit

kWQ

Q

hhmQ

t

t

t

17516

)75.4192.763(51

)(1111

=

−=

−= &

Heat absorbed

kWQa

Qa

hhmQa

17516

)3.9021.1789(752.19

)(2255

=

−=

−= &


43

(a)(b)

3.4.2 Kesetimbangan Energi pada Kondenser

Gambar 3.5. Gambar skematik kondenser

cmmmmmm &&&&&& ==+=

54213,

absorbdeliverQQ =

4455332211hmhmhmhmhm &&&&& −=−+

)()()(45322311

hhmhhmhhmc

−=−+− &&& …………………………………….. (3.2)

Gambar 3.4. (a) Skema Evaporator, (b) Preview hasil perhitungan

dengan Cycle Tempo

11, mh &

22,mh &

33, mh &

55, mh &

44,mh &


44

3.4.3 Kesetimbangan Energi pada Turbin

Gambar 3.6. Gambar skematik turbin uap

turbineemgenerator

mturbine

PP

hhmP

,

21)(

η

η

=

−= &

………………………………………………………...(3.3)

generatorelektrikalmekanikalefisiensi

turbinemekanisefisiensi

em

m

=

=

,η

η

s

i

hh

hh

21

21

−

−

=η ……………………………………………………………. (3.4)

isentropikprosesentalpih

isentropikefisiensii

s=

=

2

η

mPTh &),,(111

mPTh &),,(222

Gambar 3.7. Proses ekspansi turbin uap


45

3.4.4 Kesetimbangan Energi pada Drain Tank

Gambar 3.8. Gambar skematik drain tank

Perhitungan drain tank adalah perhitungan kesetimbangan energi dan

dianggap tidak ada kerugian kalor pada drain tank.

Perhitungan kesetimbangan energi adalah

44332211hmhmhmhm &&&& +=+ …………………………………………………(3.5)

3.4.5 Kesetimbangan Energi pada Pompa Cairan

Gambar 3.9. Gambar skematik pompa

Perhitungan energi pada pompa selalu memperhatikan nilai efisiensi mekanikal

dan efisiensi isentropik, perhatikan gambar.

em

pump

hhm

P

mmm

,

34

21

)(

η

−

=

==

&

&&&

…………………………………………………………... (3.6)

Gambar 3.10. Proses penaikan tekanan cairan pada pompa

11, hm&

22.hm&

33,.hm&

44,hm&

22,hm&

11,hm&


46

sss

33=

34

33

hh

hhs

i

−

−

=η ………………………………………………………………….(3.7)

isentropikprosesentalpih

isentropisefisiensi

pompaelektrikalmekanikalefisiensi

s

i

em

=

=

=

3

,

η

η

3.4.6 Efisiensi Energi Sistem

inputenergyTotal

powermechanicalelectricproducedTotal

efiiciencythermalGross

/

= ….....(3.8)

inputenergyTotal

nconsumptioowntotalelectricproducedTotal

efiiciencythermalNet

−

= …(3.9)

Total produced electric/mechanical power = Pgenerator

Total own consumption = jumlah total energi yang digunakan untuk menjalankan

pompa = total Ppump.

Total energi input = total heat absorbed pada Evaporator 1 dan 2

3.5 KESETIMBANGAN EXERGI PADA Cycle Tempo

Dalam analisa exergi dari proses dan sistem termodinamika melibatkan

perhitungan exergi yang diabsorb oleh sistem atau apparatus, exergi yang

dideliver, serta besarnya kerugian (losses) pada proses tersebut. Losses ini dapat

disebabkan oleh drainage dan degradation energi. Besarnya jumlah losses dapat

dihitung dengan menggunakan efisiensi exergi dari proses, komponen, atau

sistem.

Efisiensi exergi dapat digunakan untuk menganalisa dan mengoptimasi

proses dan sistem. Optimasi dapat dilakukan dengan meningkatkan efisiensi

exergi melalui pengurangan kerugian exergi (exergi losses). Efisiensi exergi juga

dapat menunjukkan kualitas dari konversi energi pada sistem pembangkit.

Untuk menghitung nilai exergi, pertama harus ditentukan dahulu referensi

atau kondisi lingkungan ketika perhitungan dilakukan. Misalnya suhu dan tekanan

lingkungan To dan Po.


47

3.5.1 Kesetimbangan Exergi pada Heat Exchanger

Persamaan exergi yang mengalir pada sistem adalah

1 2 1 2 0 1 2( ) ( )

ph phh h T s sε ε− = − − − ....................................................... (3.10)

Contoh perhitungan exergi pada Evaporator 1, dengan data sama seperti contoh

perhitungan energi sebelumnya.

Data input :

Dengan temperatur dan tekanan lingkungan adalah 300

C=303.15 K dan 1.01325

bar

T 1= 1800

C

P1 = 10.2 bar, h1= 763.2 kJ/kg, s1 =2.1395 kJ/kgK, mass flow = 51 kg/s

Data pipa 11

T11= 1000

C

P11 = 9.7 bar, h11= 419.75 kJ/kg, s11 = 1.3063 kJ/kgK, mass flow = 51 kg/s

Data pipa 5

T5 = 1750

C

P5 = 34 bar, h5 = 1789.1 kJ/kg, s5 = 5.0955 kJ/kgK, 19.752 kg/s

Data pipa 22

T22 = 99.80

C

P22 = 34 bar, h22 = 902.3 kJ/kg, s22 = 2.9183 kJ/kgK, 19.752 kg/s

Exergi absorbed

kWxmEx

kgkJEx

Ex

ssThhEx

a

a

a

oa

14.463451864.90.

/8654.90

)1395.23063.1(15.303)2.76375.419(

)()(

1

111111

−=−=

−=

−−−=

−−−=

&

Tanda negatif berarti exergi diserap dari brine water

Exergi deliver

kWxmEx

kgkJEx

Ex

ssThhEx

d

d

d

od

39.4479752.1978.226.

/78.226

)9183.20955.5(15.303)3.9021.1789(

)()(

5

225225

==

=

−−−=

−−−=

&

Exergi losses

)(51

mExmExda

&& −−


48

4634.14-4479.39 = 154.76kW

Dari gambar 3.5. terlihat perhitungan exergi losses dengan menggunakan software

didapatkan hasil 154.78 kW.

(a) (b)

Gambar 3.11. (a) Skema Evaporator, (b) Preview hasil perhitungan exergi

dengan Cycle Tempo , (c) Kesetimbangan exergi pada heat

exchanger

hImeemee +−=−

234121)()( && ………………………………………………..(3.11)

hooImssThhmssThh +−−−=−−−

2343412121))(())(( && ……………………(3.12)

Ih = Exergy losses heat exchanger

11,me &

12,me &

23, me &

24, me &

(c)

hI


49

3.5.2 Kesetimbangan Exergi pada Kondenser

Gambar 3.12. Kesetimbangan exergi pada kondenser

cmmm &&& ==

54

cImememememe +−=−+

4455332211&&&&&

IcmsThmsThmsThmsThmsThooooo

+−−−=−−−+−444555333222111

)()()()()( &&&&&

IcssThhmsThmsThmsThoooo

+−−−=−−−+− )()()()(4545333222111

&&& …..(3.13)

kondenserpadalossesexergiIc

=

3.5.3 Kesetimbangan Exergi pada Turbin

Gambar 3.13. Kesetimbangan exergi pada turbin

mmm &&& ==21

taktualIWmee +=− &)(

21…………………………………………………… (3.14)

toImhhmssThh +−=−−− && )())((

212121…………………………………..(3.15)

m

I

hhssThht

o

&

+−=−−− )()()(212121

……………………………………...(3.16)

W aktual

It

e1, 1

m&

e2, 2

m&

11,me &

22, me &

33, me &

44,me &

55, me &

cI


50

Gambar 3.14. Kesetimbangan exergi pada drain tank

11,me &

33, me &

44, me &

22, me &

)(12

ssTmIot

−= & ………………………………………………………… (3.17)

It = exergi losses turbin

Nilai efisiensi exergi dari turbin dapat dihitung dengan rumus

...................................................................(3.18) (..

3.5.4 Kesetimbangan Exergi pada Drain Tank

dImemememe ++=+

44332211&&&& …………………………………………… (3.19)

dooooImsThmsThmsThmsTh +−+−=−+−

444333222111)()()()( &&&& ……….(3.20)

drumpadalossesexergiId

=

3.5.5 Kesetimbangan Exergi pada Pompa Cairan

Gambar 3.15. Kesetimbangan exergi pada pompa cairan

mmm &&& ==21

paktualImeWme +=+ &&

21………………………………………………… (3.21)

11, me &

aktualW

pI

dI

22,me &


51

m

I

SThhhsTh

p

oo

&

+−=−+− )()()(221211

m

I

hhssThh

p

o

&

+−=−+− )()()(211221

)(12

ssTmIop

−= & ………………………………………………………….. (3.22)

3.6 PARAMETER INPUT PERHITUNGAN ENERGI DAN EXERGI

Perhitungan energi dan exergi pada pemodelan dengan Cycle Tempo 5.0

dilakukan dengan memaasukkan parameter input yang dibutuhkan untuk

melakukan proses perhitungan dan iterasi software. Untuk perhitungan exergi

pertama-tama harus dimasukkan terlebih dahulu environment definition yaitu

kondisi termodinamik lingkungan, temperatur dan tekanan yang akan dimasukkan

sebagai referensi perhitungan exergi.

3.6.1 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi pada Heat

Exchanger

Gambar 3.16. General heat exchanger [13].


52

.

Gambar 3.17. T-Q diagram heat exchanger [13].

Parameter input:

EEQCOD = 1 à menghitung aliran massa

2 à Menghitung nilai entalpi masuk dan keluar

TIN 1 = temperatur masuk sisi primer (bagian yang dipanaskan)

TOUT 2 = temperatur keluar sisi sekunder (bagian yang didinginkan)

DELTL = perbedaan temperatur antara TOUT 2 dan TIN 1

TIN 2 = temperatur masuk sisi sekunder (bagian yang didinginkan)

TOUT 1 = temperatur keluar sisi primer (bagian yang dipanaskan)

DELTH = perbedaan temperatur TOUT 1 dan TIN 2

DELP1 = kerugian tekanan sisi primer aliran

DELP2 = kerugian tekanan sisi sekunder aliran

Dalam pemodelan jenis heat exchanger, default yang dipakai adalah tipe

counter flow.

Perhitungan nilai efisiensi exergi adalah sebagai berikut

outondaryinondary

inrimaryoutprimary

ex

ExEx

ExpEx

secsec−

−

=η ............................................................... (3.23)


53

3.6.2 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi pada Kondenser

Gambar 3.18. Skema model kondenser [13].

Parameter-parameter input :

EEQCOD = 1 à menghitung aliran massa

2 à Menghitung temperatur, nilai entalpi masuk dan keluar

SATCOD = 0 apabila aliran keluar dari secondary flow berada pada titik

saturasi.

RPSM = ratio antara aliran massa primer dan sekunder.

DELTH = perbedaan temperatur antara temperatur saturasi sekunder

dengan aliran keluar primer. (o

C)

DELTL = perbedaan temperatur antara aliran keluar sekunder dengan aliran

masuk primer. (o

C)

DTSUBC = perbedaan temperatur antara temperatur saturasi sekunder

dengan aliran keluar sekunder. (o

C)

DELE = aliran energi ke enviroment (losses) (kW)

Perhitungan pada kondenser melibatkan perhitungan keseimbangan energi

dan keseimbangan massa. Perhitungan ini dapat diperoleh dari perhitungan dalam

software dengan langkah sebagai berikut.


54

Persamaan energi untuk kondenser dapat dihitung dengan dua cara :

1. Cara pertama adalah dengan menggunakan EEQCOD (Energy Equation

Code) = 1. Pada cara ini, yang dihitung adalah aliran massa pada

kondenser atau sistem secara keseluruhan dan digunakan untuk

menghitung kuantitas aliran air pendingin yang butuhkan. Persamaan ini

dapat diselesaikan dengan mengetahui entalpi masuk dan keluar dari

kondenser. Entalpi tersebut dihitung jika perbedaan tekanan dan salah satu

dari tekanan masuk/keluar diketahui. Berikut adalah tabel yang

menunjukkan variabel-variabel yang harus diketahui dan tidak harus

diketahui dalam memperhitungkan persamaan jika massa tidak diketahui :

Tabel III.2. Variabel-variabel pada Kondenser untuk EEQCOD = 1 [13]

dimana

U = tidak perlu diketahui

K = perlu diketahui

2. Cara kedua adalah dengan menggunakan EEQCOD = 2, persamaan energi

digunakan untuk menghitung temperatur dan entalpi dari kondenser atau

sistem secara keseluruhan. Tabel untuk menyelesaikan persamaan jika

entalpi tidak diketahui :

Tabel III.3. Variabel-variabel pada Kondenser untuk EEQCOD = 2 [13]


55

dimana :

U = tidak perlu diketahui

K = perlu diketahui

Efisiensi exergi pada kondenser dapat dihitung dengan :

, ,

( )

, ,

p in p out

Ex condenser

s in s out

EX EX

EX EX

η

−

=

−

..……………………………….…..(3.24)

dimana :

,p inEX /

,p outEX = exergi masuk/keluar dari aliran primer.

,s inEX /

,s outEX = exergi masuk/keluar dari aliran sekunder.

Perhitungan kesetimbangan energi dan massa juga bisa melibatkan faktor

dimensi dan desain kondenser. Untuk perhitungan dalam studi ini faktor dimensi

dan desain kondenser tidak masuk dalam proses perhitungan

3.6.3 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi Turbin

Penggunaan berbagai jenis turbin disesuaikan dengan kondisi dan

parameter serta batasan-batasan dalam pemodelannya. Tipe yang akan digunakan

dalam simulasi ini adalah tipe back pressure turbine, berbeda dengan tipe

condensing turbine yang tekanan keluar turbin uap mencapai 0.1 bar yang umum

digunakan pada Siklus Rankine. Back Pressure Turbine memiliki tekanan keluar

turbin masih cukup besar dan berupa campuran dua fase vapor-liquid. Tekanan

yang masih cukup besar ini dimaksudkan agar temperatur kondensasi cairan

ammonia-water di kondenser tidak lebih kecil dari temperatur masuk cooling

water. Hal ini penting supaya cairan ammonia-water yang keluar dari kondenser

benar-benar dalam keadaan saturasi (saturated liquid) dengan quality vapor 0%.

Penggunaan turbin jenis ini serta pengontrolan tekanan yang keluar dari turbin

yang harus benar-benar diperhatikan supaya didapatkan suatu sistem yang

workable dan optimal.


56

Parameter input yang digunakan sebagai data input dalam perhitungan

Cycle Tempo untuk apparatus turbin adalah sebagai berikut :

PIN : Tekanan masuk turbin

TIN : Temperatur masuk turbin

TOUT : Temperatur keluar turbin

DELT : Penurunan temperatur antara temperatur masuk dan keluar turbin.

GDCODE : Kode yang mengindikasikan adanya (GDCODE = 2) atau tidak

adanya (GDCODE = 1) governing stage (default 1).

ETHAI : Efisiensi isentropik

ETHAM : Efisiensi mekanik

DIAIN : Pitch diameter dari governing stage

DIAOUT : Pitch diameter dari baris terakhir blades

SLENG : Panjang Blade terakhir

DESMAS : Design inlet mass flow rate (kg/s)

PINCND : Tekanan antara bagian medium dan low

POUTDS : Design value of the outlet pressure

POUTRT : Pressure just downstream of the governing stage; (default =

0.625*PIN) (bar)

DELH : Isentropic enthalpy drop at design conditions (kJ/kg)

TUCODE : 5 Digit kode t1 t2 t3 t4 t5


57

Tabel III.4. Tipe-tipe turbin yang tersedia pada pemodelan Cyle Tempo [13]

3.6.4 Parameter Input Perhitungan Energi dan Exergi Drain Tank

Komponen utama dalam sistem drain tank adalah drum. Di dalam drum ini

terjadi pemisahan antara fase uap dan cair dari inlet stream yang akan dipisahkan.

Dalam aplikasi pemisahan ammonia-water, drum berfungsi untuk mengalirkan

fase uap yang kaya ammonia ke atas (vapor stream) yang memiliki massa jenis


58

lebih ringan dan fase cair yang kaya akan H2O terkumpul pada saluran bagian

bawah drum (liquid stream) karena sifatnya yang lebih berat.

Gambar 3.19. Gambar skematik drum [13]

Parameter input:

PIN : tekanan masuk drum (bar)

POUT : tekanan keluar drum (bar)

DELE : kebocoran atau penambahan energi pada sistem. (default = 0) dianggap

energi yang masuk ke drum sama dengan energi yang keluar drum.

CRATIO : rasio sirkulasi antara circulating flow dengan main flow. Nilai

resiprokal CRATIO = 1/CRATIO adalah kualitas uap yang masuk dari

bagian circulating flow.

Dalam simulasi biasanya pipa yang keluar dan masuk ke drum

didefinisikan terlebih dahulu kualitas uapnya, terutama pipa vapor stream dan

liquid stream/down stream.

Perhitungan nilai efisiensi exergi pada drum adalah

circoutcircin

flowmaininflowmainout

ex

ExEx

ExEx

,,

,,

−

−

=η ………………………………………….. (3.25)


59

3.6.5 Parameter input perhitungan energi dan exergi pompa

Gambar 3.20. skematik model pompa [13]

Parameter input :

ETHAI = efisien isentropik.

ETHAM = efisiensi mekanikal.

ETHAE = efisiensi elektrikal.

Dalam pemodelan digunakan range efisiensi isentropik antara 70-90%, begitu

juga dengan efisiensi isentropik turbin. Untuk efisiensi mekanial, elektrikal

digunakan nilai 99%, begitu juga dalam memodelkan turbin dan generator.

Nilai efisiensi exergi pompa dapat dihitung dengan rumus

........................................................................ (3.26)

Jika losses yang terjadi pada penyaluran listrik dengan electromotor dihitung,

maka efisiensi exergi menjadi :

....................................................................... (3.27)


60

BAB IV

ANALISIS DAN HASIL SIMULASI

KCS 11

4.1 SISTEM SIKLUS KALINA KCS 11

Pembangkit daya sistem siklus Kalina yang telah berjalan dan dilakukan

komersialisasi di dunia, yakni yang berada di negara Islandia. Akan dilakukan

perbandingan yang diperlukan untuk mengetahui proses termodinamika di dalam

sistem Siklus Kalina tersebut, dan untuk mencari konfigurasi yang tepat untuk

kondisi di Indonesia. Sistem ini dipakai karena beberapa alasan yang

mendasarinya, diantaranya:

1. Pengembangan Siklus Kalina secara komersil untuk sumber bertemperatur

rendah telah terbukti berhasil dengan efisiensi yang lebih baik.

2. Sistem Siklus Kalina memiliki tingkat fleksibilitas yang baik, hal ini

karena sifat dari fluida kerjanya, ammonia-water, memiliki nilai titik didih

yang bervariasi dengan campuran massa yang berbeda[2], sehingga

memungkinkan didapatkan konfigurasi yang terbaik.

Dalam melakukan penelitian ini diambil jalan dengan simulasi

menggunakan alat bantu berupa software, CycleTempo 5.0 yang dibuat oleh Delft

University of Technology (TU Delft), dalam pemodelan sistem termodinamika

serta melakukan optimasi sistem.

Dalam penelitian ini siklus Kalina yang digunakan adalah KCS 11 karena

nilai temperatur brine water yang tinggi yaitu mencapai 1800

C, sehingga fluida

kerja yang keluar dari Evaporator adalah superheat dan tidak perlu dilakukan

pemisahan dengan separator. Berbeda dengan KCS 34 yang menggunakan

separator untuk memisahkan fase uap dan cair pada fluida yang menuju turbin.

Fluida superheat yang berasal dari Evaporator pada sistem KCS 11 langsung

digunakan untuk menggerakkan turbin dalam proses menghasilkan daya. Proses

pendidihan fluida kerja pada Evaporator hingga menjadi superheat seperti

diperlihatkan pada gambar 4.1. di bawah ini.


61

Gambar 4.1. T-x diagram proses pendidihan fluida kerja

Proses pendidihan fluida kerja campuran ammonia-water berlangsung dari

titik 1 hingga titik 2. Titik 1 adalah kondisi campuran fluida keluaran dari

Evaporator 2 dan HT Recuperator pada temperatur 990

C terlihat pada gambar 4.5

hal 68. Pada Evaporator 1 fluida kerja diuapkan hingga mencapai saturasi dan

superheat pada temperatur 1750

C pada tekanan 34 bar. Fluida pada titik 2

langsung dimanfaatkan menjadi daya kerja di turbin uap.

Parameter-parameter input yang digunakan dalam simulasi dengan

software Cycle Tempo 5.0 :

1. Temperatur dan tekanan udara lingkungan adalah 30o

C dan 1.013 bar1

.

2. Komposisi zat-zat yang terkandung pada udara lingkungan (dalam fraksi

mol) :

Ar = 0.91 %

CO2 = 0.03 %

H2O = 1.68 %

1

Temperatur dan Tekanan lingkungan standard rata-rata di Indonesia. Untuk perhitungan lebih

lanjut diperlukan data ketinggian pembangkit dari permukaan air laut, sehingga untuk penelitian

ini asumsi ketinggian sama dengan ketinggian air laut.


62

N2 = 76.78 %

O2 = 20.6 %

3. Efisiensi turbin

Efisiensi isentropis = 70%

Efisiensi mekanis = 99%

4. Efisiensi generator

Efisiensi mekanikal elektrikal = 99%

5. Temperatur air pendingin /cooling water digunakan air dengan temperatur

pegunungan = 23o

C

6. Kondisi brine water

Temperatur masuk 1800

C

Tekanan masuk = 10.2 bar

Mass flow rate = 51 kg/s

7. Kerugian tekanan (pressure drop) pada kondenser

Kerugian tekanan pada primary stream = 0.5 bar

Kerugian pada secondary stream = 0 bar (proses kondensasi)

8. Kerugian tekanan pada peralatan penukar kalor kecuali kondenser pada

primary dan secondary stream = 0.5 bar

• Data apparatus dan fluida kerja

1. Fluida kerja yang digunakan campuran ammonia-water

2. Kondenser

à Aliran primer :

Air pegunungan dengan temperatur masuk 230

C dan temperatur keluar 320

Kerugian tekanan = 0.5 bar

Delta TL = 0<DLTL0

C

à Aliran sekunder :

Temperatur keluar = temperatur saturasi dari campuran ammonia-water.

3. Pompa

Efisiensi mekanikal elektrikal pompa didapat grafik efisiensi (%) – daya

(kW) pada gambar di bawah ini.


63

Condensate pump

Efisiensi mekanikal elektrikal pompa = 90%

Cooling water pump

Efisiensi mekanikal elektrikal pompa= 90%

4. LT Recuperator

Aliran primer adalah aliran campuran yang berasal dari kondenser.

Aliran sekunder adalah aliran yang berasal dari ekstraksi turbin.

P in aliran primer = Pout pompa kondensat

T out aliran primer = 600

C

5. HT Recuperator

Tin aliran primer = 600

C

DLTH = 100

C

DLTL = 150

C

6. Evaporator 1

Tout aliran primer = 1750

C

Tout aliran sekunder = 1000

C

7. Evaporator 2

Tin aliran primer = 600

C

Tout aliran sekunder = 800

C

Gambar 4.2. Grafik efficiency vs power [13]


64

8. Mixer (apparatus nomor 15)

Temperatur campuran (mixing) < Tout aliran sekunder Evaporator 1

supaya tidak terjadi crossing temperatur.

9. Proses separasi kandungan vapor dan liquid campuran water-ammonia

menggunakan gravitational separator knockout drum dengan circulation

ratio = 1.

4.2 HASIL SIMULASI KCS 11

Hasil simulasi di bawah ini adalah siklus Kalina tipe KCS 11 yang

menggunakan campuran ammonia-water bervariasi 83.5 %-88.5% dengan

masing-masing dioptimasi pada tekanan sisi keluar turbin. Keadaan sebelum

optimasi (data awal) tekanan keluar turbin adalah 9.9 bar. Hasil optimasi yang

akan dibahas secara energi dan exergi adalah sistem dengan fraksi massa 83.5 %.

Tujuan optimasi adalah menghasilkan power output yang paling besar dengan

memaksimalkan perbedaan entalpi pada turbin. Power output yang bervariasi

pada tiap campuran akan dibandingkan untuk dicari yang paling optimal setelah

dilakukan optimasi (simulasi Cycle Tempo) pada tekanan keluar turbin.

4.2.1 Optimasi Sistem KCS 11

Metode optimasi yang dilakukan adalah untuk mencari nilai Power Output

paling besar.

moutinturbinhhmP η)( −= & ………………………………………………………..(4.1)

genmturbingenPP

,.η= …………………………………………………………… (4.2)

Keterangan :

G

mTPinh &),,(

mTPouth &),,(

Gambar 4.3. Skematik turbin


65

)/(

)/(

)/(

(%)

)(

)(

kgkJkeluarentalpihout

kgkJmasukentalpih

skgflowmassm

turbinmekanikalefisiensi

kWgeneratorPowerP

kWturbinPowerP

in

m

gen

turbin

=

=

=

=

=

=

&

η

Kalor yang dibutuhkan untuk membangkitkan daya dalam hal ini adalah

konstan, karena sumber brine water diasumsikan tidak berfluktuasi terhadap

waktu, maka nilai efisiensi exergi akan maksimum apabila Power Output (Power

yang dihasilkan generator) maksimum.

Optimasi yang dikerjakan pada siklus KCS 11 dilakukan pada beberapa

parameter sebagai variasi dalam mencari nilai optimal power output. Pada

simulasi akan ditentukan variasi konfigurasi dari komposisi ammonia-water.

Penentuan komposisi fraksi massa ammonia ini dapat diperoleh dengan

melakukan penelusuran dengan menjalankan simulasi berulang-ulang hingga

dicapai hasil konvergen dan sistem dengan power output paling besar. Dengan

memberikan input data fraksi massa ammonia tertentu maka simulasi akan

memberikan hasil data output yang benar dengan ditandai oleh tidak adanya pesan

peringatan yang muncul pada simulasi.

Contoh optimasi pada campuran ammonia-water 83.5% dengan kondisi awal

sebelum optimasi:

• Pout turbin = 9.9 bar

• h in =1784.17 kJ/kg pada suhu 1750

C dan tekanan 34 bar

• h out = 1630.48 kJ/kg pada suhu 1150

C dan tekanan 9.9 bar

• mass flow = 20.1 kg/s

• Delta Entalpi turbin = 1784.17kJ/kg-1630.48kJ/kg = 153.69 kJ/kg

• Suhu kondensat = 26.530

C

Didapatkan dari hasil simulasi

Dengan efisiensi isentropik sebesar 70% dan efisiensi mekanikal-elektrikal 99%

Power Output : 3028.44 kW


66

Contraint atau batasan-batasan dalam metode optimasi :

• Temperatur dan tekanan masuk brine water adalah 1800

C dan 10.2 bar

(Evaporator 1), temperatur dan tekanan keluar brine water adalah 800

C

dan 9.2 bar (Evaporator 2) yang merupakan pemanfaatan optimal brine

water .

• Temperatur dan tekanan masuk cooling water adalah 230

C dan 3 bar,

kenaikan temperatur cooling water adalah 90

C.

• Delta TH Apparatus nomor 3 (Evaporator) DLTH = 50

C.

• Fluida secondary stream yang keluar kondenser adalah kondensat dengan

quality vapor 0% atau saturated liquid dengan atau tanpa subcooling

dengan mengacu pada delta TL kondenser.

• Tekanan keluar pompa kondensat = 35 bar.

• Delta TL kondenser 0< DLTL 40

C

• Pressure drop pada alat penukar kalor kecuali secondary stream pada

kondenser = 0.5 bar.

• Temperatur campuran (mixing) apparatus nomor 15 adalah kurang dari

Tout aliran sekunder Evaporator 1 supaya tidak terjadi crossing

temperature, dengan perbedaan maksimum sebesar 120

C.

Optimasi dilakukan dengan mencari nilai tekanan optimal keluar turbin

sehingga dicapai delta entalpi maksimum pada turbin dengan memperhatikan

batasan-batasan di atas.

Dengan menggunakan penelusuran pada simulasi Cycle Tempo maka

didapatkan nilai optimal (tidak menyalahi constraint) pada proses optimasi sistem

dengan campuran ammonia-water 83.5% sebagai berikut :

• P out turbin = 9.2 bar

• h in = 1784.17 kJ/kg pada suhu 1750C dan tekanan 34 bar

• h out = 1622.05 kJ/kg pada suhu 112.80

C dan tekanan 9.2 bar

• mass flow = 19.6 kg/s

• suhu kondensat = 23.460

C

• Delta entalpi turbin = 1784.17kJ/kg-1622.05kJ/kg = 162.12 kJ/kg


67

Didapatkan dari hasil simulasi

Dengan efisiensi isentropik sebesar 70% dan efisiensi mekanikal-elektrikal 99%

Power Output = 3115.2 kW

Perbandingan Power Output KCS 11 Dengan Mass

Fraction 83.5%

2980

3000

3020

3040

3060

3080

3100

3120

3140

Po

wer O

utp

ut (kW

)

Sebelum OptimasiSetelah Optimasi

Pada sistem Siklus Kalina setelah optimasi nilai entalpi pada sisi keluar

turbin lebih rendah dari kondisi sebelum optimasi sehingga menyebabkan power

output yang bisa dihasilkan lebih besar (terlihat pada grafik). Hal ini juga

mengakibatkan efisiensi energi dan exergi Siklus Kalina naik Nilai perbandingan

energi dan exergi yang mengalir pada kondisi sebelum dan sesudah optimasi

diberikan pada tabel IV.3. dan IV.4. Dari tabel bisa dilihat bahwa nilai exergi

yang mengalir ke turbin, pipa nomor 5 pada kondisi setelah optimasi lebih besar

daripada kondisi sebelum optimasi meskipun aliran exergi dari brine water, pipa 1

adalah sama untuk kedua kondisi tersebut. Nilai energi dan exergi yang diserap

serta energi dan exergi yang dideliver oleh sistem diberikan pada tabel IV.1. dan

IV.2. Gambar 4.5 dan 4.6 memperlihatkan perbedaan KCS 11 sebelum dan

sesudah optimasi.

Gambar 4.4. Grafik perbandingan power output


68

P = -114.15 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.83 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

ΦH,trans = 18864.3 kW


Pm = 3059.03 kWηi = 70 %ηm = 99 %


ΦH,trans = 17516 kW

Pel = 3028.44 kWηm,e = 99 %

34.00 99.47 912.94 20.105

2222

8.900 47.85 1357.70 13.989

8.900 47.85 100.00(X) 13.989

2121

34.00 91.18 768.69 7.138

2020

34.50 60.00 167.79 7.138

34.50 60.00 167.79 7.138

1919

5.000 32.03 134.66 502.000

1818

2.500 32.00 134.33 502.000

1717

3.000 23.00 96.75 502.000

1616

8.900 52.83 -1.10 6.117

1515

1414

8.900 57.72 942.03 0.060

1313

9.200 80.00 335.64 51.000

1212

9.700 100.00 419.75 51.000

9.700 100.00 419.75 51.000

1111

34.00 105.40 992.36 12.967

1010

8.900 57.72 942.03 20.105

8.900 57.72 942.03 20.105

99

34.50 60.00 167.79 12.96788

9.400 75.00 1098.68 20.105

9.400 75.00 74.30(X) 20.105

77

35.00 27.32 11.14 20.105

35.00 27.32 0.8350(ξ) 20.105

66

34.00 175.00 1784.17 5.0866(s) 34.00 175.00

1784.17 20.10555

9.900 115.40 1630.48 5.2566(s)44

0.8350(ξ) 26.53 6.03 20.105

8.900 26.53 6.03 20.105

33

22

10.20 180.00 763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T

h Φmp = Pressure [bar]T = Temperature [°C]h = Enthalpy [kJ/kg]Φm = Mass flow [kg/s]P = Pow er [kW]ηi = Isentropic eff iciency [%]ηm,e = Mechanical*Electrical eff. [%]ξ = Mass fraction [-]ΦH,trans = Transmitted heat f low [kW]Pm = Mechanical Pow er [kW]Pel = Electrical Pow er [kW]X = Vapour quality [%]ηm = Mechanical eff iciency [%]s = Entropy [kJ/kg.K]

Gambar 4.5. KCS 11 dengan fraksi massa ammonia by weight 83.5% sebelum optimasi


69

P = -113.99 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.09 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

ΦH,trans = 18789.2 kWΦH,trans = 3349.99 kW

Pm = 3146.69 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3115.23 kWηm,e = 99 %

34.00 97.98 890.75 19.606

2222

8.100 45.74 1356.64 13.801

8.100 45.74 100.00(X) 13.801

2121

34.00 91.23 769.66 7.127

2020

34.50 60.00 167.79 7.127

34.50 60.00 167.79 7.127

1919

5.000 32.03 134.66 500.000

1818

2.500 32.00 134.33 500.000

1717

3.000 23.00 96.75 500.000

1616

8.100 49.43 -16.79 5.804

1515

1414

8.200 56.10 947.01 0.079

1313

9.200 80.00 335.64 51.000

1212

9.700 100.00 419.75 51.000

9.700 100.00 419.75 51.000

1111

34.00 102.88 959.91 12.479

1010

8.200 56.09 947.01 19.606

8.200 56.09 947.01 19.606

99

34.50 60.00 167.79 12.47988

8.700 75.00 1117.88 19.606

8.700 75.00 75.35(X) 19.606

77

35.00 24.25 -3.08 19.606

35.00 24.25 0.8350(ξ) 19.606

66

34.00 175.00 1784.17 5.0866(s) 34.00 175.00

1784.17 19.60655

9.200 112.88 1622.05 5.2676(s)44

0.8350(ξ) 23.46 -8.31 19.606

8.100 23.46 -8.31 19.606

33

22

10.20 180.00 763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T

h Φm

p = Pressure [bar]T = Temperature [°C]h = Enthalpy [kJ/kg]Φm = Mass flow [kg/s]P = Pow er [kW]ηi = Isentropic efficiency [%]ηm,e = Mechanical*Electrical eff. [%]ξ = Mass fraction [-]ΦH,trans = Transmitted heat flow [kW]Pm = Mechanical Pow er [kW]Pel = Electrical Pow er [kW]X = Vapour quality [%]ηm = Mechanical efficiency [%]s = Entropy [kJ/kg.K]

Gambar 4.6. KCS 11 dengan fraksi massa ammonia by weight 83.5% setelah optimasi


70

Tabel IV.1. Data energi dan exergi KCS 11 83.5 % sesudah optimasi

No. Apparatus Type Energy[kW]

Total (kW) Exergy[kW]

Total (kW)

3 Evaporator 1 12 17515.99 4634.184 Evaporator 2 6 4289.53 710.1

Absorbed power

21805.52 5344.281 Generator G 3115.23 3115.23Delivered

gross power 3115.23 3115.23

13 Pump 8 186.09 186.0914 Pump 8 113.99 113.99

Aux. powerconsumption

300 300Delivered Net power 2815.23 2815.23

gross (%) 14.28 58.29Efisiensinet (%) 12.9 52.7

Tabel IV.2 Data energi dan exergi KCS 11 83.5 % sebelum optimasi

No. Apparatus Type Energy[kW]

Total (kW) Exergy[kW]

Total (kW)

3 Evaporator 1 12 17515.99 4634.184 Evaporator 2 6 4289.53 710.1

Absorbed power

21805.52 5344.281 Generator G 3028.44 3028.44Delivered

grosspower 3028.44 3028.44

13 Pump 8 186.83 186.8314 Pump 8 114.55 114.55

Aux. powerconsumption

301.38 301.38Delivered net power 2727 2727

Efisiensigross (%) 13.8 56.6net (%) 12.5 51

Dari data yang tersaji di atas nilai absorbed power dari brine water antara

siklus sebelum dan sesudah optimasi adalah konstan, tetapi nilai power yang

dihasilkan oleh siklus optimasi lebih besar. Hal ini disebabkan karena nilai exergi

)(45

ee − setelah optimasi yang ditansfer ke turbin lebih besar dari pada sebelum

optimasi dengan tingkat losses dan efisiensi yang sama pada turbin (lihat tabel

IV.3 dan IV.4).


71

Tabel IV. 3. Energi dan exergi flow Siklus Kalina 83.5 % sesudah optimasi

Pipe Total Energy flowTherm.Mec. Energy flow

Chemical energy

Total Exergy flow

Therm.Mec. Exergy flow

no. [kW] [kW] [kW] [kW] [kW]1 32505.51 32505.51 0 6179.86 6179.86

32505.51 32505.51 6179.86 6179.862 18111.26 18111.26 0 4333.91 4333.91

18111.26 18111.26 4333.91 4333.913 21563.84 21563.84 0 4131.35 4131.35

21563.84 21563.84 4131.35 4131.354 10400.26 10400.26 0 6639.67 6639.67

10400.26 10400.26 6639.67 6639.675 13578.74 13578.74 0 10893.96 10893.96

13578.74 13578.74 10893.96 10893.966 21461.25 21461.25 0 4206.76 4206.76

21461.25 21461.25 4206.76 4206.767 515.78 515.78 0 4744.48 4744.48

515.78 515.78 4744.48 4744.488 11527.47 11527.47 0 2758.45 2758.45

11527.47 11527.47 2758.45 2758.459 2834.21 2834.21 0 4277.64 4277.64

2834.21 2834.21 4277.64 4277.6410 1643 1643 0 4276.36 4276.36

1643 1643 4276.36 4276.3611 14989.81 14989.81 0 1545.68 1545.68

14989.81 14989.81 1545.68 1545.6812 10700.28 10700.28 0 835.58 835.58

10700.28 10700.28 835.58 835.5813 1866.94 1866.94 0 2817.49 2817.49

14208.02 14208.02 2721.97 2721.9714 966.48 966.48 0 1458.56 1458.56

966.48 966.48 1451.55 1451.5515 7116.95 7116.95 0 760.6 760.6

7116.95 7116.95 760.6 760.616 4944.29 4944.29 0 92.27 92.27

4944.29 4944.29 92.27 92.2717 1444.03 1444.03 0 30.05 30.05

1444.03 1444.03 30.05 30.0518 1500.98 1500.98 0 72.85 72.85

1500.98 1500.98 72.85 72.8519 6583.79 6583.79 0 1575.46 1575.46

6583.79 6583.79 1575.46 1575.4620 2294.25 2294.25 0 2198.17 2198.17

2294.25 2294.25 2198.17 2198.1721 17.42 17.42 0 1420.24 1420.24

17.42 17.42 1420.24 1420.2422 3937.25 3937.25 0 6465.21 6465.21

3937.25 3937.25 6465.21 6465.21


72

Tabel IV.4. Energi dan exergi flow Siklus Kalina 83.5 % sebelum optimasi

Pipe Total Energy flow Therm.Mec. Energy flow

Chemical energy

Total Exergy flow


no. [kW] [kW] [kW] [kW] [kW]1 32505.51 32505.51 0 6179.86 6179.86

32505.51 32505.51 6179.86 6179.862 18638.29 18638.29 0 4460.03 4460.03

18638.29 18638.29 4460.03 4460.033 21902.03 21902.03 0 4249.11 4249.11

21902.03 21902.03 4249.11 4249.114 10896.72 10896.72 0 7102.46 7102.46

10896.72 10896.72 7102.46 7102.465 13973.87 13973.87 0 11210.97 11210.97

13973.87 13973.87 11210.97 11210.976 21798.93 21798.93 0 4325.27 4325.27

21798.93 21798.93 4325.27 4325.277 90.1 90.1 0 5010.79 5010.79

90.1 90.1 5010.79 5010.798 12042.73 12042.73 0 2881.75 2881.75

12042.73 12042.73 2881.75 2881.759 3070.55 3070.55 0 4566.27 4566.27

3070.55 3070.55 4566.27 4566.2710 1236.1 1236.1 0 4561.92 4561.92

1236.1 1236.1 4561.92 4561.9211 14989.81 14989.81 0 1545.68 1545.68

14989.81 14989.81 1545.68 1545.6812 10700.28 10700.28 0 835.58 835.58

10700.28 10700.28 835.58 835.5813 2028.53 2028.53 0 3017.42 3017.42

14471.46 14471.46 2807.48 2807.4814 1041.52 1041.52 0 1549.25 1549.25

1041.52 1041.52 1541.85 1541.8515 7132.77 7132.77 0 805.24 805.24

7132.77 7132.77 805.24 805.2416 4944.29 4944.29 0 92.27 92.27

4944.29 4944.29 92.27 92.2717 1444.03 1444.03 0 30.05 30.05

1444.03 1444.03 30.05 30.0518 1500.98 1500.98 0 72.85 72.85

1500.98 1500.98 72.85 72.8519 6595.56 6595.56 0 1578.28 1578.28

6595.56 6595.56 1578.28 1578.2820 2306.03 2306.03 0 2201.06 2201.06

2306.03 2306.03 2201.06 2201.0621 12.46 12.46 0 1493.01 1493.01

12.46 12.46 1493.01 1493.0122 3542.13 3542.13 0 6746.89 6746.89

3542.13 3542.13 6746.89 6746.89


73

4.2.2. Rangkuman Proses Optimasi KCS 11

Dalam melakukan optimasi dilihat kecenderungan simulasi bahwa sistem

siklus Kalina KCS 11 dapat memenuhi constraint di atas, dengan range sbb:

Fraksi massa : 83.5% - 88.5%

Tekanan optimasi (Pout turbin) : 9.2 bar – 9.9 bar

Dari simulasi Cycle Tempo didapatkan nilai range di atas yang

memberikan hasil konvergen pada simulasi. Sehingga untuk angka di luar range

tersebut akan menghasilkan error/peringatan pada simulasi karena salah satu

konstrainnya tidak terpenuhi. Nilai optimal didapatkan dengan memasukkan range

tekanan pada sistem dengan fraksi massa tertentu yang terdapat pada range fraksi

massa dan dicari nilai yang paling optimal yaitu sistem dengan nilai power output

paling besar. Tiap fraksi massa tertentu didapatkan nilai tekanan optimalnya

dengan nilai tekanan awal sebelum optimasi adalah 9.9 bar.

Tabel IV.5. Fraksi massa dan tekanan optimasi

Fraksi Massa

(%) ammonia

Tekanan awal

sebelum optimasi

(bar)

Tekanan Optimal

(bar)

83.5 9.9 9.284 9.9 9.2

84.5 9.9 9.385 9.9 9.3

85.5 9.9 9.486 9.9 9.5

86.5 9.9 9.587 9.9 9.6

87.5 9.9 9.788 9.9 9.7

88.5 9.9 9.8

Berikut adalah data rangkuman hasil simulasi :

Rangkuman ini berisi data hasil simulasi dengan proses optimasi pada tekanan

keluar turbin untuk fraksi massa yang berbeda-beda.

Tabel IV.6. Optimasi pada Pout turbin 9.2 bar

EfisiensiEnergy Energy Exergy Exergy

Mass Fractionammonia

(%) gross (%) net (%)

Gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.29 12.9 58.3 52.7 3115.23 281584 14.18 12.75 57.85 52.2 3091.93 2790.93


74




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.23 12.85 58.05 52.42 3102.65 280284 14.12 12.74 57.62 52 3079.65 2778.65

84.5 14.01 12.6 57.18 51.5 3056.11 275585 13.9 12.5 56.75 51 3033.03 2732




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.17109 12.79071 57.82032 52.18813 3090.08 2789.0884 14.06217 12.68179 57.37592 51.74373 3066.33 2765.33

84.5 13.95573 12.57535 56.94163 51.30944 3043.12 2742.1285 13.85145 12.47106 56.51613 50.88394 3020.38 2719.38

85.5 13.74909 12.3687 56.09848 50.46629 2998.06 2697.06




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.11344 12.73306 57.58512 51.95293 3077.51 2776.5184 14.0059 12.62552 57.14633 51.51414 3054.06 2753.06

84.5 13.90084 12.52045 56.71765 51.08546 3031.15 2730.1585 13.79343 12.41305 56.27942 50.64723 3007.73 2706.73

85.5 13.69048 12.31009 55.85935 50.22716 2985.28 2684.2886 13.58931 12.20893 55.44657 49.81438 2963.22 2662.22

86.5 13.48769 12.1073 55.03192 49.39973 2941.06 2640.06




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.05584 12.67546 57.3501 51.71791 3064.95 2763.9584 13.94968 12.56929 56.91693 51.28474 3041.8 2740.8

84.5 13.84127 12.46088 56.47459 50.8424 3018.16 2717.1685 13.73542 12.35504 56.04272 50.41053 2995.08 2694.08


75

85.5 13.63182 12.25144 55.62003 49.98784 2972.49 2671.4986 13.53015 12.14977 55.20519 49.573 2950.32 2649.32

86.5 13.43031 12.04993 54.79784 49.16565 2928.55 2627.5587 13.33195 11.95156 54.39648 48.76429 2907.1 2606.1




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 14.00081 12.62043 57.12556 51.49337 3052.95 2751.9584 13.89102 12.51064 56.67761 51.04542 3029.01 2728.01

84.5 13.78169 12.40131 56.23152 50.59933 3005.17 2704.1785 13.67741 12.29702 55.80602 50.17383 2982.43 2681.43

85.5 13.57532 12.19494 55.3895 49.75731 2960.17 2659.1786 13.47099 12.09061 54.96381 49.33162 2937.42 2636.42

86.5 13.37079 11.9904 54.55496 48.92277 2915.57 2614.5787 13.27233 11.89194 54.15323 48.52104 2894.1 2593.1

87.5 13.17345 11.79307 53.7498 48.11761 2872.54 2571.5488 13.07976 11.69938 53.36753 47.73534 2852.11 2551.11




(%) gross (%) net (%)

gross (%) net (%)

Power(kW)

Power netto(kW)

83.5 13.9433 12.56292 56.89092 51.25873 3040.41 2739.4184 13.83241 12.45203 56.43847 50.80628 3016.23 2715.23

84.5 13.72689 12.34651 56.00792 50.37573 2993.22 2692.2285 13.61935 12.23897 55.56913 49.93694 2969.77 2668.77

85.5 13.51442 12.13404 55.14101 49.50882 2946.89 2645.8986 13.41179 12.0314 54.72225 49.09006 2924.51 2623.51

86.5 13.31126 11.93088 54.31209 48.6799 2902.59 2601.5987 13.21262 11.83223 53.9096 48.27741 2881.08 2580.08

87.5 13.11567 11.73529 53.51404 47.88185 2859.94 2558.9488 13.02024 11.63985 53.12465 47.49246 2839.13 2538.13

88.5 12.92618 11.54579 52.74087 47.10868 2818.62 2517.62


76




(%) gross (%) net (%) gross (%) net (%)

Power(kW)

power netto(kW)

83.5 13.888 12.50803 56.66 51.03475 3028.44 2727.4484 13.776 12.3959 56.209 50.57725 3003.99 2702.99

84.5 13.6673 12.28698 55.765 50.13285 2980.24 2679.2485 13.5613 12.18095 55.332 49.70024 2957.12 2656.12

85.5 13.4579 12.07754 54.91 49.27829 2934.57 2633.5786 13.3525 11.9722 54.48 48.84849 2911.6 2610.6

86.5 13.253 11.87337 54.077 48.44525 2890.05 2589.0587 13.1528 11.77248 53.665 48.0336 2868.05 2567.05

87.5 13.0577 11.67741 53.277 47.64571 2847.32 2546.3288 12.9605 11.58019 52.881 47.24902 2826.12 2525.12

88.5 12.865 11.48471 52.491 46.85945 2805.3 2504.3

4.3 ANALISIS ENERGI DAN EXERGI KCS 11

Dari data yang diperoleh dapat dibuat grafik perpandingan power output

dari berbagai kondisi konfigurasi campuran ammonia-water. Pada konsep energi

yang berlaku hukum kekekalan energi yang mengatakan bahwa energi tidak dapat

dimusnahkan dan diciptakan namun bisa berpindah dari satu bentuk ke bentuk

yang lain. Pada konsep exergi mengatakan bahwa energi memiliki nilai potensi

yang dapat dimanfaatkan (useful) dan dapat habis dipakai. Nilai energi yang tidak

dapat dimanfaatkan ataupun yang tidak mempunyai potensi kerja disebut anergi.

Perbandingan Power Output

2750

2800

2850

2900

2950

3000

3050

3100

3150

83 83.5 84 84.5 85 85.5 86 86.5 87 87.5 88 88.5 89

M ass Fraction Ammonia by weight (%)

Po

we

r O

utp

ut (k

W)

Sebelum OptimasiSetelah Optimasi

Gambar 4.7. Perbandingan Power Output pada konfigurasi fraksi massa


77

Gambar 4.8. Diagram aliran energi KCS 11 83.5 % ammonia kondisi optimal

Keterangan :

I = Evaporator 1

II= Turbin

III= Node (mixer)

IV= Evaporator 2

V= HT Recuperator

VI= Node (splitter)

VII= LT Recuperator

VIII= Pompa Ammonia

IX= Drain Tank

X= Condenser

Satuan dalam kW


78

Pada diagram aliran energi di atas terdapat nilai energi yang negatif yang

diakibatkan oleh nilai entalpi yang negatif (perhatikan pula skema hasil simulasi

KCS 11). Nilai aliran energi negatif ini muncul disebabkan nilai energi yang

diserap oleh cooling water supply cukup tinggi, sehingga selisih energi yang

dikeluarkan adalah negatif. Hal ini adalah wajar ketika melihat diagram T – X

yang dikeluarkan oleh ASHRAE (lampiran 4).

Daya yang diperoleh dari tiap simulasi yang dijalankan yakni pada fraksi

massa 83.5-88.5% diplot pada grafik 4.7. Hasil simulasi menunjukkan daya

keluaran akan semakin besar jika tekanan keluar turbin semakin kecil untuk mass

fraction tertentu. Tiap fraksi massa mempunyai nilai tekanan optimal yang

berbeda-beda seperti ditunjukkan tabel IV.5.

Sebagai contoh untuk fraksi massa 83.5 % nilai Power Output akan

semakin besar ketika tekanan sisi keluar turbin diperkecil dari 9.9 bar hingga

tekanan optimalnya yaitu 9.2 bar, hal ini terjadi karena perbedaan entalpi pada

turbin (hin-hout) semakin besar untuk tekanan sisi keluar turbin yang semakin

kecil, tentunya nilai range tekanan yang diberikan masih memenuhi konstrainnya.

Jika diperhatikan jumlah nilai energi dan exergi yang diserap oleh sistem

pada semua tingkatan optimasi adalah konstan yaitu 21805.52 kW dan 5344.28

kW, tetapi yang membedakannya adalah jumlah exergi delivernya. Dalam konsep

energi dikatakan bahwa energi yang diserap sama dengan energi yang dideliver,

oleh karena itu konsep energi tidak bisa menjelaskan kenapa untuk energi yang

diserap konstan tetapi nilai power output berbeda-beda. Hal ini bisa dijelaskan

dengan konsep exergi yang menyatakan bahwa exergi adalah maksimum potensial

kerja berguna yang bisa diambil dari sistem yang berinteraksi dengan

lingkungannya. Nilai potensial kerja berguna yang bisa diambil dari sistem adalah

berbeda-beda tergantung dari kondisi relatifnya terhadap lingkungan.

Penetapan nilai tekanan lingkungan dan temperatur lingkungan standar

akan membuat perhitungan exergi dimungkinkan. Sesuai dengan rumusan

umumnya :


79

0 0 0 0 0( ) ( )

xE e u P v v T s s

m

φ

Φ

= = = − + − − −

Pada sistem tertutup, availability yang dilambangkan dengan φ serupa

pengertiannya dengan exergi yang dilabangkan dengan Ex, namun pada kali ini

dead state pada varibel T0 dan P0, adalah sama dengan pada kedua wilayah ini (T0

= 30o

C dan P0 = 1.013 bar). Nilai exergi delivered ini bukanlah nilai power yang

sesungguhnya, untuk menghitung nilai power yang sesungguhnya harus dikurangi

terlebih dahulu dengan nilai exergi lossesnya sesuai persamaan 3.14.

Perbandingan Exergi delivered pada turbin

38003850390039504000405041004150420042504300

83 84 85 86 87 88 89Fraksi Massa ammonia (%)

Exerg

i d

elivered

(kW

)

Sebelum optimasiSetelah optimasi

Gambar 4.9. Exergi delivered pada turbin

Turbin merupakan alat ekspansi yang nilai kerja berada pada keadaan

steady-state dan steady flow [12] dengan rumusan net availability /exergi adalah

2 1 Q act cvw iψ ψ φ− = − − , didalam rumusan ini hanya ada 1 inlet dan 1 outlet pada

turbin. Turbin pada penelitian ini tidak reversible sehingga kerja yang dihasilkan

adalah kerja aktual. Turbin sebagai alat irreversible ditandai dengan adanya nilai

delta entropi tidak sama dengan nol, artinya nilai efisiensi isentropis (persamaan

3.4) tidak mungkin mencapai 100%, sehingga nilai power aktual turbin lebih

kecil daripada turbin ideal. Konsekuansinya adalah dihasilkan irreversibility atau

disebut dengan losses /kerugian. Aliran exergi pada sistem serta losses yang

terjadi pada tiap apparatus dapat dijelaskan melalui diagram Grassman berikut ini.


80

Keterangan :

I = Evaporator 1

II= Turbin

III= Node (mixer)

IV= Evaporator 2

V= HT Recuperator

VI= Node (splitter)

VII= LT Recuperator

VIII= Pompa Ammonia

IX= Drain Tank

X= Condenser

Satuan dalam kW

Gambar 4.10. Diagram Grassman KCS 11 83.5 % ammonia kondisi optimal


81

Dari diagram Grassman gambar 4.10 nilai losses paling besar ada pada

turbin, sehingga tepat jika optimasi dilakukan pada turbin karena turbin sangat

berpengaruh pada hasil optimasi (power output) dibandingkan jika optimasi

dilakukan pada apparatus yang lain.

Konsekuensi yang harus diambil adalah dalam menentukan parameter

turbin harus diberikan nilai efisiensi isentropik yang sesuai. Peningkatan nilai

entropi akan meningkatkan irreversibility /kerugian pada turbin. Ketika

menjalankan optimasi pada sistem tidak hanya untuk melihat kemampuan sistem

meningkatkan nilai daya dan optimasi juga melihat letak optimasi dilakukan. Jika

dilihat irreversibility yang dihasilkan oleh turbin, maka selain optimasi pada

tekanan keluar turbin hal penting lainnya adalah menentukan spesifikasi

i, dan nilai

m,e, dari turbin, maka pemilihan turbin juga menjadi cara

untuk melakukan optimasi pada sistem KCS 11 ini.

Exergi losses turbin

1000

1020

1040

1060

1080

1100

1120

9.1 9.2 9.3 9.4 9.5 9.6 9.7 9.8 9.9 10

Tekanan optimasi (bar)

Ex

erg

i lo

ss

es

(k

W)

Fraksi Massa ammonia 83.5%Fraksi Massa ammonia 84.5%Fraksi Massa ammonia 85.5%Fraksi Massa ammonia 86.5%Fraksi Massa ammonia 87.5%Fraksi Massa ammonia 88.5%

Gambar 4.11. Exergi losses pada turbin

Untuk nilai fraksi massa tertentu misalkan 83.5 % dengan nilai tekanan

keluar sisi turbin yang berbeda memiliki nilai exergi yang berbeda-beda. Nilai

exergi ini adalah disebut juga availability yang menentukan jumlah kerja yang

bisa diproduksi pada turbin. Telah disampaikan sebelumnya bahwa nilai energi


82

yang dideliver ke sistem adalah konstan tetapi melalui analisis exergi, nilainya

tidak sama, artinya ketersedian pada tiap level tekanan berbeda-beda.

Ketersediaan atau availability adalah jumlah exergi yang mengalir

melewati turbin. Persamaan 3.14 bisa ditulis kembali :

t

taktual

IHHEE

IWEE

+−=−

+=−

)(4545

45

Dengan

)/(

)/(

.

.

kgkJentalpih

kgkJexergie

mhH

meE

=

=

=

=

&

&

Pipa yang menghubungkan turbin adalah pipa nomor 5 dan 4. Meskipun

exergi losses dari sistem dengan mass fraction 83.5% lebih besar tetapi nilai

exergi yang mengalir (5

E ) ke turbin lebih besar dengan demikian jumlah exergi

yang dapat dimanfaatkan menjadi kerja (Waktual=H5-H4) dapat lebih besar

dibandingkan pada sistem dengan mass fraction yang lain. Nilai exergi per satuan

massa didapatkan dari hubungan entalpi dan entropi serta nilai temperatur

lingkungan.

Gambar 4.12. Diagram Grassman pada turbin untuk sistem dengan

fraksi massa 83.5 % pada tekanan optimal 9.2 bar.

Nilai Waktual (W turbin) adalah nilai tenaga yang dihasilkan turbin yaitu

)(outinaktual

hhmW −= & belum dikalikan kerugian gesekan pada turbin dan kerugian

gesekan pada generator. Untuk menghitung efisiensi sistem keseluruhan yang

diperhitungkan adalah power output yang keluar dari generator.

10893 kW

Losses

1107 kW

6639.8 kW

3146.7 kW


83

Untuk menghitung efisiensi exergi pada sistem keseluruhan maka

digunakan hubungan antara exergi pada turbin dan exergi yang diserap dari brine

water. Nilai exergi yang mengalir pada turbin dikurangi losses adalah Waktual.

Kemudian Waktual dikalikan efisiensi gesekan pada turbin dan generator

didapatkan nilai Pgenerator. Nilai Pgenerator inilah yang akan digunakan untuk

menghitung efisiensi sistem keseluruhan.

21

,

absorbabsob

gen

grossex

EE

P

+

=η .................................................................................(4.2)

Grafik efisiensi exergi

52

53

54

55

56

57

58

59

9.1 9.2 9.3 9.4 9.5 9.6 9.7 9.8 9.9 10

Tekanan Optimasi (bar)

Efis

ie

ns

i e

xe

rg

i (%

)

Fraksi Massa ammonia 83.5 %

Fraksi Massa ammonia 84.5%





Gambar 4.13. Nilai efisiensi exergi sistem terhadap tekanan optimasi

Sejalan dengan meningkatnya nilai daya dengan penurunan nilai tekanan

keluar turbin berturut-turut akan meningkatkan nilai efisiensi exergi atau

efektivitas sistem.

Analisis exergi pada sistem KCS 11 untuk kondisi lingkungan Indonesia

yang telah dipaparkan menjadi hal penting untuk memberikan panduan dalam

memilih komposisi fraksi massa dan tekanan optimasi yang optimal. Dari hasil

analisis menunjukkan bahwa fraksi massa dan tekanan keluar turbin dengan nilai

IIserta kondisi konsekuensi dari sistem

yang diakibatkannya, maka fraksi massa fluida kerja, ammonia-water, 83.5% dan

tekanan optimasi sisi keluar turbin 9.2 bar memberikan nilai yang paling

memuaskan.


84

BAB V

KESIMPULAN DAN SARAN

5.1. KESIMPULAN

Dari simulasi dan hasil perhitungan yang dilakukan dapat diperoleh

kesimpulan berupa :

1. Sistem siklus Kalina KCS 11 yang dicoba penerapannya untuk kondisi

suatu lapangan geotermal di Indonesia ternyata dapat menghasilkan daya

listrik di generator sebesar 3 MW.

2. Dari hasil analisis nilai daya listrik tertinggi dan efisiensi exergi tertinggi

diperoleh pada kondisi konfigurasi campuran ammonia-water 83.5% dan

tekanan optimasi 9.2 bar, yakni 3.115 MW.

3. Nilai efisiensi termal sistem KCS 11 dengan sumber brine water 1800

C

sekitar 11-14%.

4. Analisis energi dan exergi dapat menjelaskan fenomena termodinamika

yang terjadi pada sistem pembangkit daya.

5. Penggunaan analisis exergi bisa menjelaskan bahwa untuk sumber energi

yang sama dapat dihasilkan nilai kerja berguna yang berbeda.

6. Konsep availability (exergy) atau ketersediaan dapat digunakan untuk

mencari nilai optimal dari suatu sistem termal.


85

5.2 SARAN

Dalam pembuatan tugas akhir ini, penulis mengalami beberapa hambatan.

Oleh karena itu, penulis menyarankan beberapa hal dibawah ini agar jika ada

pihak lain yang ingin menulis tentang analisis exergi dapat mengatasi masalahnya

dengan baik.

• Dalam analisis exergi penulis menggunakan bantuan software cycle

tempo. Penguasaan software ini membutuhkan waktu yang relatif lama.

Oleh karena itu, diharapkan agar pembaca terlebih dahulu menguasai

software ini dengan cepat dengan bantuan help pada software atau

bertanya kepada ahlinya

• Mempelajari dan memahami sistem energi dengan baik terkebih dahulu

sebelum melakukan simulasi dengan Cycle Tempo 5.0

• Penguasaan konsep exergi juga sebaiknya dilakukan secepatnya, karena

hal ini merupakan konsep dasar dalam penulisan tugas akhir ini.

Penguasaan konsep ini dapat menggunakan bantuan Dosen, buku-buku

exergi dan internet

• Lakukan studi banding dengan data real dilapangan sehingga hasil

simulasi dapat divalidasi.


86

DAFTAR ACUAN

[1] R. Maack and P. Valdimarsson (2002). Operating experience with Kalina power

plants, VDI- Berichte 1703 Geothermische Stromerzeugung, Potsdam 17 – 18.

Oktober 2002, ISBN 3-18-091703-2,

[2] A. Mlcak, Henry (2002)., “Kalina Cycle Concepts for Low Temperature

Geothermal”. Journal of Geothermal Resources Council Transaction vol. 26.

kiriman e-mail dari www.powereng.com, halaman 712, 708

[3] Yogesh Jaluria, Design and Optimization of Thermal System (Singapore:

McGraw-Hill, 1998), halaman 390

[4] Yogesh Jaluria, Design and Optimization of Thermal System (Singapore:

McGraw-Hill, 1998), halaman 448

[5] A. Mlcak, Henry (2001)., “Design and Start-Up of the 2 MW Kalina Cycle®

Orkuveita Húsavíkur Geothermal Power Plant in Iceland”. European Geotherma

Energy Council : 2nd Business Seminar EGEC 2001

[6] A. Mlcak, Henry, et al., Notes from the North: a Report on the Debut Year of

the 2 MW Kalina Cycle® Geothermal Power Plant in Húsavík, Iceland, USA,

April 2002.

[7] Syafaat, Muhammad., “Analisa Exergi pada Penentuan Konfigurasi Feedwater

Heater di PLTU 1 X 25 MW.” Skripsi, Program Sarjana Fakultas Teknik UI,

Depok, 2006/2007, hal 68.

[8] Delft University of Technology (TU Delft)., Cycle-Tempo Operation, halaman

89


87

[9] Valdimarsson, Pall, Prof. (2003). Production of electricity from geothermal

heat – efficiency calculation and ideal cycles. International Geothermal

Conference, Reykjavík, Sept. 2003.

[10] Vidal, A., et al. (2006), Analysis of a combined power and refrigeration cycle

by exergy method, journal of ScienceDirect.

Fundamental of Heat Exchanger

Design, (Canada: John Wiley & Son, 2003)

[12] Cengel, Yunus A., dan Boles, Michael A., Thermodynamic: an Engineering

Approach, 2nd

Ed. (North America: McGraw-Hill., 1994), halaman 411.

[13] Delft University of Technology (TU Delft)., Reference Guide Cycle Tempo

Manual.


88

DAFTAR PUSTAKA

1. A. Mlcak, Henry., Kalina Cycle Concepts for Low Temperature Geothermal,

Geothermal Resources Council Transaction vol. 26. 22-25 September

2002. Exergy Inc.

2. A. Mlcak, Henry., Design and Start-Up of the 2 MW Kalina Cycle® Orkuveita

Húsavíkur Geothermal Power Plant in Iceland. European Geotherma

Energy Council : 2nd Business Seminar EGEC 2001. Exergy Inc.

3. A. Mlcak, Henry, et al., Notes from the North: a Report on the Debut Year of

the 2 MW Kalina Cycle® Geothermal Power Plant in Húsavík, Iceland,

USA, April 2002.

4. Bejan, Adrian., George Tsatsaronis., Michael Moran, Thermal Design &

Optimization (USA : John Willey & Sons.,1996)

5. Jaluria, Yogesh., Design and Optimization of Thermal Systems (Singapore:

McGraw-Hill Int. Ed., 1998)

6. Cengel, Yunus A., dan Boles, Michael A., Thermodynamics: an Engineering

Approach, 2nd

Ed. (North America: McGraw-Hill., 1994)

7. Culp, Archie W Jr., Prinsip-Prinsip Konversi Energi, terj Darwin Sitompul

(Jakarta : Erlangga, 1989)

8. El-Wakil,M.M., Power Plant Technology (Singapore : McGraww Hill, 1984)

9. Kotas, TJ., The Exergy Method of Thermal Plant Analysis (Florida : Krieger.

1995)

10. Moran, J. Moran, Availability Analysis : A Guide to Efficient Energy Use

(USA : Prentice Hall, 1982)

11. R. Maack and P. Valdimarsson (2002). Operating experience with Kalina power

plants, VDI- Berichte 1703 Geothermische Stromerzeugung, Potsdam 17 – 18

Oktober 2002, ISBN 3-18-091703-2.

12. Richards, Donald E. Dan Wark,Kenneth JR., Thermodynamics, 6th

Ed. (USA :

McGraw-Hill, 1999)

13. Valdimarsson, Pall, Prof. (2003). Production of electricity from geothermal

heat – efficiency calculation and ideal cycles. International Geothermal

Conference, Reykjavík, Sept. 2003.

(sumber : www.massengineers.com diakses tanggal 5 Desember 2007)


89

Lampiran 1, Skema Hasil Simulasi

P = -113.99 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.09 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3146.69 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3115.23 kWηm,e = 99 %

34.00 97.98

890.75 19.6062222

8.100 45.74

1356.64 13.801

8.100 45.74

100.00(X) 13.801

2121

34.00 91.23

769.66 7.127

2020

34.50 60.00

167.79 7.127

34.50 60.00

167.79 7.127

1919

5.000 32.03

134.66 500.000

1818

2.500 32.00

134.33 500.000

1717

3.000 23.00

96.75 500.000

1616

8.100 49.43

-16.79 5.804

1515

1414

8.200 56.10

947.01 0.079

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 102.88

959.91 12.479

1010

8.200 56.09

947.01 19.606

8.200 56.09

947.01 19.606

99

34.50 60.00

167.79 12.47988

8.700 75.00

1117.88 19.606

8.700 75.00

75.35(X) 19.606

77

35.00 24.25

-3.08 19.606

35.00 24.25

0.8350(ξ) 19.606

66

34.00 175.00

1784.17 5.0866(s) 34.00 175.00

1784.17 19.60655

9.200 112.88

1622.05 5.2676(s)

44

0.8350(ξ) 23.46

-8.31 19.606

8.100 23.46

-8.31 19.606

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T

h Φmp = Pressure [bar]T = Temperature [°C]h = Enthalpy [kJ/kg]Φm = Mass f low [kg/s]P = Pow er [kW]ηi = Isentropic eff iciency [%]

ηm,e = Mechanical*Electrical eff . [%]

ξ = Mass fraction [-]ΦH,trans = Transmitted heat f low [kW]Pm = Mechanical Pow er [kW]Pel = Electrical Pow er [kW]X = Vapour quality [%]ηm = Mechanical eff iciency [%]s = Entropy [kJ/kg.K]

12

Skema 1, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 83.5% pada kondisi optimal


90

P = -114.49 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.83 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3059.03 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3028.44 kWηm,e = 99 %

34.00 99.47

912.94 20.1052222

8.800 47.60

1357.59 13.973

8.800 47.60

100.00(X) 13.973

2121

34.00 91.18

768.69 7.138

2020

34.50 60.00

167.79 7.138

34.50 60.00

167.79 7.138

1919

5.000 32.03

134.66 502.000

1818

2.500 32.00

134.33 502.000

1717

3.000 23.00

96.75 502.000

1616

8.800 52.42

-3.01 6.132

1515

1414

8.900 57.57

940.30 0.060

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 105.40

992.36 12.967

1010

8.900 57.57

940.30 20.105

8.900 57.57

940.30 20.105

99

34.50 60.00

167.79 12.96788

9.400 75.00

1098.68 20.105

9.400 75.00

74.30(X) 20.105

77

35.00 26.95

9.41 20.105

35.00 26.95

0.8350(ξ) 20.105

66

34.00 175.00

1784.17 5.0866(s) 34.00 175.00

1784.17 20.10555

9.900 115.40

1630.48 5.2566(s)

44

0.8350(ξ) 26.16

4.29 20.105

8.800 26.16

4.29 20.105

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




12

Skema 2, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 83.5 % kondisi sebelum optimasi


91

P = -113.50 kWη i = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.09 kWη i = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3123.16 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3091.93 kWηm,e = 99 %

34.00 96.19

879.18 19.4612222

8.100 45.74

1356.64 13.834

8.100 45.74

100.00(X) 13.834

2121

34.00 89.20

742.63 7.508

2020

34.50 60.00

171.30 7.508

34.50 60.00

171.30 7.508

1919

5.000 32.03

134.66 500.000

1818

2.500 32.00

134.33 500.000

1717

3.000 23.00

96.75 500.000

1616

8.100 49.43

-16.79 5.627

1515

1414

8.200 55.77

957.67 0.049

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 102.11

964.96 11.953

1010

8.200 55.76

957.67 19.461

8.200 55.76

957.67 19.461

99

34.50 60.00

171.30 11.95388

8.700 74.99

1129.66 19.461

8.700 74.99

76.22(X) 19.461

77

35.00 24.06

-0.68 19.461

35.00 24.06

0.8400(ξ) 19.461

66

34.00 175.00

1779.23 5.0776(s) 34.00 175.00

1779.23 19.94955

9.200 112.11

1617.13 5.2586(s)

44

0.8400(ξ) 23.26

-5.93 19.461

8.100 23.26

-5.93 19.461

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 3, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 84 % kondisi optimal


92

P = -113.97 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.83 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

ΦH,trans = 18864.3 kWΦH,trans = 3181.99 kW

Pm = 3034.33 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3003.99 kWηm,e = 99 %

34.00 97.60 901.21 19.949

2222

8.800 47.60 1357.59 14.006

8.800 47.60 100.00(X) 14.006

2121

34.00 89.18 741.95 7.517

2020

34.50 60.00 171.30 7.517

34.50 60.00 171.30 7.517

1919

5.000 32.03 134.66 502.000

1818

2.500 32.00 134.33 502.000

1717

3.000 23.00 96.75 502.000

1616

8.800 52.42 -3.01 5.943

1515

1414

8.900 57.24 951.21 0.028

1313

9.200 80.00 335.64 51.000

1212

9.700 100.00 419.75 51.000

9.700 100.00 419.75 51.000

1111

34.00 104.63 997.50 12.432

1010

8.900 57.24 951.21 19.949

8.900 57.24 951.21 19.949

99

34.50 60.00 171.30 12.43288

9.400 75.01 1110.71 19.949

9.400 75.01 75.19(X) 19.949

77

35.00 26.75 11.80 19.949

35.00 26.75 0.8400(ξ) 19.949

66

34.00 175.00 1779.23 5.0776(s) 34.00 175.00

1779.23 19.94955

9.900 114.64 1625.59 5.2481(s)

44

0.8400(ξ) 25.96 6.66 19.949

8.800 25.96 6.66 19.949

33

22

10.20 180.00 763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T

h Φmp = Pressure [bar]T = Temperature [°C]h = Enthalpy [kJ/kg]Φm = Mass flow [kg/s]P = Pow er [kW]ηi = Isentropic efficiency [%]ηm,e = Mechanical*Electrical eff. [%]ξ = Mass fraction [-]ΦH,trans = Transmitted heat flow [kW]Pm = Mechanical Pow er [kW]Pel = Electrical Pow er [kW]X = Vapour quality [%]ηm = Mechanical efficiency [%]s = Entropy [kJ/kg.K]

Skema 4, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 84 % kondisi sebelum optimasi


93

P = -113.11 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -186.09 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3086.98 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3056.11 kWηm,e = 99 %

34.00 94.65

870.86 19.38822

8.200 46.02

1356.79 13.884

8.200 46.02

100.00(X) 13.884

2121

34.00 87.52

718.97 7.883

2020

34.50 60.00

174.84 7.883

34.50 60.00

174.84 7.883

1919

5.000 32.03

134.66 500.000

1818

2.500 32.00

134.33 500.000

1717

3.000 23.00

96.75 500.000

1616

8.200 49.87

-14.77 5.504

1515

1414

8.300 55.64

967.43 0.000

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 101.71

974.94 11.505

1010

8.300 55.64

967.43 19.388

8.300 55.64

967.43 19.388

99

34.50 60.00

174.84 11.50588

8.800 75.00

1138.69 19.388

8.800 75.00

76.95(X) 19.388

77

35.00 24.27

3.58 19.388

35.00 24.27

0.8450(ξ) 19.388

66

34.00 175.00

1774.30 5.0685(s) 34.00 175.00

1774.30 19.38855

9.300 111.71

1613.47 5.2483(s)

44

0.8450(ξ) 23.46

-1.67 19.388

8.200 23.46

-1.67 19.388

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




22

Skema 5, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 84.5% kondisi optimal


94

P = -113.46 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -187.95 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3010.34 kWη i = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2980.24 kWηm,e = 99 %

34.00 95.78

889.48 19.7962222

8.800 47.60

1357.59 14.123

8.800 47.60

100.00(X) 14.123

2121

34.00 87.51

718.73 7.887

2020

34.50 60.00

174.84 7.887

34.50 60.00

174.84 7.887

1919

5.000 32.03

134.66 505.000

1818

2.500 32.00

134.33 505.000

1717

3.000 23.00

96.75 505.000

1616

8.800 52.42

-3.01 5.673

1515

1414

8.900 56.93

962.13 0.151

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 103.86

1002.56 11.909

1010

8.900 56.93

962.13 19.796

8.900 56.93

962.13 19.796

99

34.50 60.00

174.84 11.90988

9.400 75.00

1122.74 19.796

9.400 75.00

76.08(X) 19.796

77

35.00 26.56

14.23 19.796

35.00 26.56

0.8450(ξ) 19.796

66

34.00 175.00

1774.30 5.0685(s) 34.00 175.00

1774.30 19.79655

9.900 113.86

1620.69 5.2393(s)

44

0.8450(ξ) 25.76

9.07 19.796

8.800 25.76

9.07 19.796

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 6, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 84.5 % kondisi sebelum optimasi


95

P = -112.65 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -187.95 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 3063.67 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 3033.03 kWηm,e = 99 %

34.00 92.97

859.34 19.2482222

8.200 46.02

1356.79 14.055

8.200 46.02

100.00(X) 14.055

2121

34.00 86.09

698.40 8.249

2020

34.50 60.00

178.40 8.249

34.50 60.00

178.40 8.249

1919

5.000 32.03

134.66 505.000

1818

2.500 32.00

134.33 505.000

1717

3.000 23.00

96.75 505.000

1616

8.200 49.87

-14.77 5.193

1515

1414

8.300 55.29

978.17 0.235

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 100.92

980.05 10.999

1010

8.300 55.28

978.17 19.248

8.300 55.28

978.17 19.248

99

34.50 60.00

178.40 10.99988

8.800 74.99

1150.51 19.248

8.800 74.99

77.82(X) 19.248

77

35.00 24.09

6.07 19.248

35.00 24.09

0.8500(ξ) 19.248

66

34.00 175.00

1769.36 5.0593(s) 34.00 175.00

1769.36 19.24855

9.300 110.92

1608.58 5.2397(s)

44

0.8500(ξ) 23.27

0.80 19.248

8.200 23.27

0.80 19.248

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 7, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 85 % kondisi optimal


96

P = -112.96 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -187.95 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2986.99 kWη i = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2957.12 kWηm,e = 99 %

34.00 94.02

877.77 19.64622

8.800 47.60

1357.59 14.158

8.800 47.60

100.00(X) 14.158

2121

34.00 86.09

698.36 8.250

2020

34.50 60.00

178.40 8.250

34.50 60.00

178.40 8.250

1919

5.000 32.03

134.66 505.000

1818

2.500 32.00

134.33 505.000

1717

3.000 23.00

96.75 505.000

1616

8.800 52.42

-3.01 5.488

1515

1414

8.900 56.58

973.08 0.123

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 103.07

1007.64 11.396

1010

8.900 56.58

973.08 19.646

8.900 56.58

973.08 19.646

99

34.50 60.00

178.40 11.39688

9.400 75.00

1134.77 19.646

9.400 75.00

76.98(X) 19.646

77

35.00 26.38

16.71 19.646

35.00 26.38

0.8500(ξ) 19.646

66

34.00 175.00

1769.36 5.0593(s) 34.00 175.00

1769.36 19.64655

9.900 113.07

1615.78 5.2306(s)

44

0.8500(ξ) 25.57

11.54 19.646

8.800 25.57

11.54 19.646

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




22

Skema 8, KCS 11 dengan fraksi massa 85% kondisi sebelum optimasi


97

P = -111.86 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -187.95 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2993.15 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2963.22 kWηm,e = 99 %

34.00 90.14

842.46 19.10122

8.400 46.55

1357.08 14.157

8.400 46.55

100.00(X) 14.157

2121

34.00 83.82

664.59 8.956

2020

34.50 60.00

185.61 8.956

34.50 60.00

185.61 8.956

1919

5.000 32.03

134.66 505.000

1818

2.500 32.00

134.33 505.000

1717

3.000 23.00

96.75 505.000

1616

8.400 50.74

-10.78 4.944

1515

1414

8.500 55.00

998.10 0.141

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 100.02

999.47 10.145

1010

8.500 55.01

998.10 19.101

8.500 55.01

998.10 19.101

99

34.50 60.00

185.61 10.14588

9.000 75.00

1168.93 19.101

9.000 75.00

79.31(X) 19.101

77

35.00 24.51

14.78 19.101

35.00 24.51

0.8600(ξ) 19.101

66

34.00 175.00

1759.49 5.0407(s) 34.00 175.00

1759.49 19.10155

9.500 110.01

1601.20 5.2184(s)

44

0.8600(ξ) 23.69

9.51 19.101

8.400 23.69

9.51 19.101

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




22

Skema 9, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 86% kondisi optimal


98

P = -112.00 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -187.95 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2941.01 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2911.60 kWηm,e = 99 %

34.00 90.74

854.42 19.3532222

8.800 47.60

1357.59 14.226

8.800 47.60

100.00(X) 14.226

2121

34.00 83.83

664.77 8.952

2020

34.50 60.00

185.61 8.952

34.50 60.00

185.61 8.952

1919

5.000 32.03

134.66 505.000

1818

2.500 32.00

134.33 505.000

1717

3.000 23.00

96.75 505.000

1616

8.800 52.42

-3.01 5.127

1515

1414

8.900 55.90

995.02 0.062

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 101.44

1017.65 10.401

1010

8.900 55.90

995.02 19.353

8.900 55.90

995.02 19.353

99

34.50 60.00

185.61 10.40188

9.400 74.99

1158.82 19.353

9.400 74.99

78.76(X) 19.353

77

35.00 26.02

21.81 19.353

35.00 26.02

0.8600(ξ) 19.353

66

34.00 175.00

1759.49 5.0407(s) 34.00 175.00

1759.49 19.35355

9.900 111.44

1605.99 5.2126(s)

44

0.8600(ξ) 25.20

16.60 19.353

8.800 25.20

16.60 19.353

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 10, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 86% kondisi sebelum optimasi


99

P = -110.64 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -189.06 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2901.56 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2872.54 kWηm,e = 99 %

34.00 86.24

813.78 18.8162222

8.600 47.08

1357.34 14.377

8.600 47.08

100.00(X) 14.377

2121

34.00 81.35

627.36 9.958

2020

34.50 60.00

196.59 9.958

34.50 60.00

196.59 9.958

1919

5.000 32.03

134.66 508.000

1818

2.500 32.00

134.33 508.000

1717

3.000 23.00

96.75 508.000

1616

8.600 51.59

-6.86 4.439

1515

1414

8.700 54.32

1029.38 0.189

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 98.14

1023.34 8.858

1010

8.700 54.32

1029.38 18.816

8.700 54.32

1029.38 18.816

99

34.50 60.00

196.59 8.85888

9.200 75.00

1199.70 18.816

9.200 75.00

81.70(X) 18.816

77

35.00 24.77

26.27 18.816

35.00 24.77

0.8750(ξ) 18.816

66

34.00 175.00

1744.69 5.0120(s) 34.00 175.00

1744.69 18.81655

9.700 108.14

1588.92 5.1879(s)

44

0.8750(ξ) 23.93

20.98 18.816

8.600 23.93

20.98 18.816

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 11, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 87.5 % kondisi optimal


100

P = -110.66 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -189.06 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2876.08 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2847.32 kWηm,e = 99 %

34.00 86.46

819.49 18.9322222

8.800 47.60

1357.59 14.413

8.800 47.60

100.00(X) 14.413

2121

34.00 81.35

627.51 9.954

2020

34.50 60.00

196.59 9.954

34.50 60.00

196.59 9.954

1919

5.000 32.03

134.66 508.000

1818

2.500 32.00

134.33 508.000

1717

3.000 23.00

96.75 508.000

1616

8.800 52.42

-3.01 4.519

1515

1414

8.900 54.77

1028.07 0.146

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 98.85

1032.35 8.978

1010

8.900 54.76

1028.07 18.932

8.900 54.76

1028.07 18.932

99

34.50 60.00

196.59 8.97888

9.400 74.99

1194.91 18.932

9.400 74.99

81.45(X) 18.932

77

35.00 25.51

29.75 18.932

35.00 25.51

0.8750(ξ) 18.932

66

34.00 175.00

1744.69 5.0120(s) 34.00 175.00

1744.69 18.93255

9.900 108.85

1591.24 5.1851(s)

44

0.8750(ξ) 24.67

24.49 18.932

8.800 24.67

24.49 18.932

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 12, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 87.5% sebelum optimasi


101

P = -109.83 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -189.06 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2847.12 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2818.65 kWηm,e = 99 %

34.00 83.99

793.52 18.60822

8.700 47.34

1357.46 14.464

8.700 47.34

100.00(X) 14.464

2121

34.00 80.07

609.01 10.591

2020

34.50 60.00

204.01 10.591

34.50 60.00

204.01 10.591

1919

5.000 32.03

134.66 508.000

1818

2.500 32.00

134.33 508.000

1717

3.000 23.00

96.75 508.000

1616

8.700 52.00

-4.93 4.144

1515

1414

8.800 53.76

1050.76 0.106

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 96.66

1037.28 8.017

1010

8.800 53.72

1050.76 18.608

8.800 53.72

1050.76 18.608

99

34.50 60.00

204.01 8.01788

9.300 75.01

1221.28 18.608

9.300 75.01

83.36(X) 18.608

77

35.00 24.82

33.49 18.608

35.00 24.82

0.8850(ξ) 18.608

66

34.00 175.00

1734.82 4.9923(s) 34.00 175.00

1734.82 18.60855

9.800 106.66

1580.27 5.1676(s)

44

0.8850(ξ) 23.97

28.18 18.608

8.700 23.97

28.18 18.608

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




22

Skema 13, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 88.5 % kondisi optimal


102

P = -109.83 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %

P = -189.06 kWηi = 75 %ηm,el = 90 %



Pm = 2833.67 kWηi = 70 %ηm = 99 %



Pel = 2805.33 kWηm,e = 99 %

34.00 84.08

796.33 18.6642222

8.800 47.60

1357.59 14.482

8.800 47.60

100.00(X) 14.482

2121

34.00 80.07

609.11 10.589

2020

34.50 60.00

204.01 10.589

34.50 60.00

204.01 10.589

1919

5.000 32.03

134.66 508.000

1818

2.500 32.00

134.33 508.000

1717

3.000 23.00

96.75 508.000

1616

8.800 52.42

-3.01 4.182

1515

1414

8.900 53.96

1050.17 0.083

1313

9.200 80.00

335.64 51.000

1212

9.700 100.00

419.75 51.000

9.700 100.00

419.75 51.000

1111

34.00 97.01

1041.84 8.075

1010

8.900 53.93

1050.17 18.664

8.900 53.93

1050.17 18.664

99

34.50 60.00

204.01 8.07588

9.400 75.01

1218.96 18.664

9.400 75.01

83.25(X) 18.664

77

35.00 25.19

35.22 18.664

35.00 25.19

0.8850(ξ) 18.664

66

34.00 175.00

1734.82 4.9923(s) 34.00 175.00

1734.82 18.66455

9.900 107.02

1581.46 5.1664(s)

44

0.8850(ξ) 24.34

29.93 18.664

8.800 24.34

29.93 18.664

33

22

10.20 180.00

763.20 51.000

11

16

15

14

13

12

11

10

9

8

7

H

6

H

5

4

H

3

H

2

1

LT Recuperator

HT Recuperator

Evaporator 2

COOLING WATER

LEAN MIXTURE

RICH MIXTURE

BASIC MIXTURE

BRINE WATER

Drain Tank

DRUM

Vapor Turbine

Condenser

Evaporator 1

p T




Skema 14, KCS 11 dengan fraksi massa ammonia 88.5% kondisi sebelum optimasi


103

Lampiran 2, Energi dan exergi flow serta exegy transmitted

Tabel energi dan exergi flow KCS 11 83.5 % ammonia kondisi optimal

Pipeno.

Total Energy flow[kW]

Therm.Mec. Energy flow[kW]

Total Exergy flow[kW]

Therm.Mec. Exergy flow[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18111.26 18111.26 4333.91 4333.9118111.26 18111.26 4333.91 4333.91

3 21563.84 21563.84 4131.35 4131.3521563.84 21563.84 4131.35 4131.35

4 10400.26 10400.26 6639.67 6639.6710400.26 10400.26 6639.67 6639.67

5 13578.74 13578.74 10893.96 10893.9613578.74 13578.74 10893.96 10893.96

6 21461.25 21461.25 4206.76 4206.7621461.25 21461.25 4206.76 4206.76

7 515.78 515.78 4744.48 4744.48515.78 515.78 4744.48 4744.48

8 11527.47 11527.47 2758.45 2758.4511527.47 11527.47 2758.45 2758.45

9 2834.21 2834.21 4277.64 4277.642834.21 2834.21 4277.64 4277.64

10 1643 1643 4276.36 4276.361643 1643 4276.36 4276.36

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 11.41 11.41 17.22 17.2248.14 48.14 26.7 26.7

14 2822.01 2822.01 4258.83 4258.832822.01 2822.01 4238.37 4238.37

15 2784.8 2784.8 297.61 297.612784.8 2784.8 297.61 297.61

16 14542.03 14542.03 271.37 271.3714542.03 14542.03 271.37 271.37

17 4247.16 4247.16 88.39 88.394247.16 4247.16 88.39 88.39

18 4414.63 4414.63 214.27 214.274414.63 4414.63 214.27 214.27

19 6583.79 6583.79 1575.46 1575.466583.79 6583.79 1575.46 1575.46

20 2294.25 2294.25 2198.17 2198.172294.25 2294.25 2198.17 2198.17

21 50.38 50.38 4107.23 4107.2350.38 50.38 4107.23 4107.23

22 3937.25 3937.25 6465.21 6465.213937.25 3937.25 6465.21 6465.21


104

Tabel energi dan exergi flow KCS 11 83.5 % ammonia kondisi sebelum optimasi

Pipeno.





1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18572.65 18572.65 4444.32 4444.3218572.65 18572.65 4444.32 4444.32

3 21859.92 21859.92 4234.28 4234.2821859.92 21859.92 4234.28 4234.28

4 10834.74 10834.74 7045.59 7045.5910834.74 10834.74 7045.59 7045.59

5 13924.66 13924.66 11171.49 11171.4913924.66 13924.66 11171.49 11171.49

6 21756.87 21756.87 4310.36 4310.3621756.87 21756.87 4310.36 4310.36

7 142.95 142.95 4977.49 4977.49142.95 142.95 4977.49 4977.49

8 11978.26 11978.26 2866.32 2866.3211978.26 11978.26 2866.32 2866.32

9 3041.26 3041.26 4529.67 4529.673041.26 3041.26 4529.67 4529.67

10 1286.48 1286.48 4526.42 4526.421286.48 1286.48 4526.42 4526.42

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 9.03 9.03 13.47 13.4736.66 36.66 20.95 20.95

14 3029.91 3029.91 4518.04 4518.043029.91 3029.91 4493.91 4493.91

15 2857.81 2857.81 320.42 320.422857.81 2857.81 320.42 320.42

16 14600.2 14600.2 272.46 272.4614600.2 14600.2 272.46 272.46

17 4264.14 4264.14 88.74 88.744264.14 4264.14 88.74 88.74

18 4432.29 4432.29 215.13 215.134432.29 4432.29 215.13 215.13

19 6594.39 6594.39 1578 15786594.39 6594.39 1578 1578

20 2304.86 2304.86 2201.12 2201.122304.86 2304.86 2201.12 2201.12

21 37.85 37.85 4317.79 4317.7937.85 37.85 4317.79 4317.79

22 3591.34 3591.34 6712.76 6712.763591.34 3591.34 6712.76 6712.76


105

Tabel energi dan exergi flow KCS 11 84 % ammonia kondisi optimal

Pipeno.





1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18116.86 18116.86 4371.23 4371.2318116.86 18116.86 4371.23 4371.23

3 21566.08 21566.08 4170.1 4170.121566.08 21566.08 4170.1 4170.1

4 10020.63 10020.63 6574.78 6574.7810020.63 10020.63 6574.78 6574.78

5 13175.34 13175.34 10797.3 10797.313175.34 13175.34 10797.3 10797.3

6 21463.92 21463.92 4245.16 4245.1621463.92 21463.92 4245.16 4245.16

7 533.94 533.94 4760.35 4760.35533.94 533.94 4760.35 4760.35

8 11127.5 11127.5 2684.84 2684.8411127.5 11127.5 2684.84 2684.84

9 2813.13 2813.13 4291.67 4291.672813.13 2813.13 4291.67 4291.67

10 1640.81 1640.81 4132.12 4132.121640.81 1640.81 4132.12 4132.12

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 21.85 21.85 33.37 33.3789.53 89.53 50.93 50.93

14 2789.18 2789.18 4259.98 4259.982789.18 2789.18 4235.15 4235.15

15 2673.52 2673.52 285.72 285.722673.52 2673.52 285.72 285.72

16 14600.2 14600.2 272.46 272.4614600.2 14600.2 272.46 272.46

17 4264.14 4264.14 88.74 88.744264.14 4264.14 88.74 88.74

18 4432.29 4432.29 215.13 215.134432.29 4432.29 215.13 215.13

19 6989.35 6989.35 1686.39 1686.396989.35 6989.35 1686.39 1686.39

20 2699.82 2699.82 2301.53 2301.532699.82 2699.82 2301.53 2301.53

21 50.7 50.7 4133.28 4133.2850.7 50.7 4133.28 4133.28

22 4340.63 4340.63 6418.08 6418.084340.63 4340.63 6418.08 6418.08


106

Tabel energi dan exergi flow KCS 11 84 % ammonia kondisi sebelum optimasi

Pipeno.





1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18571.27 18571.27 4480.87 4480.8718571.27 18571.27 4480.87 4480.87

3 21855.83 21855.83 4272.24 4272.2421855.83 21855.83 4272.24 4272.24

4 10440.83 10440.83 6972.18 6972.1810440.83 10440.83 6972.18 6972.18

5 13505.8 13505.8 11068.12 11068.1213505.8 13505.8 11068.12 11068.12

6 21753.26 21753.26 4347.94 4347.9421753.26 21753.26 4347.94 4347.94

7 169.27 169.27 4990.92 4990.92169.27 169.27 4990.92 4990.92

8 11573.61 11573.61 2792.48 2792.4811573.61 11573.61 2792.48 2792.48

9 3012.72 3012.72 4547.02 4547.023012.72 3012.72 4547.02 4547.02

10 1302.05 1302.05 4377.73 4377.731302.05 1302.05 4377.73 4377.73

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 4.3 4.3 6.49 6.4916.93 16.93 9.93 9.93

14 3008.31 3008.31 4540.62 4540.623008.31 3008.31 4516.42 4516.42

15 2769.42 2769.42 310.51 310.512769.42 2769.42 310.51 310.51

16 14600.2 14600.2 272.46 272.4614600.2 14600.2 272.46 272.46

17 4264.14 4264.14 88.74 88.744264.14 4264.14 88.74 88.74

18 4432.29 4432.29 215.13 215.134432.29 4432.29 215.13 215.13

19 6997.66 6997.66 1688.4 1688.46997.66 6997.66 1688.4 1688.4

20 2708.13 2708.13 2303.3 2303.32708.13 2708.13 2303.3 2303.3

21 37.94 37.94 4328.26 4328.2637.94 37.94 4328.26 4328.26

22 4010.18 4010.18 6658.81 6658.814010.18 4010.18 6658.81 6658.81


107


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]

Therm.Mec. Energy flow

[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18186.89 18186.89 4424.31 4424.3118186.89 18186.89 4424.31 4424.31

3 21609.03 21609.03 4223.35 4223.3521609.03 21609.03 4223.35 4223.35

4 9705.54 9705.54 6566.08 6566.089705.54 9705.54 6566.08 6566.08

5 12823.7 12823.7 10740.98 10740.9812823.7 12823.7 10740.98 10740.98

6 21507.23 21507.23 4298.17 4298.1721507.23 21507.23 4298.17 4298.17

7 500.44 500.44 4807.22 4807.22500.44 500.44 4807.22 4807.22

8 10792.1 10792.1 2625.39 2625.3910792.1 10792.1 2625.39 2625.39

9 2819.9 2819.9 4344.58 4344.582819.9 2819.9 4344.58 4344.58

10 1587 1587 4022.88 4022.881587 1587 4022.88 4022.88

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 37.97 37.97 58.55 58.55149.98 149.98 88 88

14 2780.1 2780.1 4287.52 4287.522780.1 2780.1 4262.92 4262.92

15 2564.17 2564.17 275.92 275.922564.17 2564.17 275.92 275.92

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 7394.79 7394.79 1798.92 1798.927394.79 7394.79 1798.92 1798.92

20 3105.26 3105.26 2405.52 2405.523105.26 3105.26 2405.52 2405.52

21 49.1 49.1 4196.42 4196.4249.1 49.1 4196.42 4196.42

22 4692.25 4692.25 6408.35 6408.354692.25 4692.25 6408.35 6408.35


108


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18569.57 18569.57 4517.41 4517.4118569.57 18569.57 4517.41 4517.41

3 21851.1 21851.1 4310.15 4310.1521851.1 21851.1 4310.15 4310.15

4 10052.78 10052.78 6901.49 6901.4910052.78 10052.78 6901.49 6901.49

5 13093.53 13093.53 10966.99 10966.9913093.53 13093.53 10966.99 10966.99

6 21748.98 21748.98 4385.49 4385.4921748.98 21748.98 4385.49 4385.49

7 195.18 195.18 5006.06 5006.06195.18 195.18 5006.06 5006.06

8 11171.45 11171.45 2717.67 2717.6711171.45 11171.45 2717.67 2717.67

9 2984.23 2984.23 4560.02 4560.022984.23 2984.23 4560.02 4560.02

10 1313.85 1313.85 4228.55 4228.551313.85 1313.85 4228.55 4228.55

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 22.82 22.82 34.9 34.987.39 87.39 52.61 52.61

14 2959.51 2959.51 4526.67 4526.672959.51 2959.51 4504.82 4504.82

15 2643.56 2643.56 296.4 296.42643.56 2643.56 296.4 296.4

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 7398.12 7398.12 1799.74 1799.747398.12 7398.12 1799.74 1799.74

20 3108.59 3108.59 2406.63 2406.633108.59 3108.59 2406.63 2406.63

21 38.26 38.26 4364.4 4364.438.26 38.26 4364.4 4364.4

22 4422.44 4422.44 6608.49 6608.494422.44 4422.44 6608.49 6608.49


109


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18191.65 18191.65 4461.72 4461.7218191.65 18191.65 4461.72 4461.72

3 21610.08 21610.08 4262.13 4262.1321610.08 21610.08 4262.13 4262.13

4 9336.17 9336.17 6500.9 6500.99336.17 9336.17 6500.9 6500.9

5 12430.79 12430.79 10647.99 10647.9912430.79 12430.79 10647.99 10647.99

6 21508.69 21508.69 4336.62 4336.6221508.69 21508.69 4336.62 4336.62

7 519.2 519.2 4822.11 4822.11519.2 519.2 4822.11 4822.11

8 10395.05 10395.05 2549.51 2549.5110395.05 10395.05 2549.51 2549.51

9 2797.84 2797.84 4361.41 4361.412797.84 2797.84 4361.41 4361.41

10 1578.08 1578.08 3878.37 3878.371578.08 1578.08 3878.37 3878.37

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 34.16 34.16 53.27 53.27130.67 130.67 78.83 78.83

14 2763.12 2763.12 4308.6 4308.62763.12 2763.12 4283.94 4283.94

15 2481.18 2481.18 266.99 266.992481.18 2481.18 266.99 266.99

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 7796.6 7796.6 1912.21 1912.217796.6 7796.6 1912.21 1912.21

20 3507.07 3507.07 2512.24 2512.243507.07 3507.07 2512.24 2512.24

21 49.22 49.22 4206.39 4206.3949.22 49.22 4206.39 4206.39

22 5085.15 5085.15 6367.97 6367.975085.15 5085.15 6367.97 6367.97


110


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18567.62 18567.62 4553.93 4553.9318567.62 18567.62 4553.93 4553.93

3 21845.8 21845.8 4348.03 4348.0321845.8 21845.8 4348.03 4348.03

4 9670.53 9670.53 6831.05 6831.059670.53 9670.53 6831.05 6831.05

5 12687.7 12687.7 10868.05 10868.0512687.7 12687.7 10868.05 10868.05

6 21744.14 21744.14 4423.02 4423.0221744.14 21744.14 4423.02 4423.02

7 220.7 220.7 5020.65 5020.65220.7 220.7 5020.65 5020.65

8 10770.47 10770.47 2641.59 2641.5910770.47 10770.47 2641.59 2641.59

9 2955.82 2955.82 4577.64 4577.642955.82 2955.82 4577.64 4577.64

10 1320.64 1320.64 4079.22 4079.221320.64 1320.64 4079.22 4079.22

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 18.48 18.48 28.61 28.6168.6 68.6 42.47 42.47

14 2938.39 2938.39 4548.17 4548.172938.39 2938.39 4526.24 4526.24

15 2557.44 2557.44 286.75 286.752557.44 2557.44 286.75 286.75

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 7797.15 7797.15 1912.34 1912.347797.15 7797.15 1912.34 1912.34

20 3507.61 3507.61 2512.25 2512.253507.61 3507.61 2512.25 2512.25

21 38.35 38.35 4374.98 4374.9838.35 38.35 4374.98 4374.98

22 4828.25 4828.25 6561.8 6561.84828.25 4828.25 6561.8 6561.8


111


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy flow

[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18321.91 18321.91 4566.87 4566.8718321.91 18321.91 4566.87 4566.87

3 21685.54 21685.54 4367.64 4367.6421685.54 21685.54 4367.64 4367.64

4 8716.82 8716.82 6485.77 6485.778716.82 8716.82 6485.77 6485.77

5 11740.21 11740.21 10537.97 10537.9711740.21 11740.21 10537.97 10537.97

6 21584.86 21584.86 4441.67 4441.6721584.86 21584.86 4441.67 4441.67

7 460.14 460.14 4915.77 4915.77460.14 460.14 4915.77 4915.77

8 9731.45 9731.45 2425.64 2425.649731.45 9731.45 2425.64 2425.64

9 2802.81 2802.81 4464.79 4464.792802.81 2802.81 4464.79 4464.79

10 1474.77 1474.77 3655.8 3655.81474.77 1474.77 3655.8 3655.8

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 20.76 20.76 33.06 33.0673.58 73.58 47.51 47.51

14 2782.75 2782.75 4431.15 4431.152782.75 2782.75 4406.58 4406.58

15 2342.28 2342.28 255.52 255.522342.28 2342.28 255.52 255.52

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 8590.46 8590.46 2141.23 2141.238590.46 8590.46 2141.23 2141.23

20 4300.92 4300.92 2729.62 2729.624300.92 4300.92 2729.62 2729.62

21 45.57 45.57 4284.07 4284.0745.57 45.57 4284.07 4284.07

22 5775.7 5775.7 6356.82 6356.825775.7 5775.7 6356.82 6356.82


112


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy flow

[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18564.11 18564.11 4627.24 4627.2418564.11 18564.11 4627.24 4627.24

3 21834.99 21834.99 4423.99 4423.9921834.99 21834.99 4423.99 4423.99

4 8924.68 8924.68 6697.78 6697.788924.68 8924.68 6697.78 6697.78

5 11895.4 11895.4 10677.28 10677.2811895.4 11895.4 10677.28 10677.28

6 21734.19 21734.19 4498.3 4498.321734.19 21734.19 4498.3 4498.3

7 270.62 270.62 5049.03 5049.03270.62 270.62 5049.03 5049.03

8 9976.98 9976.98 2486.84 2486.849976.98 9976.98 2486.84 2486.84

9 2899.46 2899.46 4604.72 4604.722899.46 2899.46 4604.72 4604.72

10 1322.92 1322.92 3784.58 3784.581322.92 1322.92 3784.58 3784.58

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 9.26 9.26 14.71 14.7132.29 32.29 21.19 21.19

14 2888.25 2888.25 4591.62 4591.622888.25 2888.25 4569.54 4569.54

15 2389.05 2389.05 267.87 267.872389.05 2389.05 267.87 267.87

16 14687.45 14687.45 274.09 274.0914687.45 14687.45 274.09 274.09

17 4289.63 4289.63 89.27 89.274289.63 4289.63 89.27 89.27

18 4458.78 4458.78 216.41 216.414458.78 4458.78 216.41 216.41

19 8587.12 8587.12 2140.4 2140.48587.12 8587.12 2140.4 2140.4

20 4297.59 4297.59 2729.43 2729.434297.59 4297.59 2729.43 2729.43

21 38.54 38.54 4396.25 4396.2538.54 38.54 4396.25 4396.25

22 5620.51 5620.51 6478.26 6478.265620.51 5620.51 6478.26 6478.26


113

Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18443.66 18443.66 4708.28 4708.2818443.66 18443.66 4708.28 4708.28

3 21747.97 21747.97 4510.76 4510.7621747.97 21747.97 4510.76 4510.76

4 7754.44 7754.44 6408.4 6408.47754.44 7754.44 6408.4 6408.4

5 10685.31 10685.31 10342.89 10342.8910685.31 10685.31 10342.89 10342.89

6 21648.4 21648.4 4584.01 4584.0121648.4 21648.4 4584.01 4584.01

7 430.86 430.86 5023.25 5023.25430.86 430.86 5023.25 5023.25

8 8683.02 8683.02 2216.59 2216.598683.02 8683.02 2216.59 2216.59

9 2773.88 2773.88 4579.43 4579.432773.88 2773.88 4579.43 4579.43

10 1359.44 1359.44 3287.94 3287.941359.44 1359.44 3287.94 3287.94

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 27.8 27.8 45.92 45.9287.9 87.9 63.18 63.18

14 2744.77 2744.77 4534.61 4534.612744.77 2744.77 4510.31 4510.31

15 2085.57 2085.57 230.65 230.652085.57 2085.57 230.65 230.65

16 14774.7 14774.7 275.72 275.7214774.7 14774.7 275.72 275.72

17 4315.11 4315.11 89.8 89.84315.11 4315.11 89.8 89.8

18 4485.27 4485.27 217.7 217.74485.27 4485.27 217.7 217.7

19 9760.64 9760.64 2491.69 2491.699760.64 9760.64 2491.69 2491.69

20 5471.11 5471.11 3065.83 3065.835471.11 5471.11 3065.83 3065.83

21 42.49 42.49 4397.4 4397.442.49 42.49 4397.4 4397.4

22 6830.55 6830.55 6321.01 6321.016830.55 6830.55 6321.01 6321.01



114


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18557.45 18557.45 4737.33 4737.3318557.45 18557.45 4737.33 4737.33

3 21815.69 21815.69 4537.9 4537.921815.69 21815.69 4537.9 4537.9

4 7846.11 7846.11 6507.75 6507.757846.11 7846.11 6507.75 6507.75

5 10751.24 10751.24 10406.71 10406.7110751.24 10751.24 10406.71 10406.71

6 21716.09 21716.09 4611.26 4611.2621716.09 21716.09 4611.26 4611.26

7 342.81 342.81 5089.08 5089.08342.81 342.81 5089.08 5089.08

8 8800.17 8800.17 2246.5 2246.58800.17 8800.17 2246.5 2246.5

9 2815.83 2815.83 4650.21 4650.212815.83 2815.83 4650.21 4650.21

10 1296.87 1296.87 3347.26 3347.261296.87 1296.87 3347.26 3347.26

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 21.72 21.72 35.9 35.968.23 68.23 49.44 49.44

14 2792.59 2792.59 4615.58 4615.582792.59 2792.59 4591.45 4591.45

15 2105.9 2105.9 236.12 236.122105.9 2105.9 236.12 236.12

16 14774.7 14774.7 275.72 275.7214774.7 14774.7 275.72 275.72

17 4315.11 4315.11 89.8 89.84315.11 4315.11 89.8 89.8

18 4485.27 4485.27 217.7 217.74485.27 4485.27 217.7 217.7

19 9757.28 9757.28 2490.83 2490.839757.28 9757.28 2490.83 2490.83

20 5467.75 5467.75 3065.48 3065.485467.75 5467.75 3065.48 3065.48

21 39.04 39.04 4453.91 4453.9139.04 39.04 4453.91 4453.91

22 6764.62 6764.62 6374.87 6374.876764.62 6764.62 6374.87 6374.87


115


Pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18498.54 18498.54 4796.97 4796.9718498.54 18498.54 4796.97 4796.97

3 21770.55 21770.55 4600.91 4600.9121770.55 21770.55 4600.91 4600.91

4 7111.42 7111.42 6341.85 6341.857111.42 7111.42 6341.85 6341.85

5 9987.3 9987.3 10206.7 10206.79987.3 9987.3 10206.7 10206.7

6 21671.7 21671.7 4673.63 4673.6321671.7 21671.7 4673.63 4673.63

7 431.15 431.15 5080.42 5080.42431.15 431.15 5080.42 5080.42

8 7969.65 7969.65 2066.66 2066.667969.65 7969.65 2066.66 2066.66

9 2742.01 2742.01 4644.29 4644.292742.01 2742.01 4644.29 4644.29

10 1289.38 1289.38 3031.23 3031.231289.38 1289.38 3031.23 3031.23

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 15.63 15.63 26.51 26.5145.62 45.62 35.47 35.47

14 2722.49 2722.49 4617.17 4617.172722.49 2722.49 4596.79 4596.79

15 1939.24 1939.24 215.95 215.951939.24 1939.24 215.95 215.95

16 14774.7 14774.7 275.72 275.7214774.7 14774.7 275.72 275.72

17 4315.11 4315.11 89.8 89.84315.11 4315.11 89.8 89.8

18 4485.27 4485.27 217.7 217.74485.27 4485.27 217.7 217.7

19 10528.89 10528.89 2730.31 2730.3110528.89 10528.89 2730.31 2730.31

20 6239.36 6239.36 3295.88 3295.886239.36 6239.36 3295.88 3295.88

21 40.93 40.93 4446.97 4446.9740.93 40.93 4446.97 4446.97

22 7528.74 7528.74 6293.65 6293.657528.74 7528.74 6293.65 6293.65


116


pipeno.

Total Energy

flow[kW]


[kW]

Total Exergy

flow[kW]


[kW]

1 32505.51 32505.51 6179.86 6179.8632505.51 32505.51 6179.86 6179.86

2 18554.01 18554.01 4811.35 4811.3518554.01 18554.01 4811.35 4811.35

3 21803.22 21803.22 4614.35 4614.3521803.22 21803.22 4614.35 4614.35

4 7154.95 7154.95 6390 63907154.95 7154.95 6390 6390

5 10017.24 10017.24 10237.3 10237.310017.24 10017.24 10237.3 10237.3

6 21704.38 21704.38 4687.12 4687.1221704.38 21704.38 4687.12 4687.12

7 389.27 389.27 5113.32 5113.32389.27 389.27 5113.32 5113.32

8 8027.6 8027.6 2081.68 2081.688027.6 8027.6 2081.68 2081.68

9 2761.1 2761.1 4682.14 4682.142761.1 2761.1 4682.14 4682.14

10 1261.92 1261.92 3059.88 3059.881261.92 1261.92 3059.88 3059.88

11 14989.81 14989.81 1545.68 1545.6814989.81 14989.81 1545.68 1545.68

12 10700.28 10700.28 835.58 835.5810700.28 10700.28 835.58 835.58

13 12.21 12.21 20.69 20.6935.46 35.46 27.69 27.69

14 2747.62 2747.62 4658.59 4658.592747.62 2747.62 4638.3 4638.3

15 1948.84 1948.84 218.51 218.511948.84 1948.84 218.51 218.51

16 14774.7 14774.7 275.72 275.7214774.7 14774.7 275.72 275.72

17 4315.11 4315.11 89.8 89.84315.11 4315.11 89.8 89.8

18 4485.27 4485.27 217.7 217.74485.27 4485.27 217.7 217.7

19 10526.41 10526.41 2729.67 2729.6710526.41 10526.41 2729.67 2729.67

20 6236.88 6236.88 3295.56 3295.566236.88 6236.88 3295.56 3295.56

21 39.23 39.23 4475.3 4475.339.23 39.23 4475.3 4475.3

22 7498.8 7498.8 6320.74 6320.747498.8 7498.8 6320.74 6320.74


117

Tabel exergi transmitted KCS 11 fraksi massa ammonia 83.5%

Exergy transmitted from system [kW]TekananOptimasi

(bar)Total Power/Heat Losses

9.2 4254.29 3146.69 1107.599.3 4233.81 3133.99 1099.829.4 4216.15 3121.29 1094.859.5 4198.53 3108.6 1089.939.6 4180.94 3095.91 1085.039.7 4163.45 3083.79 1079.669.8 4145.96 3071.12 1074.839.9 4125.91 3059.03 1066.88

Tabel exergi transmitted KCS 11 fraksi massa ammonia 84.5%



9.3 4174.9 3086.98 1087.939.4 4156.92 3073.86 1083.069.6 4121.17 3048.65 1072.529.8 4083.24 3023.46 1059.789.9 4065.49 3010.34 1055.15

Tabel exergi transmitted fraksi massa ammonia 85.5 %



9.4 4100.77 3028.35 1072.429.6 4064.44 3002.51 1061.939.8 4026.23 2976.66 1049.579.9 4008.28 2964.22 1044.07


118





9.7 3934.49 2901.56 1032.939.8 3917.97 2888.82 1029.159.9 3898.96 2876.08 1022.88



(bar) Total Power/Heat Losses9.8 3864.85 2847.12 1017.739.9 3847.3 2833.67 1013.63



9.5 4025.03 2970.77 1054.269.6 4006.67 2958.13 1048.549.7 3988.31 2945.03 1043.299.8 3970.01 2931.91 1038.19.9 3951.79 2919.25 1032.55


analisis energi dan exergi kalina cycle system (kcs)...

Documents