PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN DAYA 130 MW

Transkripsi

1 TUGAS SARJANA TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN DAYA 130 MW OLEH : EDY SAPUTRA NIM : PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 008

2 KATA PENGANTAR Puji syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karena atas berkat rahmat dan kasih-nya penulis dapta menyelesaikan skripsi ini. Skripsi yang merupakan tugas akhir ini adalah suatu syarat untuk dapat menyelesaikan studi pada jenjang kependidikan Sarjana Teknik Mesin menurut kurikulum Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Tugas sarjana ini berjudul Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Listrik Pada Suatu PLTG Dengan Daya Terpasang 130 MW. Dalam penulisan skripsi ini dari awal sampai akhir, penulis telah melakukan semaksimal mungkin guna tersusunnya tugas akhir ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan kekurangan didalam penulisan skripsi ini. Untuk itu penulis mengharapkan petunjuk dan saran dari semua pihak yang terkait yang bersifat membangun, guna penyempurnaan skripsi ini. Dalam kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih yang kepada : 1. Bapak Ir. Alfian Hamsi M.Sc selaku Pembantu Dekan I Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Dapertemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 3. Bapak Ir. Isril Amir selaku dosen pembimbing tugas sarjana penulis, yang telah meluangkan waktunya untuk memberikan bimbingan dalam menyelesaikan Tugas Sarjana ini. 4. Para Dosen dan Staff pada Departemen Teknik Mesin FT-USU yang telah banyak memberikan ilmu dan bantuannya selama masa pendidikan.

3 5. Ayahanda dan Ibunda serta seluruh keluarga yang telah memberikan motivasi dan dukungan baikan moril maupun materiil. 6. Rekan-rekan mahasiswa Teknik Mesin FT-USU angatan 05 yang telah banyak membantu dan mendukung dalam penulisan Tugas Sarjana ini. 7. Rekan-rekan kerja Sales Region I-Pelumas yang telah memberi motivasi bagi penulis. Akhir kata dan segala kerendahan hati, penulis memanjatkan Doa kepada Tuhan Yang Maha Esa, semoga semua dilindungi dan diberikan berkat-nya. Medan, Maret 009 Hormat Penulis Edy Saputra

4 DAFTAR ISI KATA PENGANTAR SPESIFIKASI TUGAS TEKNIK KARTU BIMBINGAN DAFTAR ISI DAFTAR GAMBAR DAFTAR TABEL DAFTAR NOTASI i iii iv v viii x xi BAB 1 PENDAHULUAN Latar Belakang 1 1. Tinjauan Penulisan 1.3 Batasan Masalah 1.4 Metologi Penulisan 3 BAB TINJAUAN PUSTAKA 4.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas 4. Klasifikasi Turbin Gas 4.3 Komponen Komponen Utama Tubin Gas 8.4 Siklus Kerja Turbin Gas 9.5 Pemilihan Jenis Turbin 13.6 Ruang Bakar 16.7 Generator 0.8 Laju Aliran Massa Udara

5 .9 Perencanaan Turbin BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA Spesifikasi Teknis Perancangan 9 3. Pembahasan Materi Analisa Termodinamika pada Kompresor Analisa Ruang Bakar Analisa Termodinamika pada Turbin Generator Hasil Analisa Termodinamika 49 BAB 4 PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN Perancangan kompresor Jumlah Tingkat Kompresor Sudu Kompresor Perencanaan Poros Utama Perencanaan Poros Penghubung Perencanaan Ruang Bakar Luas dan Diameter Casing Tabung Api Pemilihan Jenis Tubin Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin 7 BAB 5 BANTALAN DAN PELUMASAN Pembebanan Unit Turbin Gas Pembebanan Aksial Pembebanan Radial 89

6 5. Perencanaan Bantalan Luncur Perencanaan Bantalan Luncur Turbin Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor Perencanaan Bantalan Aksial 95 BAB 6 KESIMPULAN 98 DAFTAR PUSTAKA 100 LAMPIRAN 10

7 DAFTAR GAMBAR Gambar.1 Diagram alir turbin gas siklus terbuka 5 Gambar. Diagram alir turbin gas siklus tertutup 6 Gambar.3 Diagram T s siklus Turbin Gas 9 Gambar.4 Grafik hubungan effisiensi dan pressure ratio 1 Gambar.5 Penampang Turbin jenis Radial 13 Gambar.6 Penampang Turbin Jenis Aksial 14 Gambar.7 Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio (σ ) 15 Gambar.8 Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas 17 Gambar.9 Burner Combantion 18 Gambar 3.1 Diagram T s Siklus Brayton 30 Gambar 3. Stagnation States 31 Gambar 3.3 Turbin dengan Exhaust Diffuser 39 Gambar 3.4 Daya pada generator 44 Gambar 3.5 Daya pada siklus Turbin 46 Gambar 4.1 Grafik Hubungan S/C 58 Gambar 4. Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor 61 Gambar 4.3 Poros Penghubung 64 Gambar 4.4 Penampang turbin radial 69 Gambar 4.5 Penampang turbin aliran aksial 70 Gambar 4.6 Grafik effesiensi turbin Vs Velocity ratio (σ) 71

8 Gambar Percent Reaction Designs 7 Gambar 4.8 Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 50% 74 Gambar 4.9 Diagram h s untuk satu tingkat turbin 74 Gambar 4.10 Axial flow turbin stages 81 Gambar 4.11 Optimum pitch chord ratio 84 Gambar 4.1 Profil turbin gas dan T6 aerofoil section 85 Gambar 5.1 Beban yang diterima bantalan 89 Gambar 5. Bantalan Luncur 90 Gambar 5.3 Grafik koefisien kriteria beban 9 Gambar 5.4 Koefisien tahanan bantalan 93 Gambar 5.5 Bantalan aksial kerah 95

9 DAFTAR TABEL Tabel 3.1 Komposisi gas alam 35 Tabel 3. Kandungan udara pada bahan bakar 38 Tabel 4.1 Perbandingan dasar dan Puncak Sudu 5 Tabel 4. Kondisi Udara Tiap Tingkat Kompresor 55 Tabel 4.3 Ukuran-ukuran utama kompresor 60 Tabel 4.4 Kondisi setiap tingkat turbin 79 Tabel 4.5 Ukuran-ukuran dari sudu turbin 85 Tabel 4.6 Ukuran-ukuran utama sudu turbin 86 Tabel 4.7 Berat Stage (tingkat) turbin 87

10 DAFTAR NOTASI Notasi Arti Satuan A Luas annulus m Ac Luas penampang casing ruang bakar m b Tinggi kerah bantalan m C Panjang chord sudu m C a Kecepatan aksial aliran fluida m/s C pa Panas spesifik udara kj/kg K C pg Panas spesifik gas kj/kg K D c Diameter casing ruang bakar m D d Diameter disk turbin m D n Diameter kerah bantalan m D s Diameter poros m f Perbandingan bahan bakar dan udara kg b.b /kg udara F ak Gaya aksial kompresor kg F at Gaya aksial turbin kg H Entalpi statis kj/kg udara ho Entalpi stagnasi kj/kg udara K Conductivitas termal W/m.K k g Konstanta adiabatik LHV Nilai pembakaran bawah bahan bakar kj/kg udara m a Massa aliran udara kg/s

11 m at Massa udara total kg/s m f Massa aliran bahan bakar kg/s m g Massa aliran gas hasil pembakaran kg/s m p Massa aliran pendingin kg/s M p Momen torsi poros kw N Putaran rpm N b Daya berguna (generator) MW N k Daya kompresor MW N pp Daya putaran poros MW N t Daya Turbin MW P Tekanan statis bar P a Tekanan barometer bar P 0 Tekanan stagnasi bar P f Penurunan tekanan pada filter udara bar r p Ratio tekanan turbin bar R Jari-jari sudu m R a Konstanta udara kj/kg udara.k S Picth sudu m S fc Pemakaian bahan bakar spesifik kg/kw h T Tebal sudu m Ta Temperatur ligkungan K T o Temperatur stagnasi K T Temperatur statis K U Kecepatan keliling sudu m/s v Kecepatan relative gas m/s w Lebar sudu m

12 W Kerja spesifik kj/kg udara W net Kerja bersih kj/kg udara γ Berat Jenis kn/m 3 Z Jumlah sudu Buah λ Faktor kerja ρ Massa jenis kg/m 3

13 BAB 1 PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Turbin gas adalah turbin dengan gas sebagai fluida kerjanya. Sistem turbin gas yang paling sederhana terdiri dari tiga komponen utama, yaitu : kompresor, ruang bakar (combustion chamber), dan turbin. Turbin Gas merupakan pesawat kalor yang tergolong ke dalam mesin pembakaran dalam (Internal Combustion Engine). Perkembangan turbin gas hingga bisa ekonomis untuk dipakai sebagai mesin penggerak pesawat terbang dan untuk instalasi darat seperti pembangkit tenaga listrik. Secara teknis konstruksi dan cara kerjanya turbin gas adalah sangat mudah, tetapi kenyataannnya adalah sukar, karena berhubungan dengan pemakaian bahan bakar yang harus hemat. Penggunaan turbin gas sebagai pembangkit tenaga listrik dan sebagai penyedia panas pada industri seperti pabrik kelapa sawit adalah sangat menguntungkan karena sifatnya yang mudah dipasang, proses kerjanya sederhana dan dimensinya kecil serta turbin gas dapat mencapai beban puncak dalam waktu yang relatif singkat, dipasang dengan cepat dan bisa segera dioperasikan. Pada saat ini perkembangan penggunaan turbin gas sudah sangat maju, dimana penggunaan turbin gas dan turbin uap sekaligus dalam satu siklus yang disebut dengan siklus gabungan (combined cycle), seperti PLTGU. Tujuannya adalah untuk meningkatkan efisiensi dari siklus (siklus Brayton sederhana) dengan memanfaatkan gas buang turbin gas karena masih memiliki temperatur yang cukup tinggi yang dapat digunakan untuk menguapkan air umpan sebagai

14 penggerak turbin uap. Dengan pemanfaatan gas buang dari turbin gas ini akan meningkatkan efisiensi termis sistem secara keseluruhan hingga 45%. Pada saat ini turbin gas dapat dibuat untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi, sedangkan bahan bakar yang digunakan adalah bahan bakar gas sampai minyak berat. Dengan pertimbangan-pertimbangan di atas dan kemudahan untuk mendapatkan bahan bakar maka sangat tepat jika instalasi turbin gas dipilih sebagai penggerak generator untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah pembangkit tenaga listrik dalam sistem single (pembangkit listrik tenaga gas) ataupun dengan sistem Combine (Pembangkit listrik tenaga gas dan uap). 1. Tujuan Penulisan. Dalam menyelesaikan Perancangan Turbin Gas sebagai Penggerak Generator Listrik pada sebuah PLTG dengan Daya 130 MW mempunyai beberapa tujuan dalam penulisan, yaitu : 1. Merancang Turbin Gas sebagai Penggerak Generator Listrik pada sebuah PLTG dengan Daya 130 MW. 1.3 Batasan Masalah Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah: 1. Penetuan kapasitas udara di dalam kompresor sesuai dengan kebutuhan turbin gas.. Daya dan jumlah tingkat kompresor. 3. Analisa termodinamika

15 4. Perhitungan bagian utama turbin gas 5. Gambar kerja turbin gas. 1.4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas akhir/sarjana (skripsi) ini adalah sebagai berikut : a. Survey data, berupa pengumpulan data sebagai bahan pembanding yang diambil langsung kelokasi tempat unit pembangkit pada PT. PLN (Persero) Belawan. b. Studi literature, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku referensi. c. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nantinya akan ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan skripsi ini.

16 BAB TINJAUAN PUSTAKA.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas Turbin gas suatu PLTG berfungsi untuk mengubah energi yang terkandung didalam bahan bakar (fluida kerja) menjadi energi mekanis. fluida kerja untuk memutar turbin gas adalah gas panas yang diperoleh dari proses pembakaran. Proses pembakaran memerlukan tiga unsur utama yaitu : bahan bakar, udara dan panas. Dalam proses pembakaran ini bahan bakar disuplly oleh pompa bahan bakar (fuel oil pump) apabila digunakan bahan bakar minyak, atau oleh kompresor gas apabila menggunakan bahan bakar gas alam. Pada umumnya kompresor gas disediakan oleh pemasok gas tersebut. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar, dan generator. Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi diumpankan ke ruang bakar bersama-sama dengan udara yang bertekanan tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Udara untuk pembakaran diperoleh dari kompresor utama, sedangkan panas untuk awal pembakaran dihasilkan oleh ignitor. Gas hasil pembakaran dialirkan ke turbin yang akan menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik. Gas bekas setelah melewati turbin, keluar menuju saluran buang (exhaust) dan selanjutnya diteruskan ke bypass stack.. Klasifikasi Turbin Gas

17 Turbin gas dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa kriteria, yaitu :..1 Berdasarkan siklus kerjanya a Siklus Terbuka (open cycle) Dalam siklus ini, gas hasil pembakaran setelah diekspansikan pada turbin, langsung dibuang ke udara bebas. Instalasi ini memiliki struktur yang sederhana, yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar dan turbin sebagai penggerak kompresor dan beban. Struktur dan susunan dari instalasi turbin gas dengan siklus terbuka dapat dilihat pada gambar.1. Udara masuk Bahan Bakar RB Gas Buang K T Gambar.1.Diagram alir turbin gas siklus terbuka a Siklus Tertutup (closed cycle) Sama seperti halnya pada turbin uap, turbin gas dapat pula dirancang dengan sistem tertutup. Dalam siklus ini, fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan tekanan tinggi (sampai 40 atm) seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Skema instalasi turbin gas siklus tertutup dapat dilihat pada gambar..

18 Turbin gas dengan sistem ini konstruksinya lebih rumit, karena membutuhkan pesawat pemanas yang besar dan juga membutuhkan pesawat pendingin udara (intercooler) sebelum masuk kompresor. Keuntungannya adalah 1. Untuk daya yang sama, turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil.. Dapat bekerja pada tekanan tinggi. 3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar. Udara masuk Bahan Bakar RB K T G R Gambar.. Diagram alir turbin gas siklus tertutup Keterangan : K = Kompresor T = Turbin RB = Ruang Bakar G = Generator R = Penukar Panas (Heat Exchanger)

19 a Siklus Kombinasi Karena banyaknya energi yang hilang bersama-sama dengan terbuangnya gas buang, maka telah dilakukan beberapa upaya memanfaatkanya dengan cara menambah beberapa macam proses baru setelah peralatan tambahan sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu sehingga dengan demikian dapat meningkatkan efisiensi dari sistem tersebut. Tetapi seiring dengan itu bertambah pula biaya investasi yang diperlukan karena harus membeli peralatan baru. Dilihat dari segi ekonomisnya, turbin gas dengan siklus kombinasi memiliki kebaikan bila turbin gas ini dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinu... Berdasarkan Kontruksinya Turbin gas terdiri jenis : a Turbin gas berporos tunggal Turbin gas ini sebagai pembangkit listrik pada perusahaan listrik maupun industri yang berskala besar. b Turbin gas berporos ganda Jenis turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi. Poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Turbin dengan tekan tinggi berfungsi menggerakkan kompresor dan mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin berporos ganda ini juga digunakan untuk sentral listrik dan industri.

20 ..3. Berdasarkan arah aliran fluidanya a Turbin radial : dimana arah aliran fluida kerja dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu poros. b Turbin aksial : dimana arah aliran fluida kerja diperoleh dalam arah sejajar sumbu poros..3 Komponen Komponen Utama Turbin Gas Turbin gas mempunyai komponen utama yaitu kompresor, ruang bakar (combustion chamber), turbin gas, load gear dan generator. 1. Kompresor Kompresor berfunsi untuk mengisap udara luar (udara atmosfir) dan selanjutnya dikompresikan untuk mendapatkan tekanan yang lebih besar.. Ruang bakar Ruang bakar (combustion chamber) berfungsi sebagai pembakaran bahan bakar agar diperoleh fluida kerja berupa gas hasil pembakaran yang akan digunakan untuk menggerakan turbin. Bahan bakar terbakar akibat bercampur dengan udara kompresi serta dengan bantuan percikan nyala api dari ignitor. 3. Tubin gas Turbin gas berfungsi merubah energi kinetik yang tersimpan pada gas hasil pembakaran menjada energi berguna. 4. Generator Generator berfungsi untuk merubah energi mekanis yang dihasilkan oleh turbin gas menjadi energi listrik.

21 .4 Siklus Kerja Turbin Gas.4.1. Siklus Aktual Turbin gas secara termodinamika bekerja dengan siklus Brayton. Siklus ini merupakan untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka. Seperti terlihat pada gambar.1. Siklus aktual ini adalah suatu siklus yang dibangun berdasarkan asumsi sebagai berikut : 1. Fluida kerja merupakan gas ideal dengan panas spesifik konstan.. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan. 3. Proses yang berlangsung di setiap komponen adiabatik. 4. Proses kompresi di dalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik. 5. Proses ekspansi di dalam turbin tidak berlangsung secara isentropis. 6. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak dapat menjamin terjadinya pembakaran sempurna, sehingga untuk mencapai temperature gas masuk turbin yang ditetapkan diperlukan jumlah bahan bakar yang lebih banyak. 7. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin. T(K) 3 Q in W out ' 4' W in 4 Qout 1 s(kj/kg K)

22 Gambar.3. Diagram T s siklus Turbin Gas Proses-proses yang terjadi dari diagram diatas adalah sebagai berikut : Proses 1 : Proses kompresi aktual pada kompresor. Proses 3 : Prose pembakaran pada tekanan konstan (isobar) didalam ruang bakar, adanya pemasukan panas. Proses 3 4 : Proses ekspansi aktual pada turbin. Proses 4 1 : Proses pembuangan kalor pada tekanan konstan. diperoleh : Dengan demikian pada proses steady state untuk masing-masing proses Proses 1 : Kerja kompresor. Kerja spesifik kompresor aktual, titik 1 (W K ) yaitu kalor spesifik yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi aktual : dimana : W K = C pa ( T 0 Ta) η m (Lit. hal 64) Cp a = Panas jenis udara pada tekanan konstan = 1,005 (kj/kg K) Ta = Temperatur udara masuk kompresor posisi statis (K) T 0 = Temperatur Udara keluar kompresor posisi stagnasi (K) η m = Efisiensi mekanis kompresor = 0,9 Proses 3 : Pemasukan panas. Pada proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan (isobar), tetapi pada kenyataannya terjadi pengurangan tekanan, faktor pengurangan tekanan sebesar 0,0 0,03. dimana : Q in = Cp (T 3 T )

23 h 3 = entalpi gas keluar ruang bakar (kj/kg) T 3 = temperature gas keluar ruang bakar (K) Q in = kalor masuk ruang bakar (kj/kg) Proses 3 4 : Kerja Turbin Untuk proses ekspansi aktual pada turbin kerja yang terjadi adalah : W t = Cp g (T 034 )...(Lit hal 64) dimana : W t = kerja aktual yang keluar turbin (kj/kg) Cp g = panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan = 1,148 kj/kg.k T 034 = temperatur ekivalen dari kerja total turbin Kerja netto siklus (Wnet) Kerja siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas, yang secara matematis dapat dituliskan : W net = W t W k (kj/kg) (Lit hal 64) Maka efisiensi thermal Instalasi ( η th ) adalah η th = 3600 S fc.lhv x 100% (Lit hal 65) dimana : LHV = Low Heating Value bahan bakar = 4730 kj/kg S fc = Pemakaian bahan bakar spesifik dimana S fc = f W T W K (lit hal 65)

24 Oleh karena proses 1 dan 3 4 adalah proses yang berlangsung secara aktual, dan P = P 3 dan P 4 = P 1, T T 1 ( k ) ( 1) a 1 kg P ka P kg 3 = P = 1 P 4 T = T (Lit hal 39) dimana : r p = P = P 1 P P 3 4 rp = adalah perbandingan tekanan (pressure ratio). Dengan demikian jelas dapat dimengerti bahwa harga efisiensi tergantung kepada pressure ratio (r p ). Jadi efisiensi akan naik apabila pressure ratio yang digunakan lebih tinggi. Hubungan efisiensi, pressure ratio dan jenis fluida kerja ditunjukkan oleh gambar berikut : Gambar.4 Grafik hubungan efisiensi dan pressure ratio Maka persentasi daya yang digunakan untuk menggerakan kompresor adalah : dimana : η = Nk N N K T x100% N k = Daya yang digunakan menggerakan kompresor

25 = m at. (T 0 T 01 ) N t = Daya yang digunakan menggerakan turbin = (1 + f)m at. (T 03 T 04 ) dimana : m at = massa udara total yang disuplai oleh kompresor.5 Pemilihan Jenis Turbin Ditinjau dari arah aliran, turbin dapat dibagi atas dua bagian yaitu : 1. Turbin aliran radial. Turbin radial adalah turbin dimana arah aliran fluida kerja dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu poros, yakni arah radial. Pada turbin radial ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di dalam laluan semua baris sudu-sudu yang berputar. Gambar.5 Penampang Turbin jenis Radial Turbin radial umunya digunakan untuk aliran yang kecil, dimana turbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial, misalnya pada instalasi turbin gas yang kecil, dalam bidang automotif dan

26 pompa kebakaran yang dapat dipindah-pindahkan. Pada gambar.5 diperlihatkan gambar penampang turbin jenis radial.. Turbin aksial Turbin aksial adalah turbin dimana arah aliran fluida kerja diperoleh dalam arah sejajar sumbu poros. Umumnya untuk kapasitas dan daya besar sering digunakan turbin aksial, karena mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan jenis radial, yaitu : a. Efisiensi lebih baik. b. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi. c. Kontruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang besar. Ditinjau dari sistem koversi energinya, turbin aksial dapat dibagi menjadi (dua) bagian, yaitu : 1. Turbin aksial reaksi. Turbin aksial aksi (implus) Turbin aksial reaksi adalah turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan-laluan, tetapi juga terjadi pada laluan-laluan sudu gerak, sehingga penurunan seluruh kanduangan kalor pada semua tingkat dan terdistribusi secara merata.

27 Gambar.6 Penampang Turbin Jenis Aksial Turbin aksial aksi (implus) adalah turbin yang proses ekspansinnya (penurunan tekanan) fluida hanya terjadi pada sudu diam, dan energi kecepatan diubah menjadi mekanis pada sudu-sudu turbin (tanpa terjadinya ekspansi pada sudu gerak itu). Konstruksi turbin aksial diperlihatkan pada gambar.6. Gambar.7 Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio (σ ) Dalam perencangan ini dipilih turbin aksial reaksi, karena pada tipe reaksi efisiensi maksimum dapat dicapai dengan perbaikan kecepatan ( σ ) 0,8 1,0, bahwa efisiensi tingkat tipe reaksi lebih baik dibandingkan dengan tipe reteau (turbin dengan tekanan bertingkat) dan curtis (turbin dengan kecepatan bertingkat), seperti terlihat pada gambar.7. Dari gambar diatas, terlihat bahwa : a. Efisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar. b. Pada tipe reaksi, efisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah perbandingan kecepatan (σ) 0,8 1,0.

28 c. Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar..6. Ruang Bakar Ruang bakar adalah tempat terjadinya proses pembakaran yaitu proses pemasukan kalor yang diharapkan terjadi pada tekanan konstan dan menghasilkan gas pembakaran yang bertemperatur tinggi. Anggapan proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan dapat diterima selama bilangan Mach, dari aliran gas didalam ruang bakar cukup rendah. Udara dari kompresor masuk kedalam ruang bakar dimana bahan bakar disemprotkan kedalam arus udara sehingga terbakar. Proses pembakaran terjadi secara kontinu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal tersebut perlu dilakukan karena kekuatan material akan turun seiring dengan naiknya temperatur. Ruang bakar turbin gas pembangkit energi listrik biasanya direncanakan untuk dapat beroperasi kontinu dalam jangka waktu yang cukup lama (± 11,4 tahun). Beberapa kateria yang harus dipenuhi oleh suatu ruang bakar turbin gas secara umum adalah : 1. Efisiensi pembakaran tinggi, dimana bahan bakar terbakar seluruhnya.. Sistem penyalaan yang baik, khususnya pada temperatur udara yang rendah.

29 3. Memiliki kesetabilan yang baik, artinya pembakaran harus tetap berlangsung pada tekanan, kecepatan dan perbandingan udara yang bervariasi. 4. Kerugian tekanan redah, biaya produksi dan perawatan minimal. 5. Emisi asap, bahan bakar yang tidak terbakar dan polutan gas rendah. 6. Mampu beroperasi untuk jenis bahan bakar yang bervariasi. 7. Daya tahan dan umur yang tinggi. Type ruang bakar yang digunakan disini adalah type Tubular Chamber yang terdiri dari suatu silinder linier yang terpasang konsentrasi didalam casing. Turbin ini mempunyai dua buah ruang bakar. Masing-masing ruang bakar dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lubang injeksi bahan bakar dan Diagonal swirler untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar yang optimal. Gambar.8. Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas Keterangan gambar 1. Selubung tekanan (pressure shell). Kombinasi pembakaran (burner combustion) 3. Lokasi untuk inspeksi (platform include railling)

30 4. Tabung api (flane tube) 5. Selubung turbin (turbin casing) 6. Pipa-pipa buangan (blow-oof pipes) 7. Lubang orang (man hole) A. Ruang saluran udara (annular space for combustion air supply) B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct) Gambar.9 berikut ini menunjukan penampang potongan kombinasi pembakaran (Burner Combustion) yang dipasang di sekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya 16 buah (masing-masing ruang bakar 8 buah) Gambar.9 Burner Combustion Keterangan gambar 1. Saluran masuk bahan bakar (fuel gas inlet). Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet) 3. Fuel oil burner

31 4. Alat penyala (Ignitor) 5. Ignation gas inlet 6. Dudukan pembakaran (burner support) 7. Sumbe nyala (igniter) 8. Saluran udara masuk (air inlet) 9. Fuel gas burner 10. Pengaduk diagonal (diagonal swirler) 11. Saluran-saluran keluar gas (gas outlet ducts) 1. Daerah pembakaran (combustion zone) 13. Pengaduk aksial (axial swirler) 14. Saluran-saluran keluar gas (gas outlet ducts) 15. Saluran masuk bahan bakar gas (fuel gas inlet) 16. Saluran keluar bahan bakar gas (fuel gas outlet) Kalor spesifik yang masuk (q in ) pada ruang bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas sekaligus menaikkan entalpinya, secara teoritis terjadi pada tekanan konstan. Reaksi pembakaran sempurna dengan udara untuk hidrokarbon dengan rumus C m H n adalah menurut persamaan reaksi: C m H m + mo mco + mh O dimana : m = Molekul masing-masing unsur Sehingga dapat diperoleh perbandingan komposisi bahan bakar dan udara yang dibutuhkan (m f /m a ) teoritis yaitu :

32 (m f /m a ) = 100% bahan bakar : (400% udara x total komsumsi udara) =1 : 4 x total konsumsi udara (teoritis) Sehingga f aktual = f teoritis η rb dimana : η = Efisiensi ruang bakar = 0,98 menurut [1] halaman 55 perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik 1 1 dalam range f = s/d atau 0,005 0, Generator Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konverasi daya, yaitu : 1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.. Daya yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi dalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi. Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang besar karena dua hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri.. Proses konversi daya didalam alat.

33 Daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan generator untuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto haruslah lebih besar dari daya keluaran generator, karena pada generator itu sendiri terdapat faktor daya dan kerugiankerugian. Untuk mentransmisikan daya putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun dalam hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya generator adalah daya semu (Volt ampere, Ns) dan daya keluaran (daya nyata/berguna, N b ) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah ; N s = N b x Cos ϕ N = s N b cosϕ dimana : Cos ϕ = Faktor daya φ Daya Berguna (N b ) Daya Reaktif N r (VAR) Daya Semu (N s ) Gambar.8 Hubungan Daya Semu, Daya Nyata dan Daya Sehingga daya yang diperlukan generator (daya yang tersedia) adalah : N pp = N η b g dimana :

34 N pp N b = Daya putaran poros (MW) = Daya berguna generator (MW) η g = Efisiensi generator = 0,98.8. Laju Aliran Massa Udara Untuk menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan dihitung pada temperatur rata-rata udara atmosfir yang dihisap kompresor, hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur rendah ataupun temperatur tinggi udara atmosfir. Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi dan instalasi : N pp = N T N K N pp = m a + (1+ f ). N T m a. N k N pp m a = ( 1+ f ). NT N k dimana : m a f N t N k = laju aliran massa udara (kg/s) = laju aliran massa bahan bakar (kg/s) = Daya turbin (MW) = Daya kompresor (MW).9. Perencanaan Turbin

35 Pada perencanaan turbin ini akan dibahas mengenai jumlah tingkat turbin, kondisi gas dan dimensi sudu Jumlah Tingkat Turbin Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat, penurunan tiap tingkat turbin adalah : ψ = 4 Ø tan α... (Lit hal 76) dimana : ψ = koefisien pembebanan sudu. Sedangkan total penurunan Enthalpy gas adalah : dimana : ( ha) 1t = C ( σ. C ) (1 + φ φ.cosα). Cp g. g. J (Lit 9 hal 106) ( ha) 1t Cp g = Total penurunan Enthalpy gas (kj/kg) = Panas Spesifik gas = 1,148 kj/kg K Ø = Flow koefisien satuan = 0,8 g = Kecepatan grafitasi bumi = 9,81 m/s J = Faktor konversi satuan energi = 778, α C = sudut sudu = Kecepatan gas absolut Jumlah tingkat turbin : dimana : Z t = h 1t h 1t h h 4t 3t Z t = jumlah tingkat turbin

36 .9. Kondisi Gas pada Sudu Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan statis, keadaan stagnasi adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan tanpa memperhitungkan kecepatan, sedangkan keadaan statis adalah kondisi gas yang dianalisa dengan memperhitungkan kecepatan. Persamaan-persamaan stagnasi P P 01 0 T. os R = 1. η st T01 k k 1 T 0 = T 01 T os. R dimana : P 01 P 0 R η st T 0 = tekanan gas sebelum proses (bar) = tekanan gas setelah proses (bar) = derajat reaksi tingkat = efisiensi statik = temperatur pada P 0 (K) Persamaan-persamaan statik T 1 = T 01 C a. C pg... (Lit hal 79) P 1 = P 01 T T 0 k k 1 dimana : T 1 = kondisi gas pada kondisi statik

37 T 01 P 1 P 01 = kondisi gas pada kondisi stagnasi (K) = tekanan gas pada kondisi statik (bar) = tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar) Dari persamaan gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir yaitu : P ρ = (Lit hal 83) R. T dimana : ρ = massa jenis gas (kg/m 3 ) Dengan menghitung laju aliran massa gas maka dapat dicari luasan yang ditempati gas yaitu : dimana : A = m g ρ. C a... (Lit hal 84) A = luasan yang ditempati gas (m ) m g = massa gas, yang dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda karena pengaruh laju aliran massa perbandingan sudu (kg/s) Tinggi Sudu Penamaan ukuran pada sudu turbin dapat dilihat pada gambar.9 Gambar.9 Penampang pada sudu turbin

38 Tinggi sudu dimana : h = A. n.60 U m...(lit hal 85) h n U m = tinggi sudu (m) = putaran sudu (rpm) = kecepatan tangensial rata-rata sudu (m/s).8.4. Jari-jari Sudu Jari-jari rata-rata sudu yang dimaksud adalah jarak dari pusat cakram ke pitch sudu yang besarnya : 60. U r m = m. π. n...(lit hal 85) dimana : r m = jari rata-rata sudu (m) Jari-jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m) r r = r m h...(lit hal 85) r t = r m + h dimana : r r r t = jari-jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m) = jari-jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m) Tebal sudu dan celah antara sudu besarnya dilihat dari persamaan : w = 3 h...(lit hal 97)

39 c = 0,5. w dimana : w c = tebal sudu (m) = celah antara sudu (m).8.5. Diagram Kecepatan Gas Untuk menggambarkan kecepataan aliran gas perlu dihitung besar sudut kecepatan tersebut masuk dan kecepatan sudut keluar relative gas, yang besarnya adalah: Ψ = 4. φ. Tan β +... (Lit hal 76) dimana : Ψ = 4. φ. Tan β 3 - φ = koefisien aliran gas β = sudut relatif kecepatan gas masuk sudu β 3 = sudut relatif kecepatan gas keluar sudu.8.6. Putaran Kritis Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi getaran yang tinggi, hal ini diakibatkan oleh frekuensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan frekuensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhhi oleh gaya-gaya yang membebani poros yang menyebabkan defleksi atau lendutan. Putaran kritis poros dapat dihitung setelah didapat lendutan maksimum. Kecepatan putaran kritis adalah : ω c = C. g y max

40 dimana : ω c = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s) C = koefisien untuk dua bantalan pendukung adalah 1 : 1,685 g = kecepatan grafitasi putaran kritis sistem adalah : dimana : 60 n c = c.π.ω n c = putaran kritis sistem (rpm).8.7. Gaya dan Tegangan pada Sudu Turbin Gaya-gaya pada sudu turbin adalah gaya radial dan gaya aksial yaitu : Gaya aksial turbin adalah F TG = F at F ak dimana : F at F ak = Gaya aksial pada sisi turbin = Gaya aksial kompresor Gaya aksial pada sisi turbin dicari dengan rumus : dimana : F at = S m. ρ. Ca. (tan α tan α 1 ) Va = Ca = Kecepatan aksial = 80 m/s α 1 = β = (derajat reaksi direncanakan 50%) α 3 = β 1 = S m = Luas Pitch (space) rata-rata = 0,0946 m

41 ρ = Kerapatan gas masuk turbin =,857 kg/m 3 Gaya radial turbin adalah : [( W ) ( ) ( ) ( 654. )] k + W p + Wsp + Wt R A = 8690 BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA 3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan Spesifikasi teknis perancangan yang dipilih pada perancangan ini adalah mengacu dari hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sumatera Bagian Utara sektor Belawan. Spesifikasi tugas rancangan turbin gas yang direncanakan adalah : Daya Generator Bahan Bakar Fluida Kerja Siklus Putaran Turbin : 130 MW : Gas alam (LNG) : Udara/Gas : 3000 rpm Perbandingan Kompresi : 10,4 Temperatur Masuk Kompresor Temperatur Gas Masuk Turbin Tipe Turbin Tekanan Barometer : 30 0 C : C : Aksial : 1,013 bar

42 Efisiensi kompresor (η K ) : 0,85 Efisiensi Tubin (η T ) : 0,95 Efisiensi Ruang Bakar : 0,98 Efisiensi Generator : 0,95 Temperatur udara atmosfir yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang cukup besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab massa udara yang dihisap kompresor akan berubah sesuai dengan perubahan temperatur menurut persamaan umum untuk gas ideal dimana pv. m =, dimana R T g. bila temperatur udara atmosfir turun maka daya efektif akan turun. 3.. Pembahasan Materi Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisa keadaan pada titik (gambar 3.1) analisa ini didukung dengan menentukan beberapa harga yang dibutuhkan dengan mengacu pada referensi yang ada. T q in 3 W out 4 4 W in q out 1 s

43 Gambar 3.1 Diagram T s Siklus Brayton Keterangan gambar : = Siklus aktual = Siklus Ideal 1 = Proses kompresi isentropik 1 = Proses kompresi aktual 3 = Proses pembakaran isentropik 3 = Proses pembakaran aktual 3 4 = Proses ekspansi isentropik 3 4 = Proses ekspansi aktual 4 1 = Proses pembuangan kalor isentropik 4 1 = Proses pembuangan kalor aktual 3..1 Analisa Termodinamika pada kompresor Analisa termodinamika pada kompresor dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor serta besarnya daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor Kondisi udara masuk kopresor pada titik 1 Ta = temperatur lingkungan = = 303 K Pa = 1,013 bar Pada gambar berikut diperlihatkan proses kompresi pada kompresor :

44 Gbr. 3. Stagnation States a) Kondisi Stagnasi P 01 = Pa P f dimana : P f = Penurunan tekanan pada filter udara = 0,0 bar maka : P 01 = 1,013 0,0 = 0,993 bar sehingga : T Ta = (lit. hal 51) ( k 1) η 01 a pk ka Pa P01 Dimana untuk udara k C pa = 1,005 kj/kg K, n a = n = 1,4 atau = 3, 5 k 1 a (Lit hal 57) η pk = efisiensi politropik filter udara = 0,9 bar (Lit hal 181) Pa P 01 = 1,013 0,993 = 1,00bar maka :

45 T 1, = = 1,4 T 01 = 301,46 K sehingga diperoleh harga : ( ) 301, 46 1,4 1 0,9 h 01 = 301,67 kj/kg udara b) Kondisi pada keadaan statis T a C = T01 (lit. hal 133) C 1 p a dimana : C a = Kecepatan aksial udara, menurut [] halaman 161 = antara m/s, yaitu untuk turbin gas industri = diambil 150 m/s sehingga : T 1 ( 150) = 301,46 = 90,6 K 3 x1,005x10 h 1 = 90,39 kj/kg udara T ka 1 1 P 1 = P01 (Lit. hal 47) T01 k a 1,4 1,4 1 90,6 P 1 = 0,993 = 0,87 bar 301,46

46 3..1. Kondisi udara keluar kompresor a) Kondisi pada keadaan stagnasi Po = r p. Po 1 (Lit hal 39) Po = 10,4. 0,993 = 10,3 bar maka : T 0 ka 1 ( ) ka. η pk = T (Lit. hal 51) 01 r p T sehingga diperoleh : 1,4 1 ( ) 1,4 0, 9 = 301 x = 634,07 K 0,46 10, 4 h 0 = 64,78 kj/kg udara b) Kondisi pada keadaan statis T Ca = T0 (Lit. hal 135) Cp sehingga : T ( 150) = 634,07 = 6,87 K 3 x1,005x10 h 1 = 676,407 kj/kg udara P k 1 a T ka = P0 T (Lit. hal 135) 0 1,4 1 1,4 6,87 P = 10,3 = 10,7 bar 634,07 Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per unit mass flow adalah (W k ) :

47 W k Cp( T 0 Ta) = (Lit. hal 64) η m Dimana : C p udara = 1,005 kj/kg udara. K η m = 0,99 Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor T 0a atau T 0 Ta adalah : Ta T 0 Ta = P η 0 k P a ( k 1) a ka 1 (Lit hal 64) = ( 1,4 1) ,3 1, 4 0,85 1,013 1 = 335,43 K sehingga : 1,005(335,43) W k = = 340,51 kj/kg udara 0,99 Kondisi aktual perencanaan ho =W k + ho 1 ho = 340, ,67 = 64,18 kj/kg udara Dari harga entalfi ini dapat dicari temperatur aktual perencanaan adalah : To = 633 K 3... Analisa Ruang Bakar Analisa ini dimaksudkan untuk menentukan jumlah perbandingan udara, bahan bakar dan temperatur gas yang dihasilkan. Bahan bakar yang digunakan adalah gas alam cair (Liquid Natural Gas) dengan komposisi sebagai berikut : Tabel 3.1 Tabel komposisi gas alam

48 Komposisi gas alam % Volume Metana (CH 4 ) 74,44 Etana (C H 6 ) 5,66 Propana (C 3 H 8 ),4 Butana (C 4 H 10 ) 1, Pentana (C 5 H 1 ) 0,47 Hexana (C 6 H 14 ) 0,5 CO 14,90 (N + H S) 0,39 Total 100,00 Sumber : Operation Manual, Volume 1. Fuel Gas Sytem JCC. Corporation. Pertamina Arun LNG Low Heating Value (LVH) bahan bakar untuk tiap kg bahan bakar adalah : 4730 kj/kg. Menurut [] hal 58 bahwa cara untuk proses pembakaran gas-gas dengan 100% udara teoritis adalah sebagai berikut : Menthana (CH 4 ) CH 4 + O CO + H O 1 mol CH 4 + mol O 1 CO + H O 16 CH O 44 CO + 36 H O 1 CH O,75 CO +,5 H O Jadi : 1 kg CH 4 membutuhkan 4 kg O, karena O = 3% maka : 1 kg CH 4 membutuhkan (100/3) x 4 kg udara, atau 1 kg CH 4 membutuhkan 17,39 kg udara Ethana (C H 6 ) C H O 4 CO + 6 H O 60 C H O 176 CO H O Jadi :

49 1 kg C H 6 membutuhkan (44/60) kg O, maka : 1 kg C H 6 membutuhkan (100/3) x 3,73 kg udara, atau 1 kg C H 6 membutuhkan 16,3 kg udara Propana (C 3 H 8 ) : C 3 H O 3 CO + 4 H O 44 C 3 H O 13 CO + 7 H O 1 C 3 H ,64 O 3 CO + 1,64 H O Jadi : 1 kg C 3 H 8 membutuhkan 3,64 kg O, maka 1 kg C 3 H 8 membutuhkan (100/3) X 3,64 kg udara. 1 kg C 3 H 8 membutuhkan 15,81 kg udara. Butana (C 4 H 10 ) : C 4 H O 8 CO + 10 H O 116 C 4 H O 64 CO H O 1 C 4 H ,59 O,8 CO + 1,4 H O Jadi : 1 kg C 4 H 10 membutuhkan (100/3)x 3,59 kg udara 1 kg membutuhkan 15,6 kg udara Pentana C 5 H 1 : C 5 H O 5 CO + 6 H O 7 C 5 H O 0 CO H O 1 C 5 H 1 + 3,59 O 3,06 CO + 1,5 H O Jadi : 1 kg C 5 H 1 membutuhkan (100/3)x 3,56 kg udara

50 1 kg C 5 H 1 membutuhkan 15,46 kg udara. Hexana C 6 H 14 C 6 H O 1 CO + 14 H O 17 C 6 H O 58 CO + 5 H O 1 C 6 H ,54 O 3,07 CO + 1,47 H O Jadi : 1 kg C 6 H 14 membutuhkan 3,54 kg udara, maka : 1 kg C 6 H 14 membutuhkan (100/3)x 3,54 kg udara 1 kg C 6 H 14 membutuhkan 15,37 kg udara. Berdasarkan dari persamaan reaksi di atas untuk 1 kg gas alam akan membutuhkan udara sebanyak : Tabel 3. Kandungan udara pada bahan bakar Komposisi gas alam % Volume Kandungan udara Jumlah Metana Etana Propana Butana Pentana Hexana CO (N + H S) 74,44 5,66,4 1, 0,47 0,5 14,90 0,39 x 17,39 x 16,3 x 15,81 x 15,60 x 15,46 x 15, = 1,95 = 0,9 = 0,38 = 0,19 = 0,07 = 0, kg (100%) gas alam butuh 14,59 kg udara Dengan demikian perbandingan massa bahan bakar dan udara (m f /m a ) adalah 1 : 14,59 atau m f /m a = 0,0685. Untuk pembakaran dengan menggunakan 400% udara teoritis (lit 3 hal 00) : m f /m a = 1 : (4 x 14,59) = 0,017 = f teoritis

51 Sehingga : f aktual = f teoritis η rb Dimana : η rb = effesiensi ruang bakar = 0,98 0,017 Maka : f aktual = = 0, ,98 Menurut [1] halaman 469, perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik 1 1 dalam range f = s/d atau 0,005 0, Sehingga f aktual yang dihasilkan disini cukup baik untuk proses pembakaran Analisa Termodinamika pada Turbin. Gambar 3.3. Turbin dengan Exhaust Diffuser

52 Didalam analisa termodinamika dimaksudkan untuk menentukan kondisi gas masuk dan keluar sudu turbin. Didalam turbin terjadi proses perubahan energi kinetis dari hasil gas pembakaran menjadi energi mekanis dengan cara mengekspansikan gas tersebut pada sudu-sudu turbin. Setelah gas tersebut melewati sudu-sudu turbin kemudian dibuang ke atmosfir melalui diffuser dan cerobong Kondisi 3 yaitu gas masuk sistem turbin Kondisi stagnasi Kerugian pada ruang bakar diasumsikan sebesar 0,0 bar menurut [] halaman 60 maka : Po 3 = Po 1 ( ) P Lrb Po 3 = 10,3 1 ( 0,0) Po 3 = 10,11 bar T 03 = 178 K = C Kondisi statis T3 = T03 Ca. CP g dimana : C a = Kecepatan aksial udara = 150 m/s (Lit hal 161) C pg = Panas spesifik gas = 1,148 kj/kg K (Lit hal 57) k g = konstanta adiabatik = 1,33 (untuk gas hasil pembakaran) atau k k 1 g = 4,0

53 η pt = Efisiensi polytropic turbin = 0,9 maka : T = 178.1,148x10 3 = 168, K = 1541, 0 C P 3 = P 03 T T 3 03 k g g k 1 168, = 10, = 9,80 bar 1,33 1, Kondisi 4 yaitu Tekanan udara keluar turbin Kondisi stagnasi Menurut [11] halaman 37, untuk perbandingan Ambient Pressure dengan tekanan gas keluar turbin siklus terbuka yang baik sekitar 1,1 1, untuk perencanaan diambil adalah 1,1 Po 4 =(Pa)(1,1) Po 4 =(1,013)(1,1) = 1,1143 bar Sehingga ratio tekanan pada turbin adalah : r p ( T ) = Po Po ,11 p ( ) = = 9, 07bar 1,1143 r T Dengan demikian diperoleh temperatur teoritis inlet turbin

54 T 03 ( ) ( k ) g kg 1 η pt = T (Lit hal 39) 04 r p ( T ) dimana : k g = konstanta adiabatik = 1,33 (untuk gas hasil pembakaran) η pt = Efisiensi polytropik = 0,9 sehingga 178 = T 9, (1,33 1)0,9 1, (Lit hal 5) ( ) T 04 = 9, (1,33 1)0,9 1,33 = 781,06 K = 508,07 0 C h 04 = 80,5 kj/kg Kondisi statis T4 = T04 Ca. Cp g 150 x1,148x10 = 781,06 3 = 771,6 K = 498,6 0 C P 4 = P 04 T T 4 04 k g g k 1 771,6 = 1, ,06 = 0,16 bar 1,33 1,33 1

55 Temperatur ekivalen dari kerja total turbin Δ T 034 atau T 03 T 04 adalah : T 034 kg 1 1 kg = η ( ) t. T03 1 (Lit hal 64) P03 / P04 = 0,95 x ,07 1,33 1 1,33 = 511,58 K Kerja total turbin per unit massa flow (W t ) adalah : W t =C pg.. (To 34 ) (Lit hal 64) dimana : C pg = Panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan. = 1,148 kj/kg gas pembakaran.k maka : W t = (1,148) x (511,58) = 587,9 kj/kg gas produk Kerja Net output (W n ) adalah : W n = W t W k (Lit hal 64) = 587,9 340,51 = 46,78 kj/kg Pemakaian bahan bakar spesifik (Specific Fuel Consumption) adalah :

56 S fc f = (lit hal 65) W W t k = 3600x0, ,78 = 0,56 kg/kw h Efisiensi thermal siklus (η th ) adalah : 3600 η th = (Lit hal 65). LHV S fc 3600 = = 0, 97 0,56x4730 = 9,7 % 3..4 Generator Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya yaitu : 1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.. Daya reaktif yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses daya, tetapi suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi. Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan.. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

57 Dari kesimpulan diatas bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata atau daya reaktif, seperti digambarkan pada gambar 3.3. φ Daya Berguna (N b ) [MW] Daya Reaktif N r [MVAR] Daya Semu (N s ) [MVA] Gambar 3.4 Daya pada generator Untuk mentransmisikan daya dan putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu (Volt ampere, N s ) dan daya keluaran (daya berguna/efektif, N b ). Perencanaan siklus turbin gas ini yang direncanakan akan digunakan sebagai penggerak generator listrik dengan kapasitas daya output sebesar 130MW. Maka dalam hal ini akan dibutuhkan daya turbin yang lebih besar dari pada kapasitas generator. Efisiensi generator (η g ) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah 95%. Maka :

58 Daya putaran poros = Dayabergun a( generator) Efisiensigenerator atau N pp = N b η g dimana : Daya putaran poros adalah daya putaran poros yang dipergunakan menggerakan kompresor dan untuk menggerakkan generator. Berdasarkan hasil survey di Turbin Unit GT 1 pada PT. PLN Sektor Belwan, putaran poros dihubungkan (dikopel) langsung ke generator. Daya berguna (generator) Efisiensi generator = kw = Dengan adanya loses pada generator seperti pada kopel, bearing sehingga efisiensi generator 0,95 Sehingga : N pp = N b η = 130 = 136,84 MW kw 0, 95 g Untuk mengetahui daya yang terdapat pada siklus turbin dapat dilihat pada gambar diagram alir. N k N t N pp N b =130 MW

59 Gambar 3.5. Daya pada siklus Turbin Dikarenakan Npp merupakan daya putaran poros maka diperlukan balancing daya yang dapat dicari dengan persamaan berikut : Daya putaran poros = Daya turbin Daya kompresor Atau N pp = N t - N k dimana : N t = m g. W t m g = massa gas ( m a + m f ) = dimana m f = m a. f aktual f aktual (m f /m a ) = 0,0755 maka m g = m a ( 1 + f ) sehingga daya turbin N t = m a (1 + f). W t Daya kompresor = m a (1 + 0,0755). 587,9 = 631,63 m a Daya kompresor = massa udara. Kerja kompresor N k = m a. W k = 340,51 m a Sehingga massa udara adalah : N pp = N t - N k = 631,63 m a - 340,51 m a m a = ,1 = 470,05 kg/s

60 Dengan demikian besarnya aliran massa udara (m a ) sebesar 470,05 kg/s. Pemakaian bahan bakar (m f ) adalah : m f = m a. f aktual (Lit. hal 6) = 470,05 x 0,01755 = 8,5 kg/s Laju aliran massa udara pendingin Untuk mendinginkan komponen-komponen pada sistem turbin gas digunakan udara dari kompresor ini dan menurut [] hal 3 sebagai berikut : maka : Annulus Walls = 0,016 Nozzle Blandes = 0,05 Rotor Blandes = 0,019 Rotor Disc = 0,005 Total = 0,065 m p = (0,065). m a = ,05 = 30,55 kg/s Maka laju massa udara total yang harus disupplai oleh kompresor adalah : m at = m a + m p (Lit hal 6) = 470, ,55 = 500,6 kg/s Sehingga daya yang digunakan untuk menggerakan kompresor adalah : N k = m at. (T 0 T 01 ) = 500,6 x (634,07-301,46) = ,566 kw 166,504 MW

61 Daya yang harus dibangkitkan oleh turbin adalah : N t = (1 + f)m at. x(t 03 T 04 ) = (1 + 0,0755).500,6. ( ,06) = 67550,16 kw 67,550 MW Persentase daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor adalah η Nk = N N k t x100% 166,504 = x 100% 67,550 = 6,3 % 3..5 Hasil Analisa Termodinamika Setelah diadakan analisa termodinamika sebagai langkah awal perencanaan, maka diperoleh hasil-hasil sebagai berikut : 1. Temperatur masuk kompresor (T a ) : K. Temperatur keluar kompresor (To ) : 634,07 0 K 3. Kerja kompresor (W k ) : 340,07 kj/kg udara 4. Low Heating Value (LVH) bahan bakar : 4730 kj/kg udara 5. f act : 0,01755 kg udara/kg b.bakar 7. Temperatur inlet turbin (To 3 ) : 178 K

62 8. Temperatur gas buang turbin (To 4 ) : 781,06 K 9. Kerja turbin (W t ) : 587,9 kj/kg udara 10. Laju aliran massa udara (m a ) : 470,05 kg/s 11. Laju aliran massa bahan bakar (m f ) : 8,5 kg/s 1. Daya kompresor (N k ) : 166,504 MW 14. Daya turbin (N t ) : 67,550 MW 15. Daya berguna generator (N b ) : 130 MW 17. Daya semu generator (N s ) : 16,5 MW 18. Laju aliran massa udara total pada kompresor : 500,6 kg/s 19. Efisiensi termal siklus (η th.sikl ) : 9,7 % BAB 4 PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN 4.1. Perancangan Kompresor Jumlah Tingkat Kompresor Banyaknya jumlah tingkat kompresor dinyatakan sebagai perbandingan antara kenaikan temperatur setiap tingkatnya. Secara sistematis,menurut [8] hal 9 adalah :

63 Z k = Tα T 0s Kenaikan temperatur seluruh tingkat adalah selisih antara temperatur udara keluar dengan temperatur udara masuk kompresor. Dari diagram h s untuk kompresor dapat dilihat kenaikan temperatur untuk seluruh tingkat yaitu : T α = T 0 T 1 (Lit Hal 159) Sedangkan kenaikan temperatur setiap tingkatnya menurut [] halaman 166 : T ( tan β ) λ = U. C β Cp 0s a 1 tan dimana : λ = Faktor kerja setiap tingkat, besarnya antara 0,80 1,0 = diambil 0,9 (Lit hal 166) U = Kecepatan keliling sudu rata-rata = 350 m/s (Lit hal 161) Β 1 β = Sudut kecepatan masuk aksial = Sudut kecepatan keluar aksial Kerapatan udara untuk titik 1 dan diagram h s adalah : P 01 ρ 1 =. (Lit hal 180) Ra xt01 dimana : R a = 0,87 kj/kg K ρ 1 = 0,993x10 0,87x301,46 = 1,147 kg/m 3

64 ρ = = P 0 R.T 0 10,3x10 0,87x634,07 = 5,671 kg/m 3 Jari-jari puncak kompresor adalah (r t ) r t = m π. ρ. Ca 1 1 at rr rt (Lit hal 180) dimana : rr r t = Perbandingan dasar dan puncak sudu [] halaman 180 = 0,4 0,6 r t = 500,6 rr π.1,147x150 1 rt r t = 0,97 r r 1 rt Kecepatan aliran sudu (U t ) diperoleh dari hubungan r k yaitu : U t = π. r t. N (Lit hal 180) Sehingga besarnya kecepatan poros rotor adalah : N = = U t π. r t 350 π.r t

65 Perhitungan harga r t dan N dapat dilakukan dengan memasukkan harga-harga (r r /r t ) seperti tabel berikut : Tabel 4.1. Perbandingan dasar dan Puncak Sudu r r /r t r t (m) N (rps) 0,40 1,051 53,08 0,45 1,078 51,700 0,50 1,11 50,119 0,55 1,153 48,337 0,60 1,03 46,38 Dari tabel tersebut (tabel 4.1.) dapat dilihat harga yang mendekati putaran poros 3000 rpm = 50 rps adalah pada r r /r t = 0,40, sehingga jari-jari tengah sudu rata-rata adalah : r m = = r r + r t 0,40 + 1,051 = 0,74 m Kecepatan keliling sudu rata-rata (U t ) : U t = π. r m. N = π x 0,74 x 50 = 3,36 m/s Sudut kecepatan masuk aksial udara pada tingkat pertama menurut [] halaman 183 adalah : U t 3,36 Tan β 1 = = = 1, 55 C 150 β 1 = Kecepatan relatif udara masuk (V 1 ) a

66 V 1 = C a... (Lit hal 183) casβ = = 76, 68 m/s 0 Cos57 17' Kecepatan relatif udara keluar (V ) dapat diketahui dengan mempergunakan angka De Haller minimum yang disarankan menurut [] hal 183 yaitu V /V 1 0,7, sehingga didapat : V = 0,7. V 1 = 0,7 x 76,68 = 199,1 m/s Sudut kecepatan keluar aksial (β ) adalah : Cos β = C a V 150 = = 0, ,1 β = Sehingga kenaikan temperatur setiap tingkatnya adalah : λ T os =. U. Ca (tan β1 tan β ) C p 0 0,9x3,36x150(tan 57 17' 1,005x10 = 3 0 tan 41 15') = 1,100 K Jumlah tingkat kompresor yang dibutuhkan adalah : Z k = T T T1 634,07-90,6 α = = T T 1, s 0s = 16,9 16 tingkat

67 Menurut [] halaman 166 kemungkinan penggunaan kompresor menghendaki 16 tingkat adalah wajar, mengingat dari pengaruh faktor kerja (work done faktor). Pada perancangan ini diambil 16 tingkat (sesuai survey lapangan). Dengan 16 tingkat dan kenaikan temperatur seluruhnya ( Tα) = 343,81 K, maka kenaikan temperatur rata-rata setiap tingkat adalah 1,47 K. Hal ini normal dalam kenaikan temperatur yang agak rendah pada tingkat pertama dan terakhir. Pada perencanaan ini diambil T o 0 K untuk tingkat pertama dan tingkat terakhir. Sementara T 0 1,7 K untuk tingkat selanjutnya. Perbedaan tekanan untuk setiap tingkatnya adalah : P = C 1 n R = (10,4) 1/16 = 1,157 Bar Volume Spesifik tiap tingkat (v) adalah : v = 1/ρ 1 = 1/ 1,147 = 0,87 m 3 /kg Selanjutnya besarnya tekanan dan temperatur setiap tingkat dapat dihitung seperti berikut: Tingkat I Masuk : Keluar : P = 1 Bar T = 303 K P = 1,157 x 1 = 1,157 Bar T = = 33 K

68 Untuk lebih jelas kondisi setiap tingkat dapat dilihat pada tabel 4.. sebagai berikut : Tabel 4.. Kondisi Udara Tiap Tingkat Kompresor Tingkat Udara Masuk Udara Keluar V Ρ P (Bar) T (K) P (Bar) T (K) m/kg (kg/m) I 1, , ,87 1,147 II 1, , ,7 0,739 1,353 III 1, ,7 1, ,4 0,679 1,473 IV 1, ,4 1,79 388,1 0,6 1,609 V 1,79 388,1, ,8 0,567 1,763 VI, ,8, ,5 0,516 1,937 VII, ,5, , 0,469,134 VIII, , 3,11 474,9 0,44,356 IX 3,11 474,9 3, ,6 0,384,607 X 3, ,6 4,99 518,3 0,346,890 XI 4,99 518,3 4, ,31 3,09 XII 4, , ,7 0,80 3,570 XIII 5, ,7 6, ,4 0,51 3,976 XIV 6, ,4 7, ,1 0,5 4,436 XV 7, ,1 8,913 66,8 0,0 4,954 XVI 8,913 66,8 10,31 646,8 0,180 5, Sudu Kompresor Dalam perencanaan sudu kompresor, akan dihitung dimensi utama dari sudu kompresor sistem turbin gas yang tidak terlepas dari faktor-faktor yang dapat mempengaruhinya Annulus Kompresor Annulus adalah ruang yang dibatasi oleh kompresor casing dan rotor. Massa aliran dalam laluan annulus adalah tetap konstan. Luas annulus sisi masuk kompresor atau tingkat I (A 1 ) m A 1 = ρ 1. C a (Lit hal 180) dimana : m = m at = massa aliran udara total

69 = 500,6 kg/s sehingga : A 1 = 500,6 =,909 m 1,147x150 Luas annulus sisi keluar kompresor atau tingkat 16 (A 16 ) A 16 = = m at ρ 16. C a 500,6 5,555x150 = 0,601 m Diambil hubungan puncak dan dasar sudu (r r /r t ) = 0,40 dengan r t = 1,051 m, maka r r = r t. 0,4 = 1,051. 0,4 = 0,4 m Jari-jari rata-rata annulus (r m ) adalah : r m = r r + r t = 0,4 + 1,051 = 0,74 m Tinggi sudu gerak kompresor tingkat I (h 1 ) adalah : h 1 = A. π 1. r m =,909. π.0,74 = 0,66 m Jari-jari puncak (r t ) dan dasar (r r ) sudu gerak tingkat I : r t1 = r m + (h 1 /) = 0,74 + (0,66 / ) = 1,053 m r r1 = r m (h 1 /) = 0,74 (0,66 / )

70 = 0,47 m Tinggi sudu gerak kompresor tingkat 16 (h 16 ) adalah : h 16 = A. π 16. r m 0,601 =. π.0,74 = 0,19 m Jari-jari puncak (r t ) dan dasar (r r ) sudu gerak tingkat 16 : h 16 r t16 = r m + = 0,74 + ( 0,19/) = 0,805 m h 16 r r16 = r m - = 0,74 - (0,19/) = 0,676 m Sudu kompresor terdiri dari dua bagian yaitu : 1. Sudu Gerak (moving blade). Sudu Diam (guide blade) Derajat reaksi direncanakan 50%, maka losses pada sudu gerak sama dengan losses pada sudu tetap. Dengan demikian bentuk kontruksi sudunya akan sama pada tingkat yang sama. Hal ini menguntungkan karena mudah dalam pembuatannya dan sederhana dalam perencanaannya. Telah didapat sebelumnya bahwa : α 1 = β = α = β 1 = Sehingga air deflection (ε) didapat :

71 ε = β 1 β = = Dari [] grafik 5,6 untuk β = dan ε = 1 0,57 diperoleh s/c = 1, dimana : c s = Chord = Pitch or space Gambar 4.1. Grafik Hubungan s/c Aspect Ratio direncanakan h/c = 3, maka selanjunya jarak pitch dan chord sudu setiap tingkat dapat dihitung : c = 3 h Untuk tingkat 1 dan 16 : c 1 = h 1 0,66 = 3 3 = 0,087 m s 1 = 1,. c 1 = 1, x 0,087 = 0,504 m

72 c 16 = h 16 0,19 = 3 3 = 0,043 m s 16 = 1,. c 16 = 1, x 0,043 = 0,0516 m Tebal Sudu (t) Pada perencanaan ini direncanakan tebal sudu maksimum adalah 10% Chord, jadi tebal sudu gerak tingkat 1 dan 16 kompresor adalah : t 1 t 16 = 10%. c 1 = 0,10 x 0,087 = 0,0087 m = 10%. c 16 = 0,10 x 0,043= 0,0043 m Berat Sudu (W s ) W s = volume sudu x berat jenis sudu (γ) dimana : V s = h. c. t γ = 76 kn/m 3 7,6 x 10 4 N/m 3 Untuk volume sudu tingkat 1 dan 16 : V s1 = h 1. c 1. t 1 = 0,66. 0,087. 0,087 = 0,0077 m 3 =, m 3 V s16 = h 16. c 16. t 16 = 0,19. 0,043. 0,0043 = 0, m 3 =, m 3 Sehingga berat sudu kompresor tingkat 1 dan 16 adalah : W s1 = V s1. γ =,77 x ,6 x 10 4 = 07,5 N W s16 = V s16. γ =, ,6 x 10 4

73 = 1,8 N Berdasarkan hasil perhitungan dan data survey maka ukuran-ukuran utama kompresor ditabelkan pada tabel 4.3. sebagai berikut : Tabel 4.3. Ukuran-ukuran utama kompresor Tingkat Jumlah Z Annulus A (m) Tinggi h (m) Chord c (m) Pitch s (m) Tebal t (m) Volume V (m 3 ) Berat W (N) 1 9,91 0,63 0,09 0,504 0,01,77 07,3 33,47 0,53 0,177 0,13 0,018 1,661 16,3 3 37,7 0,49 0,163 0,1950 0,016 1,88 97,9 4 41,07 0,45 0,149 0,1786 0,015 0,988 75, ,89 0,41 0,136 0,1630 0,014 0,751 57, ,7 0,37 0,14 0,1483 0,01 0, ,56 0,34 0,11 0,1346 0,011 0,44 3, ,4 0,30 0,10 0,119 0,010 0,315 3, ,8 0,8 0,09 0,110 0,009 0,3 17, ,15 0,5 0,083 0,0994 0,008 0, ,04 0, 0,075 0,0895 0,007 0,15 9, ,93 0,0 0,067 0,0805 0,007 0,090 6, ,84 0,18 0,060 0,07 0,006 0, ,75 0,16 0,054 0,0648 0,005 0,047 3, ,67 0,14 0,048 0,0580 0,005 0,034, ,60 0,13 0,043 0,0517 0,004 0,04 1, Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor Apabila sebuah sudu aerofoil dengan panjang chord (C) dan jarak antara sudu (s) berada didalam suatu aliran fluida dengan kecepatan aksial rata-rata (Vm), maka sudu tersebut akan mengalami dorongan yang akibatnya sebuah gaya akan bekerja yaitu :

74 Gambar 4.. Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor F = S. ρ. Va (tan α tan α 1 )...(Lit hal 09) Dimana : S = [Jarak antar sudu (s). r m ] = 0,504. 0,74 = 0,1853 m α 1 = α = ρ = Massa jenis udara = 1,147 kg/m 3 Va = Kecepatan aksial = 150 m/s sehingga : F = 0, ,147 x 150 (tan tan ) = N Didasari atas drag coeficient (C d ) dan Lift coeficient (C l ), maka kecepatan ratarata adalah : V m = V a. sec α m...(lit hal 09) dimana :

75 tan α = 1 (tan α1 + tan α ) = 1 ( tan tan ) = 1,1 = Sehingga : V m = 150. sec = 35,67 m/s Jika D dan L adalah gaya dorong dan gaya angkat : D = 1 ρ. Vm. C. C dp...(lit hal 09) sehingga : = F sin α m - S. P. cos α m = x sin , ,157 x cos = 8484,99 N D C d =,5. ρ. C. V 0 m 8484,99 = 0,5.1,147.0,07.35,67 = 1891,5 L = 1 ρ. Vm. C. C l (Lit hal 11) atau L = F cos α m + S. p. sin α m L = cos , ,157 x 10 5 sin

76 = 34798,46 N sehingga : C l = = L 1. m. ρ. V C 357,3 1.1,147.(35,67 ).0,07 = 0,49 dimana : C l dan C d adalah koefisien gaya dorong dan daya angkat Perencanaan Poros Utama (Tie Rod) Poros utama berfungsi sebagai pengikat disk kompresor, poros penghubung dan disk turbin menjadi satu. Bahan poros direncanakan adalah AISI 440 C, menurut [4] halaman 34 dengan kekuatan tarik σ B = 00,335 kg/mm. Menurut [5] halaman 8 tegangan geser yang diizinkan untuk beban poros dapat dihitung dengan rumus : τ a = σ B Sf 1.Sf dimana : Sf 1 = Faktor keamanan karena kelelahan puntir adalah 18% dari kekuatan tarik, maka 1/0,18 = 5,6 (diambil) Sf = Faktor keamanan karena pengaruh konsentrasi tegangan yang cukup besar dan pengaruh kekasaran permukaan, besarnya antara 1,3 3,0

77 (,5 diambil). Maka tegangan geser yang diizinkan adalah : τ a = 00,335 5,6x,0 = 17,89 kg/mm = 175,44 MPa Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : dimana : M P = 9,74 x 10 5 x N t n N t = Daya yang harus dibangkitkan = kw n = Putaran poros = 3000 rpm maka : M P = 9,74 x 10 5 x = ,7 N.mm = 1,40 x 10 8 N.mm Menurut [5] halaman 8 diameter poros dapat dihitung dengan persamaan : 5,1 D s = 3. Kt. C. Mp τ a dimana : K t = Faktor koreksi tumbukan (1 1,5) C b = Faktor kelenturan (1,,3) maka : b D s = 3 5,1 x 1x1, x1,40x10 17,89 8

78 = 348, mm Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros yang direncanakan adalah D s = 350 mm. [Lit 5 hal 9] Perencanaan Poros Penghubung (Central Hollow Shaft) Central hallow shaft adalah poros yang berfungsi sebagai penghubung antara disk kompresor dan disk turbin. Karena letaknya ditengah dan bentuknya adalah poros bolong serta terletak antara disk kompresor dan disk turbin maka disebut Center Hollow Shaft. Poros penghubung ini direncanakan seperti gambar 4.3 Dari data survey diperoleh : Gambar 4.3. Poros Penghubung t 1 L r 1 r r 3 = t = t 3 = t 4 = 7 cm = 160 cm = 35,5 cm = 67 cm = 73 cm Maka berat poros penghubung adalah sebagai berikut : W = π. r. t. γ

79 dimana : Bagian 1 γ = Berat jenis poros = 76,0 kn/m 3 W 1 = π (r r 1 ) t 1. γ = π (0,67 0,355 )0, = 5,394 kn 5394 N Bagian W = W 3 = W 4 = W 1 = 5394 N Bagian 5 W 5 = π (r 3 r ) L. γ = π (0,73 0,67 ) 1, = 3,073 kn 3073 N Sehingga berat total poros penghubung adalah : Wsp = (W 1 + W + W 3 + W 4 ) + W 5 = (5394 x 4) = N 4.. Perencanaan Ruang Bakar 4..1 Luas dan Diameter Casing Luas penampang casing ruang bakar menurut [7] halaman 111 dapat ditentukan dengan persamaan berikut :

80 A c = R m at T P Plf P P dimana : R m at T 0 = Konstanta gas = 0,87 kj/kg K = Massa udara keluar kompresor = 500,6 kg/s = 634,07 K P 0 = 10,3 bar = 10,3 x 10 5 N/m = 10534,71 kg/m Plf = Pressure loss factor = 37 (lit 7 hal 110) P P 0 0 = 0,0 (Lit hal 45) maka : A c ,6 634,07 = 10534, ,0 1 = 1,3 m Besarnya diameter setiap casing ruang bakar adalah : D c = = 4. A π c 4.1, 3,14 = 1,5 m 4.. Tabung Api (Liner) Ruang Bakar Luas tiap liner dapat ditentukan dengan persamaan : dimana : A Lin = A c. k... (Lit 7 hal 11)

81 k = Perbandingan diameter liner dengan diameter casing Harga k dapat dihitung dengan persamaan k dimana : = 1 3 ( 1 m ) λ sn Pfl λ. r 1... (Lit 7 hal 11) m sn = Perbandingan saluran udara masuk dengan udara total, harga optimalnya = 0,1 λ = koefisien penurunan tekanan udara masuk harga optimal = 0,5 r = Perbandingan luas casing dengan luas penampang masuk ruang bakar, harga optimal = 6,0 maka : k 3 ( 1 0,1) 0,5 = ,5.(6,0) 1 = 1 0,4 = 0,76 m sehingga luas penampang setiap liner adalah : A Lin = A c. k = 1,5. 0,76 = 0,95 m diameter liner adalah : D lin = 4. A π lin = 4.0,95 3,14 = 1,1 m

82 Luas Annulus ruang bakar (ruang diantara casing dan liner) adalah : A an = π. 4 ( D D ) c lin π =.1,5 ( 1,1 ) 4 = 0,76 m Panjang liner dapat ditentukan dengan persamaan [7] hal 148 dimana : P lin = D lin P A. qref L 1.ln 1 Pf 1 A = Konstanta = 0,07 untuk ruang bakar tubular P q ref L = Plf = 37...(Lit 7 hal 110) P f = Pattern faktor, dapat dihitung dengan : P f = = T T max 03 T T 03 0 [(1,07x178) 178] ,07...(Lit 7 hal 14) =0,138 maka 1 P Lin = 1,1 0,07x 37.ln =,8 m 1 0, Pemilihan Jenis Turbin Ditinjau dari arah aliran, turbin dapat dibagi atas dua bagian, yaitu: 1. Turbin aliran radial (radial flow turbine) 1 Turbin radial adalah suatu jenis turbin dimana arah aliran fluida kerjanya tegak lurus terhadap sumbu poros, yaitu arah radial. Pada turbin radial ekspansi

83 fluida kerja pada laluan semua baris sudu-sudu yang berputar (sudu gerak). Pada jenis turbin ini tidak ada sudu pengarah, semua sudu adalah jenis sudu gerak. Pada gambar 4.4 dibawah ini dapat dilihat gambar penampang turbin. Gambar 4.4. Penampang turbin radial Turbin radial umumnya digunakan untuk aliran yang sangat kecil, dimana turbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial. Turbin radial digunakan dalam instalasi turbin yang kecil, seperti dalam bidan otomotif. Turbin radial biasanya digunakan pada turbocharger dalam ukuran kecil.. Turbin aksial Pada jenis ini, arah aliran fluida kerjanya sejajar terhadap sumbu poros. Umunya untuk kapasitas dan daya besar. Keuntungan turbin aksial dibandingkan dengan jenis lainnya, yaitu : - Effesiensi lebih baik - Perbandingan tekanan (r p ) dapat dibuat lebih tinggi - Kontruksi lebih sederhana dan tidak membutuhkan ruang yang besar. Ditinjau dari sistem konversi energinya, turbin aksial dapat dibagi menjadi dua bagian, yaitu :

84 1. Turbin aksial reaksi. Turbin aksial aksi (implus) Turbin aksial adalah jenis turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak hanya pada sudu diam, tetapi juga terjadi pada gerak, sehingga penururnan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat, kurang lebih terdistribusi secara seragam. Turbin aksial aksi (implus) adalah jenis turbin aksial yang proses ekspansinya terjadi hanya pada sudu diam saja dan energi kecepatan diubah menjadi energi mekanis pada sudu-sudu turbin (tanpa terjadi ekspansi yang lebih lanjut). Turbin implus ini sendiri contohnya yaitu turbin kurtis (turbin dengan kecepatan bertingkat) dan turbin reteu (turbin dengan tekanan bertingkat). Berikut ini diperlihatkan gambar turbin aliran aksial. Gambar 4.5. Penampang turbin aliran aksial Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial reaksi, karena tipe reaksi effesiensi maksimum dapat dicapai dengan perbandingan kecepatan (σ) 0,8 1,0 seperti terlihat pada gambar 4.5. Turbin aksial yang direncanakan adalah bertingkat banyak, dimana tiap tingkat terdiri dari atas satu baris sudu diam dan satu baris sudu gerak. Sudu diam

85 berfungsi mempercepat aliran fluida kerja dan sudu gerak berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Untuk mempercepat turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan dan ditetapkan, sebagai berikut : Koeffisien aliran sudu (ψ) = 3 Kecepatan aliran gas (C a ) = 150 m/s Kecepatan tangensial rata-rata (Um) = m/s Derajat reaksi tingkat (Ø) = 0,5 Gambar 4.6. Grafik effesiensi turbin Vs Velocity ratio (σ) Dari gambar diatas, terlihat bahwa : - Effesiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepataan yang lebih besar.

86 - Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin Untuk turbin dengan derajat reaksi (Λ) = 50%menurut[] halaman 76 ditentukan bahwa : 1 - = tan β 3 β φ - β 3 = α dan β = α 3 - bentuk diagram kecepatan menjadi simetris Untuk multi stages, diketahui bahwa : C 3 = C 1 sehingga α 1 = α 3 = β Gambar Percent Reaction Designs Untuk flow koefisien (Ø) = 0,8 dari gambar diatas diperoleh temperatur drop koefisien (ψ) = 3,0 menurut [] halaman 77.

87 Sehingga besarnya sudut gas (α ) adalah : Ψ = 4 Øtan α... (Lit hal 76) ψ + Tan α = 4. φ = 3 + 4x0,8 = 1,565 α = Kemudian untuk swirl angel (α 3 ) adalah : Ψ = 4 Øtan α (Lit hal 176) ψ + Tan α 3 = = 4. φ α 3 = x0,8 = 0,315 Menurut [] halaman 76, sudut masuk absolut gas pada sudu diam dan sudut keluar gas pada sudu gerak adalah sama dengan relatif gas (β = α 1 =α 3 ) yaitu Sudut keluar relatif gas pada sudu diam sama dengan keluar relatif gas pada sudu gerak (α = β 3 ) yaitu Kecepatan aksial gas (C a ) adalah : C a = C a = Ca 3 = U. Ø = ,8... (Lit hal 83) = 80 m/s Kecepatan gas absolut masuk sudu turbin diam (C ) adalah : C = V 3 = U 350 = σ 0,8 Kecepatan gas absolut keluar sudu gerak adalah = 437,5 m/s... (Lit hal 84) C a1 = C 1 = C 3 = Ca 3 cosα 3 80 = 0 cos17 35' = 93,35 m/s Karena α 3 = β = maka bentuk diagram kecepatan adalah simetrikal seperti gambar 4.8. berikut :

88 Gambar 4.8. Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 50% Dari gambar diatas didapat : C 3 V 3 = V = 93,35 m/s = C = 437,5 m/s α 3 = β = α = β 3 = Kondisi sudu tetap turbin tingkat I tingkat turbin. Pada gambar 4.9. berikut ditunjukkan diagram sederhana untuk satu Gambar 4.9. Diagram h s untuk satu tingkat turbin Enthalpy Drop aktual pada tingkat I menurut [1] halaman 51.

89 (Δha) 1t = C ( σ. xc ) (1 + φ φ cosα). C p. g. J g Dimana : σ = koefisien kecepatan sudu 0,7 0,8 (diambil 0,8) C pg Ø = panas spesifik gas = 1,148 kj/kg = flow koefisien = 0,8 (diambil) g = Kecepataan grafitasi bumi = 9,81 m/s 3, ft/s J = faktor pengubah satuan panas = 778, α = C = 437,5 m/s = 1435,44 ft/s Sehingga : ( ) ha t ,44 (0,8x1435,44) (1 + 0,8 x0,8.cos17 35') = x1,148x3,x778, = 33,5 BTU/lb 77,8 kj/kg Kondisi gas keluar sudu tetap tingkat I pada titik t adalah : h t = h 1t (Δha) 1t dimana : h 1t = h 03 dari tabel gas untuk T 03 = T 1t = C = 178 K diperoleh : h 1t Pr 1 = 1370,09 kj/kg = 309,9 bar h t = h 1t - (Δha) 1t = 1370,09 77,8 = 19,81 kj/kg

90 Dari tabel untuk h t = 19,81 kj/kg diperoleh T t Pr t = 11,01 K = 53,11 bar maka tekanan pada titik t adalah : Pr = t P t. P1 t Pr1 t dimana : P 1t = P 03 = 10,11 bar P t = 53,11.10,11 309,9 = 8,5 bar Effisiensi isentropis turbin (η s ) adalah 0,9, maka penurunan entalpi isentropis (Δhs) 1t adalah : ( ) ( ha) 1t 77,8 hs 1 t = = = 85,87 kj/kg 0,9 0,9 Entalpi isentropis gas keluar sudu tetap tingkat I adalah : h ts = h 1t (Δhs) 1t = 1370,09 85,87 = 184, kj/kg Dari tabel gas untuk h ts = 184, kj/kg diperoleh Pr ts T ts = 51,51 bar = 103,95 K Volume spesifik gas keluar sudu tetap tingkat I (v t ) adalah : v t = R. T P t t

91 dimana : R = konstanta gas = 87 J/kg.K 11,01 v t = ,5x10 = 0,4 m 3 /kg Kapasitas aliran gas (Q t ) adalah : Q t = m g. v t dimana : m g m at = massa campuran bahan bakar + massa udara total = massa aliran udara (587,991 kg/s) m t = 9, ,991 = 597,68 kg/s maka : Q t = 597,68. 0,4 = 51,06 m 3 /s 4.4. Kondisi sudu gerak turbin tingkat I Tinggi sudu gerak dibuat lebih tinggi dari sudu tetap hal ini dimaksudkan agar semua aliran gas yang keluar dari sudu tetap ditampung oleh sudu gerak, karena aliran gas tersebut menyebar kearah sisi keluar. Entalpy drop aktual sudu gerak tingkat I adalah : (Δha) t = (Δha) 1t = 77,8 kj/kg Sisi keluar sudu gerak turbin I diberikan notasi 3 t, sehingga entalpi aktual sudu gerak tingkat I adalah : h 3t = h t (Δha) t

92 = 19,81 77,8 = 115,53 kj/kg Dari tabel gas untuk h 3t = 115,53 kj/kg T 3t Pr 3t = 1145,57 K = 04,73 bar Tekanan gas aktual keluar sudu gerak tingkat I adalah : P Pr3t 04,73 = P t 8,5 = 6,67 bar Pr 53,11 3t = x t Entalpi isentropis keluar sudu gerak tingkat I adalah : h 3ts = h ts ( hs) η t 85,87 = 184, = 1188,8 kj/kg 0,9 Dari tabel gas untuk h 3ts = 1188,8 kj/kg diperoleh : T 3ts Pr 3ts = 11,4 K = 190,5 bar Volume spesifik gas keluar dari sudu gerak tingkat I : T3t 1145,57 v 3t = R. = 87 5 P 6,67x10 3t = 0,49 m 3 /kg Kapasitas aliran gas (Q 3t ) adalah : Q 3t = m t. v 3t = 597,68. 0,49 = 9,86 kg/s Maka jumlah tingkat (stages ) turbin direncanakan adalah :

93 Z t = h 1t h 1t h h 4t 3t...(Lit 1 hal 49) dimana : h 4t = h 04 dari tabel gas untuk T 04 = 781,6 K diperoleh : h 04 = 80,7 kj/kg maka : Z t = 1370,09 80,7 1370,09 115,53 = 3,67 4 tingkat Jadi untuk heat drop yang terendah dan penurunan tekanan sampai mendekati 1 (satu) bar, diperoleh 4 (empat) tingkat turbin. Sesuai dengan sifat turbin gas dengan derajat reaksi (Λ) = 0,5 maka penurunan entalpi (enthalpy drop) untuk sudu tetap dan sudu gerak adalah sama dan untuk kondisi setiap tingkatnya ditabulasikan pada tabel 4.4. berikut ini : Tabel 4.4. Kondisi setiap tingkat turbin MASUK KELUAR Kondisi gas Tingkat Turbin I II III IV ST SG ST SG ST SG ST SG H (kj/kg) Pr (bar) T (K) P (bar) V (m 3 /kg) Q (m 3 /s) 10,04 43,88 48,99 334,93 40,80 503,54 649,60 793,09 H (kj/kg) Pr (bar) T (K) P (bar) V (m 3 /kg) Q (m 3 /s) 43,88 48,99 334,93 40,80 503,54 649,60 793, ,49

94 Untuk menentukan ukuran-ukuran dari sudu turbin terlebih dahulu kita tentukan besarnys kerapatan gas (ρ) masuk dan keluar sudu. ρ 1 = 1 = v 1 0,35 =,857 kg/m 3 Luas annulus A 1 = m t ρ C 1. a1... (Lit hal 84) 775,8 = = 0, 93,857x93,35 m Menurut [6] halaman 451 untuk mengatasi akibat adanya Boundary layer, diambil harga-harga koreksi yaitu : Ka = 0,997 ; Kv = 0,983 Maka luas annulus terkoreksi (A 1t ) adalah : A1 0,93 A 1t = = = 0, 948 Ka. Kv 0,997x0,983 m Tinggi sudu notasi I adalah : h 1 = dimana : N A1 t.n Um = Putaran kerja = 3000 rpm 50 rps...(lit hal 85) Um = Kecepatan keliling sudu rata-rata = 350 m/s 0,948x50 h 1 = = 0, 135m 350 Radius annulus rata-rata (r m ) adalah :

95 r m = Um. π. N 350 = = 1, 115 x3,14x50 m... (Lit hal 85) Ratio radius annulus (r t /r r ) adalah : r t /r t = r r m m h + h... (lit hal 85) 0,135 1,115 + = = 1, 18 0,135 1,115 Gambar Axial flow turbin stages Pada titik 1 1 ρ = = =, 439 kg/m 3 v 0,41 m1 775,8 A = = = 1, 136 ρ C,439x80. a m A 1,136 A t = = = 1, 159 Ka. Kv 0,997x0,983 A h = t. N 1,159x50 = = 0, 166 m Um 350 m

96 0,165 1,115 + r t /r t = = 1, 160 0,165 1, Pada titik ρ 3 = = =, 083 v 0,48 3 kg/m 3 m1 775,8 A 3 = = = 1, 330 ρ C,083x80. 3 a3 m A3 1,330 A 3t = = = 1, 375 Ka. Kv 0,997x0,983 A3 h 3 = t. N 1,375x50 = = 0, 194 m Um 350 0,194 1,115 + r t /r t = = 1, 190 0,194 1,115 Sehingga tinggi sudu tetap (diam) tingkat I (h N1 ) = ½ (h 1 + h )...(Lit hal 97) Tip radius (r t ) adalah : Root radius h N m = ½ (0, ,165) = 0,15 m 15 cm 1 0,15 r t = 1,115 + = 1,115 + = 1, 19 m... (Lit hal 90) h N 1 0,15 r r = 1,115 - = 1,115 = 1, 04 m... (Lit hal 90) Tinggi sudu gerak tingkat I (h R1 ) adalah : h R1 = ½ (h + h 3 ) = ½ (0, ,194) = 0,1795 m 17,85 cm Tip radius (r t ) adalah :

97 h R 1 0,1795 r t = 1,115 + = 1,115 + = 1, 0475 m Root radius (r t ) adalah : h R 1 0,1795 r t = 1,115 - = 1,115 = 1, 055m Jumlah chord sudu (c) Panjang chord sudu (Aspect ratio) (h/c) Aspect ratio adalah perbandingan tinggi sudu terhadap panjang chord, menurut [] halaman 97, harga antara 3 dan 4 dalam perencanaan ini diambil h/c = 3 h N 1 0,15 C N1 = = = 0, m 5 cm h R 1 0,1795 C R1 = = = 0, m 6 cm Panjang pitch sudu (Pitch/chord ratio s/c) Dari gambar Optimum pitch/chord ratio untuk α = dan α 3 = diperoleh : S/C = 0,9 dimana : S = space atau pitch yaitu jarak antara sudu Untuk sudu tetap dan sudu gerak tingkat I besarnya S adalah : S N1 = 0,9. C N1 (Lit hal 97)

98 = 0,9 x 5 cm = 4,5 cm S R1 = 0,9. C R1 Jumlah sudu (z) = 0,9 x 6 cm = 5,4 cm z = r m π (Lit hal 97) s 1,115 = π = 19, buah 5,4 Gambar Optimum pitch chord ratio Kemudian untuk melukiskan bentuk gigi perlu ditatapkan harga-harga, menurut [] halaman 97 adalah : W = Width (lebar) sudu min h/3 dalam perencanaan ini untuk Tip dan root diambil h/,5. t/c = 0,1 0, dalam perencanaan ini untuk Tip dan root diambil t t = 0,5 dan t t = 0,1.

99 LER TER CLL = Leading Edge Radius = 0,1. t = Trailing Edge Radius = 0,60. t = Camber Line Length max 0,4. C i = Angel of incidence, bervariasi (-15 0 s/d 15 0 ) (Lit hal 95) = diambil = 5 0 Gambar 4.1. Profil turbin gas dan T6 aerofoil section Kemudian untuk hasil selengkapnya dari ρ, A, A t, r t /r t dan h untuk setiap bagian dari turbin (lihat gambar 4.10) ditulis pada tabel 4.5 berikut: Tabel 4.5 Ukuran-ukuran dari sudu turbin Bagian Notasi Ρ (kg/m),857,439,083 1,786 1,49 1,190 0,917 0,75 0,56 A (m ) 0,93 1,136 1,330 1,481 1,851,,883 3,517 4,7 A 1t (m ) 0,944 1,159 1,357 1,567 1,889,67,941 3,589 4,803

100 h (m) 0,135 0,166 0,194 0,4 0,70 0,34 0,40 0,513 0,686 r t /r r 1,19 1,160 1,190 1,3 1,75 1,340 1,464 1,597 1,889 Selanjutnya untuk ukuran-ukuran dari sudu turbin gas direncanakan hasil selengkapnya ditabulasi pada tabel 4.6 sebagai berikut : Tabel 4.6 Ukuran-ukuran utama sudu turbin Tingkat Turbin Satuan Ukuran I II III IV ST SG ST SG ST SG ST SG H (m) 0,151 0,180 0,09 0,47 0,97 0,37 0,467 0,600 Rt (m) 1,190 1,05 1,0 1,39 1,64 1,301 1,348 1,415 Rr (m) 1,040 1,05 1,011 0,99 0,967 0,99 0,88 0,815 C (m) 0,050 0,06 0,070 0,08 0,099 0,14 0,156 0,00 S (m) 0,045 0,054 0,063 0,074 0,089 0,11 0,140 0,180 h/t (m) 0,050 0,06 0,070 0,08 0,099 0,14 0,156 0,00 Wt (m) 0,060 0,07 0,084 0,099 0,119 0,149 0,187 0,40 Wr (m) 0,006 0,007 0,008 0,010 0,01 0,015 0,019 0,04 Tt (m) 0,013 0,015 0,017 0,01 0,05 0,031 0,039 0,050 Tr (m) 0,006 0,007 0,008 0,010 0,01 0,015 0,019 0,04 LER (m) 0,0015 0,0018 0,001 0,005 0,0030 0,0037 0,0047 0,0060 TER (m) 0,0008 0,0009 0,0010 0,001 0,0015 0,0019 0,003 0,0030 CLL (m) 0,001 0,040 0,079 0,039 0,0396 0,0496 0,06 0,0799 Berat Sudu (Gs) atau Berat sudu = Volume sudu. berat jenis sudu Gs = Vs. γ Volume sudu (Vs) = Tinggi sudu (h). Tebal sudu (t s ). chord atau Vs = h R. t s. C Untuk sudu gerak tingkat I : V s1 = h R1. t s1. C 1 = 18. 1,01. 6 = 109,08 cm cm 3

101 Berat jenis sudu gerak tingkat I (γ) = 0,05 N/cm 3, maka berat sudu gerak tingkat I adalah : G s1 = ,05 =,75 N Jumlah sudu gerak tingkat I dari hasil survey adalah Z 1 = 88 buah sehingga total berat sudu gerak tingkat I adalah,75 x 88 =39,8 N. Dari data survey lapangan berat stage (tingkat) I + ring adalah 688 kg. Sehingga berat disk turbin tingkat I adalah ,8 = 448, N. Diameter disk turbin tingkat I adalah jari-jari dasar (root) dari turbin atau r r dikali dua atau : D d1 =. r r1 =. 1,05 =,05 m 05 cm Berdasarkan hasil survey dan perhitungan yang didapat, maka berat sudu dan disk turbin ditabulasikan pada tabel 4.7. Tabel 4.7. Berat Stage (tingkat) turbin Satuan Ukuran Tingkat (stages) I II III IV Z V (cm 3 ) γ (N/cm 3 ) 0,05 0,0 0,017 0,0076 Gs (N),73 7,09 19,9 34, Gs tot (N) D d (cm) G stage (N) G d (N)

102 BAB 5 BANTALAN DAN PELUMASAN 5.1. Pembebanan Unit Turbin Gas Tekanan gas pada sudu turbin dan akibat berat rotor turbin dan kompresor, berat Central Hollow Shaft mengakibatkan poros utama turbin menerima dua macam pembebanan utama yaitu : 1. Pembebanan Aksial. Pembebanan Radial Pembebanan Aksial Pembebanan aksial terjadi karena perubahan momentum dari fluida kerja yang bekerja sepanjang arah sumbu rotor. Beban aksial yang terjadi didalam sistem turbin gas adalah merupakan gaya aksial yang terjadi pada turbin dikurang dengan gaya aksial yang terjadi pada kompresor. Telah diperoleh besarnya gaya aksial pada kompresor F ak = 334,8 N Sedangkan besarnya gaya aksial pada sisi turbin adalah : F at = S m. ρ. Ca. (tan α tan α 1 ) dimana : Va = Ca = Kecepatan aksial = 80 m/s α 1 = β = (derajat reaksi direncanakan 50%) α 3 = β 1 =

103 S m = Pitch (space) rata-rata = 0,0946 ρ = Kerapatan gas masuk turbin =,857 kg/m 3 sehingga : F at = 0,0946 x,857 x 80 (tan tan ) = 1189,3405 x 0,676 = 1433,994 N maka gaya aksial yang terjadi pada turbin gas adalah : F TG = F at - F ak = 1433, ,8 = 11089,714 N Pembebanan Radial Beban radial ini merupakan berat dari komponen-komponen rotor turbin gas didapat dari hasil survey data = kg.m/s. Beban-beban yang dialami bantalan dapat dihitung sesuai gambar 5.1 berikut W K W P W SP W T A B Gbr Beban yang diterima bantalan dimana data berat didapat dari perhitungan dan data survey: W k = Berat kompresor lengkap = kg.m/s N

104 W p = Berat poros (Tie rod) = 3143 N Wsp W t = Berat total poros penghubung = 5365 N = Berat turbin lengkap = N Gaya reaksi pada bantalan A ΣM B = 0 [( W ) ( ) ( ) ( 654. )] k + W p + Wsp + Wt R A = 8690 R A = [( ) + ( ) + ( ) + ( )] = 3060, N 8690 Gaya reaksi pada bantalan B ΣM A = 0 R B = (W k + W p + W sp + W t ) - R A = ( ) = N 5.. Perencanaan Bantalan Luncur Secara umum bantalan luncur digambarkan seperti gambar 5.. berikut :