PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI PENGGERAK GENERATOR LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW

Transkripsi

1 PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI PENGGERAK GENERATOR LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW SKRIPSI Skripsi yang di ajukan untuk melengkapi Syarat memperoleh Gelar Sarjana Teknik FAZAR MUHAMMADDIN DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2009

2 PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI PENGGERAK GENERATOR LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW FAZAR MUHAMMADDIN NIM Telah Disetujui dari Hasil Seminar Skripsi Periode ke- 535, pada tanggal 07 Maret 2009 Pembanding I, Pembanding II, Ir.Zamanhuri, MT Ir. Mulfi Hazwi, Msc NIP NIP

3 KATA PENGANTAR Puji dan syukur kehadirat Allah SWT. karena atas rahmat dan karunianya penulis dapat menyelesaikan Tugas Sarjana ini pada waktu yang telah ditentukan. Tugas Sarjana ini merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan studi pada jenjang Pendidikan Sarjana. (S I) Teknik Mesin menurut Kurikulum Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara Medan. Penulis dalam Tugas Sarjana ini mengambil judul, yaitu PERENCANAAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW". Dalam penulisan ini dari awal sampai akhir penulis telah mencoba semaksimal mungkin guna tersusunnya Tugas Sarjana ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangankekurangan yang terutama disebabkan faktor pengetahuan dan pengalaman penulis. Untuk itu maka petunjuk dan saran dari semua pihak yang bersifat membangun sangat penulis harapkan demi kesempurnaan Tugas Sarjana ini. Dengan tersusunnya Tugas Sarjana ini maka penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada : Kedua Orang tua dan keluarga tercinta yang telah memberikan dukungan baik moril maupun materiil. Bapak Ir. Abdul Halim Nasution, Msc selaku dosen pembimbing Tugas Sarjana yang telah meluangkan waktu untuk membimbing penulis. 3. Bapak Dr. Ing Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 4. Bapak Tulus Burhanudin Sitorus ST, MT selaku Sekretaris Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 5. Seluruh Staf Pengajar dan Pegawai di lingkungan Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 6. Saya ucapkan terima kasih kepada, PT PLN (PERSERO).Daerah Pembangkitan Bagian Sumatera Utara Sicanang Belawan, dimana merupakan tempat penulis melakukan Riset Tugas sarjana ini

4 7. Saya ucapkan terima kasih kepada Mahasiswa Teknik Mesin khususnya sesama rekan-rekan setambuk Akhir kata dengan segala kerendahan hati penulis memanjatkan do'a kepada Allah SWT, semoga kita semua dilindungi dan diberi berkat dan hidayahnya. Medan, 2009 Hormat Penulis Fazar Muhammaddin NIM

5 ABSENSI PEMBANDING BEBAS MAHASISWA PADA SEMINAR TUGAS SARJANA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FT.USU PERIODE : 535 HARI /TANGGAL : Sabtu/ 07 maret 2009 NAMA : FAZAR MUHAMMADDIN NIM : No Nama NIM Tanda Tangan 1. Nabahansyah R Kartiko Yudo Taufik Akbar Rahmad S Eru Purnomo Medan, Sekretaris, Ir. Abd Halim Nasution Msc NIP

6 DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : 841 / TS/ 2008 FAKULTAS TEKNIK USU DITERIMA : MEDAN PARAF : TUGAS SARJANA NAMA : FAZAR MUHAMMADDIN NIM : MATA PELAJARAN : TURBIN GAS SPESIFIKASI : Rancanglah suatu unit Turbin gas sebagai penggerak generator listrik dengan datadata : Daya terpasang : 135,2 MW Putaran : 3000 rpm Data lainnya yang diperlukan diambil dari survey Rancangan meliputi : -Perhitungan Thermodinamika -Pemilihan Jenis Turbin -Perhitungan ukuran-ukuran Utama Turbin -Gambar Teknik Rancangan Turbin DIBERIKAN TANGGAL : 19 /11/2008 SELESAI TANGGAL : 23/02/2009 Medan, 19 November 2008 KETUA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN DOSEN PEMBIMBING Dr. Ing.Ir. Ikhwansyah Isranuri Ir. Abdul Halim Nasution, Msc NIP NIP

7 DAFTAR ISI KATA PENGANTAR i SPESIFIKASI TUGAS SARJANA iii KARTU BIMBINGAN iv DAFTAR ISI v DAFTAR GAMBAR vii DAFTAR TABEL ix DAFTAR NOTASI x BAB I. PENDAHULUAN 1 Tinjauan Umum 1 Gambaran Umum Pembangkit Tenaga 2 Latar Balakang Permasalahan 4 Tujuan Penulisan 4 Pembatasan Masalah 5 Metodologi Penulisan 5 BAB II. TINJAUAN PUSTAKA Klasifikasi Turbin Gas Komponen- Komponen Utama Turbin Gas Sistem Kerja dan Start Turbin Gas Siklus Kerja Turbin Gas 13 A. Siklus Ideal 13 B. Siklus Aktual 16 BAB III. PENETAPAN SPESIFIKASI Spesifikasi Teknis Perencanaan Analisa Termodinamika Analisa termodinamika pada Kompressor Proses Pada ruang Bakar Analisa termodinamika pada Turbin Generator Listrik Laju Aliran Massa udara dan Bahan bakar Kesetimbangan Energi pada Ruang Bakar Udara Pembakaran Kerja Netto Back work Ratio 30

8 Efisiensi Thermal Siklus Panas Masuk Panas Keluar Daya tiap Komponen Instalasi Turbin Gas 31 BAB IV. PERENCANAAN TURBIN Parameter Perencanaan Turbin Perhitungan Jumlah Tingkat Turbin Kondisi Gas dan Dimensi Sudu Tiap Tingkat Diagram Kecepatan dan Sudut Gas Tiap Tingkat Turbin Jumlah Sudu tiap tingkat Turbin Sudut-sudut Sudu Tiap tingkat Turbin Berat Sudu gerak Tiap Tingkat Turbin 64 BAB V. PERHITUNGAN UKURAN UKURAN UTAMA Perencanaan Poros Turbin Perhitungan Poros Pemeriksaaan Kekuatan poros Gaya-gaya Pada Sudu Tiap Tingkat Turbin Tegangan yang Timbul pada sudu Turbin Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal Tegangan lentur akibat tekanan gas Pemeriksaan Kekuatan Sudu Perencanaan Cakram Turbin Perencanaan Pasak Perencanaan Bantalan Sistem Pelumasan 86 BAB VI. KESIMPULAN 91 DAFTAR PUSTAKA 93 LAMPIRAN 95

9 DAFTAR GAMBAR Gambar 2.1 Sistem turbin gas dengan siklus terbuka 7 Gambar 2.2 Skema Instalasi turbin gas dengan siklus tertutup.8 Gambar 2.3 Turbin gas berporos ganda 9 Gambar 2.4 Skema turbin gas siklus regeneratif dengan heat exchanger 10 Gambar 2.5 Skema instalsi siklus gabungan turbin gas turbin uap 11 Gambar 2.6 Skema instalsi turbin gas sederhana 12 Gambar 2.7 Siklus Brayton sederhana 14 Gambar 2.8 Diagram P-V dan diagram T-S 14 Gambar 3.1 Siklus turbin gas rancangan 18 Gambar 3.2 Diagram T-s (aktual) Siklus Brayton 18 Gambar 3.3 Diagram h-s pada compressor 21 Gambar 3.4 Grafik faktor kelebihan udara 25 Gambar 3.5 Kerugian tekan pada ruang bakar 25 Gambar 3.6 Diagram h-s pada turbin 27 Gambar 4.1. Grafik Efisiensi Turbin - Velocity Ratio 34 Gambar 4.2 Penampang annulus turbin aksial 37 Gambar 4.3 Dimensi sudu tingkat 1 48 Gambar 4.4 Dimensi sudu tingkat 2 49 Gambar 4.5 Dimensi sudu tingkat 3 49 Gambar 4.6 Diagram kecepatan pada sudu turbin. 50 Gambar 4.7 Grafik hubungan antara sudut masuk gas sudut keluar gas 61 Gambar 4.8 Geometri sudu turbin 62 Gambar 4.9 Profil sudu turbin NACA seri C 7 64 Gambar 5.1 Gaya-gaya pada sudu turbin 70 Gambar 5.2 Tegangan yang terjadi pada sudu turbin 72 Gambar 5.3 Momen lentur pada sudu 72 Gambar 5.4 Grafik hubungan z dan sudut chamber sudu. 75 Gambar 5.5 Bentuk Konstruksi Cakram Turbin 78 Gambar 5.6 Ukuran dan bentuk Pasak 80 Gambar 5.7 Gaya tangensial pada pasak 81 Gambar 5.8 Bantalan luncur 83 Gambar 5.9 Grafik ketebalan lapisan minimum dan

10 perbandingan eksentrisitas 84 Gambar 5.10 Koefisien gesekan 86 Gambar 5.11 Grafik variable aliran 87 Gambar 5.12 Grafik perbandingan aliran 88 Gambar 5.13 Grafik pemilihan jenis Pelumasan 90

11 DAFTAR TABEL Tabel 4.1. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin 41 Tabel 4.2. Dimensi sudu turbin 47 Tabel 4.3. Diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat 55 Tabel 4.4. Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin 59 Tabel 4.5. Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin 59 Tabel 4.6. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Dasar Sudu 62 Tabel 4.7. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Tengah Sudu 63 Tabel 4.8. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Puncak Sudu 63 Tabel 4.9. Dimensi dari sudu gerak turbin 64 Tabel Berat sudu gerak tiap tingkat turbin. 66 Tabel 5.1 Gaya-gaya pada sudu gerak turbin 71 Tabel 5.2. Tegangan yang timbul pada sudu gerak 76 Tabel 5.3 Tegangan pada sudu gerak 78 Tabel 5.4 Dimensi disk untuk tiap tingkat turbin 79

12 DAFTAR NOTASI Notasi Arti Satuan A Luas Anulus m 2 AFR Perbandingan udara dan bahan bakar kg udara /kg bahanbakar c panjang chord sudu m C Kecepatan absolute Gas m/s C Kecepatan aliran fluida masuk Kompressor m/s C pg panas spesifik gas hasil pembakaran kj/kg udara.k Cx Panjang chord sudu arah aksial m D d Diameter luar cakra m D h Diameter lubang cakra m D R Diameter hidrolis pada sudu diam m F A Diameter hidrolis pada sudu gerak m FAR perbandingan bahan bakar dengan udara kg bahanbakar / kg udara F r Gaya tangensial sudu N h entalphi static kj/kg udara h o entalphi stagnasi kj/kg udara k Conduktivitas thermal W/m.K LHV Nilai pembakaran bawah bahan bakar kj/kg udara m a massa aliran udara kg/s m f massa aliran bahan bakar kg/s m g massa aliran gas hasil pembakaran kg/s

13 m p massa aliran udra pendingin kg/s n putaran rpm P Tekanan Pa P 0 tekanan stagnasi Pa P f Losses tekanan udara pada filter Pa P G Daya Generator MW P K Daya Kompressor MW P T Daya Turbin MW s Laju perpindahan kalor Watt r jari-jari sudu m R a konstanta panjang pitch sudu m T c temperature fluida dingin K T h temperature fluida panas K U kecepatan keliling m/s V kecepatan relative gas m/s w lebar sudu m W kerja spesifik kj/kg udara W netto kerja bersih kj/kg udara Z jumlah sudu buah

14 B A B I PENDAHULUAN 1.1 Tinjauan Umum Turbin gas adalah suatu penggerak mula yang memanfaatkan gas sebagai fluida kerja. Didalam turbin gas energi kinetik dikonversikan menjadi energi mekanik berupa putaran yang menggerakkan roda turbin sehingga menghasilkan daya. Bagian turbin yang berputar disebut rotor atau roda turbin dan bagian turbin yang diam disebut stator atau rumah turbin. Rotor memutar poros daya yang menggerakkan beban (generator listrik, pompa, kompresor atau yang lainnya). Perkembangan turbin gas hingga bisa dibuat seperti sekarang ini, yakni sampai bisa ekonomis untuk dipakai sebagai mesin penggerak pesawat terbang dan untuk instalasi darat seperti pembangkit tenaga listrik, sudah menghabiskan waktu yang cukup lama sekali. Konstruksi dan cara bekerjanya turbin gas adalah sangat mudah bila hanya didalam kertas ( gambar desain ), tetapi kenyataannya bila diwujudkan adalah sukar, karena ada hubungannya dengan pemakaian bahan bakar turbin yang harus hemat. Keuntungan penggunaan turbin gas pembangkit tenaga listrik dan sebagai penyedia panas industri karena sifatnya yang mudah diinstal, proses kerjanya tidak ruwet, terutama cocok untuk menanggulangi beban puncak serta dimensinya yang kecil. Penggunaan turbin gas pada saat ini sudah mempunyai arti yang sangat luas dan sangat besar, dimana untuk penggerak Pesawat terbang dengan daya yang besar harus memakai turbin gas, tidak bisa disaingi atau digantikan oleh penggerak mula jenis lainnya seperti motor bakar Pada saat ini perkembangan penggunaan turbin gas sudah sangat maju, dimana Para ilmuan telah menemukan penggunaan turbin gas dan turbin uap sekaligus dalam satu siklus yang disebut dengan siklus gabungan (Combine

15 Cycle ). Tujuannya tidak lain adalah untuk meningkatkan efesiensi dari siklus tunggal (siklus Brayton sederhana) dengan memanfatkan kalor dari sisa gas buang turbin gas untuk kebutuhan ketel uap penghasil uap, guna menggerakkan turbin uap, sehingga lebih menghemat penggunaan bahan bakar pada instalasi ketel uap. 1.2 Gambaran Umum Pembangkit Tenaga Pembangkit tenaga yang paling banyak digunakan secara umum digolongkan atas dua bagian, yaitu : a. Thermal Power Plant b. Hydro Power Plant A. Thermal power plant Energi yang digunakan pada thermal power plant diperoleh dari hasil pembakaran bahan bakar cair, gas ataupun padat. Adapun jenis pembangkit yang tergolong kepada thermal power plant adalah : Pembangkit Listrik Tenaga Diesel ( PLTD ) Pembangkit Listrik Tenaga Uap ( PLTU ) Pembangkit Listrik Tenaga Gas (PLTG) Pembangkit Listrik Tenaga Nuklir(PLTN) Para ahli atau ilmuan dibidang ini masih terusmenerus mengembangkan kemungkinan pemanfaatan sumber energi lain ( energi terbarukan ) sebagai sumber tenaga,seperti Solar power plant Wind power plant Energi biomasa

16 B. Hydro Power Plant Hydro power plant adalah pembangkit tenaga yang memanfaatkan energi Potensial air untuk menggerakkan sudu-sudu turbin, sehingga menyebabkan poros turbin berputar, dimana poros inilah yang akan memutar generator listrik. Dengan kata lain bahwa hydro power plant adalah suatu unit pembangkit tenaga yang memannfaatkan energi potensial air yang diperoleh dari tinggi air jatuh seperti air terjun, bendungan dan sebagainya. Usaha untuk mengkonversikan energi air ( hydro power ) menjadi energi Listrik memerlukan investasi yang sangat mahal dan juga mengingat keterbatasan sumber energi pembangkit yang tersedia, maka hydro power plant cocok untuk daerah yang memiliki sumber energi pembangkit tersebut.dari sekian banyak pembangkit tersebut diatas. Disini penulis hanya akan membahas pembangakit listrik tenaga gas, yaitu berupa unit turbin gas yang akan digunakan pada pembangkit listrik tersebut.

17 1. 3. Latar Belakang Permasalahan Turbin gas merupakan suatu unit pesawat pembangkit tenaga yang pada saat ini banyak dipakai, baik dalam kegiatan industri maupun sebagai penggerak generator listrik atau pesawat terbang. Adapun kelebihan turbin gas dibandingkan unit pesawat pembangkit tenaga lainnya adalah karena, sifatnya yang mudah dioperasikan, proses kerjanya tidak ruwet, ukurannya yang relatif kecil dan cocok untuk menanggulangi beban puncak. Turbin gas juga memiliki kelemahan antara lain adalah tingkat efisiensi turbin gas lebih rendah dibandingkan sistem pembangkit tenaga lain seperti Tenaga uap ataupun diesel disamping biaya produksi dan perawatannya cukup tinggi. Dengan alasan diatas maka dapat dipahami bahwa jika akhirnya dipilih turbin gas sebagai pesawat pembangkit tenaga dibandingkan unit pembangkit tenaga lainnya Tujuan Penulisan Adapun tujuan penulisan tugas sarjana. ( skripsi) ini adalah untuk merancang suatu unit turbin gas penggerak generator listrik dengan daya terpasang 135,2 MW dan putaran 3000 rpm. Perancangan meliputi analisa termodinamika, perhitungan ukuran-ukuran utama serta gambar teknik turbin gas tersebut.

18 1.5. Pembatasan Masalah Pada penulisan tugas sarjana ( skripsi) ini, penulis hanya membahas tentang : a. Analisa termodinamika b. Pehitungan rancangan turbin gas c. Ukuran-ukuran utama turbin gas d. Gambar penampang ( gambar teknik ) turbin gas 1.6. Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ( skripsi ) ini adalah sebagai berikut : a. Survey lapangan, berupa peninjauan langsung kelokasi tempat unit pembangkit itu berada, Yaitu di PLN Sicanang Belawan. b. Studi literatur, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan tulisan-tulisan yang terkait, serta pencarian di internet. c. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak jurusan Teknik Mesin USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan ( skripsi ) ini.

19 BAB II TINJAUAN PUSTAKA Turbin gas adalah suatu unit turbin dengan menggunakan gas sebagai fluida kerjanya.sebenarnya turbin gas merupakan komponen dari suatu sistem turbin gas. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri dari tiga komponen utama, yaitu kompresor, ruang bakar dan turbin. Turbin gas yang ada saat ini sangat luas dan beragam penggunaannya. Salah satu contoh penerapannya yang sudah sangat terkenal adalah sebagai mesm penghasil daya dorong pada pesawat terbang. Di industri, turbin gas digunakan untuk menggerakan bermacam-macam peralatan mekanik, misalnya pompa dan kompresor atau generator listrik kecil.turbin gas juga digunakan untuk memutar generator listrik pada instalasi pembangkit listrik tenaga gas guna menanggulangi beban puncak kebutuhan listrik dan kadang-kadang juga beban menengah dan beban dasar Klasifikasi Turbin Gas Turbin gas dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa kriteria, sebagai berikut : A.Berdasarkan siklus, kerjanya 1. Siklus terbuka Dalam siklus ini, gas hasil pembakaran setelah diekspansikan pada turbin, langsung dibuang keudara bebas. Instalasi turbin gas dengan siklus ini memiliki struktur yang sederhana, yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar, dan

20 turbin sebagai penggerak beban dan kompresor. Struktur dan susunan dari instalasi turbin gas dengan siklus terbuka (open cycle) adalah : Bahan bakar Udara Atmosfir Gas Buang Gambar 2.1. Sistem turbin gas dengan siklus terbuka Sumber : Arismunandar ( 2002 ) 2. Siklus tertutup (closed cycle) Seperti halnya pada turbin uap, turbin gas dapat pula dirancang dengan sistem siklus tertutup yaitu fluida kerjanya tidak berhubungan dengan atmosfer sekitarnya. Dengan demikian dapat dijaga kemurniannya. Hal ini sangat menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pemilihan fluida kerjanya dapat disesuaikan dengan persyaratan yang diminta. Salah satu hal yang penting adalah bahwa pada sistem ini dapat digunakan tekanan tinggi ( sampai 40 atm ) seperti pada turbin uap, tetapi fluida kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Skema instalasi turbin gas siklus tertutup dapat dilihat pada gambar 2.2.

21 Heat Exchanger P K T Heat Exchanger K Kompressor P Poros T Turbin Gambar 2.2. Skema Instalasi turbin gas dengan siklus tertutup. Sumber : Thermodynamics ( fourth edition) Turbin gas dengan sistem ini konstruksinya lebih rumit, karena membutuhkan pesawat pemanas yang mempunyai luas pemanas yang besar dan juga membutuhkan pesawat pendingin udara sebelum masuk kompresor Keuntungannya adalah: o o Lebih menghemat penggunaan bahan Bakar Untuk daya yang sama, turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil. o Bisa bekerja dengan tekanan yang tinggi

22 B. Menurut konstruksinya: 1. Turbin gas berporos Tunggal (single shaft) Turbin gas ini digunakan untuk pembangkit listrik pada perusahaan listrik maupun industri yang berskala besar ( lihat pada gambar 2.1) 2. Turbin gas berporos ganda ( multi shaft ) Jenis turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi. Poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Turbin dengan tekanan tinggi berfungsi menggerakan kompresor, mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin tekanan rendah untuk memutar generator listrik. Turbin multi shaft ini juga digunakan untuk sentral listrik dan industri. Turbin ini direncanakan beroperasi pada putaran yang berbeda tanpa menggunakan reduction gear. Bahan bakar Udara Atmosfer RB Gas buang P G Keterangan : K Kompresor RB Ruang Bakar P poros T Turbin G Generator

23 HPT Hight Pressure Turbine LPT low Pressure Turbin Gambar 2.3. Turbin gas berporos ganda Sumber : Arismunandar ( 2002 ) 3. Turbin gas dengan siklus kombinasi Karena banyaknya energi yang hilang bersama dengan terbuangnya gas buang, maka telah dilakukan beberapa upaya untuk memanfaatkannya dengan cara menambah beberapa macam proses baru serta peralatan tambahan sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu sehingga dengan demikian dapat meningkatkaan efesiensi dari sistem tersebut. Tetapi seiring dengan hal itu, bertambah pula biaya investasi. Yang diperlukan karena harus membeli peralatan baru. Dilihat dari segi ekonomisnya, turbin gas dengan siklus kombinasi memiliki kebaikan dan keuntungan bila turbin gas ini dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinue. Ada beberapa macam turbin gas siklus kombinasi, antara lain: a. Turbin gas dengan siklus Regenerasi Pada turbin gas dengan siklus regenerasi dilakukan penambahan peralatan berupa alat penukar kalor ( Heat Exchanger ) yang diletakan antara ruang bakar dan saluran gas buang. Udara bertekanan dari kompresor mengalir dengan suhu rendah ke heat exchanger untuk kemudian diteruskan ke ruang bakar dengan temperatur tinggi. Panas yang diberikan oleh heat exchanger diperoleh dari sisa gas buang yang dilewatkan terlebih dahulu didalam pesawat penukar kalor sebelum dibuang keudara beban. Skema dari instalasi tersebut dapat dilihat pada gambar 2.4. HE RB

24 G Keterangan : K Kompresor RB Ruang akar P Poros T Turbin G Generator HE Heat Exchanger Gambar 2.4. Skema turbin gas siklus regeneratif dengan heat exchanger Sumber : Arismunandar ( 2002 ) b. Siklus gabungan turbin gas dengan turbin uap Skema siklus gabungan ini dapat dilihat pada gambar 2.5. Panas dari gas buang dipergunakan kembali untuk keperluan antara lain : o Produksi uap untuk keperluan industri, misalnya proses pemanasan o Produksi uap untuk pembangkit tenaga listrik dengan menggunakan turbin uap. Proses ini disebut " Combined gas and steam cycle " Gas buang KU Air R RB p K TG G G G1 TU Udara Atmosfer Air Pendingin Ko Air Kondensing

25 p Keterangan : K Kompresor RB Ruang Bakar P Pompa TG Turbin Gas G Generator R Regenerator Ka Katup Ku Ketel Uap TU Turbin Uap G1 Generator Uap Ko Kondensor Gambar 2.5. Skema instalsi siklus gabungan turbin gas turbin uap Sumber : Arismunandar ( 2000 ) C. Menurut arah aliran fluida kerjanya, turbin gas dibagi atas dua bagian, yaitu : Turbin aksial, dimana arah aliran fluida kerjanya sejajar dengan poros Turbin radial, dimana arah aliran fluida kerianya menyilang poros atau dalam arah tegak lurus dengan poros turbin. 2.2 Komponen Komponen Utama Turbin Gas Secara skematik, unit turbin gas dapat digambarkan sebagai berikut : Bahan Bakar R B K T T b Udara/ Fluida Kerja Gas keluar Keterangan : K Kompresor RB Ruang Bakar T Turbin b Beban Gambar 2.6. Skema instalsi turbin gas sederhana Komponen-komponen pada gambar 2.6 di atas diterangkan, sebagai berikut : 1. Kompresor

26 berfungsi sebagai alai untuk menghisap udara luar ( udara atmosfir ) dan selanjutnya dikompresikan untuk mendapatkan tekanan yang lebih besar. 2. Ruang bakar Fungsinya adalah untuk tempat pembakaran bahan bakar agar diperoleh fluida kerja berupa gas hasil pembakaran yang akan digunakan untuk menggerakkan turbin. Bahan bakar terbakar akibat bercampur dengan udara kompresi serta dengan bantuan percikan nyala api dari busi. 3. Turbin Turbin berfungsi merubah energi kinetik yang tersimpan pada gas hasil pembakaran menjadi energi berguna Sistem Kerja Dan Start Turbin Gas Penggerak mula yang digunakan pada sistem ini adalah motor diesel. Motor diesel ini dihubungkan dengan accessory gear melalui torque converter dan clute.mula-mula motor diesel akan memutar kompresor, turbin dan generator sekaligus dalam keadaan idle ( tanpa beban ) sampai tercapai putaran ( ) % dari putaran kerja. Pada putaran ini kapasitas kompresor telah cukup untuk proses pembakaran sehingga proses pembakaaran telah dapat didalam ruang bakar. Gas panas hasil pembakaran kemudian diekspansikan kedalam turbin secara kontinue. Jumah bahan bakar terus bertambah, sehingga mengakibatkan entalpi hasil pembakaran semakin tinggi, demikian juga tenaga ( daya ) yang dihasilkan turbin semakin besar. Dengan semakin meningkatnya daya yang dihasilkan turbin, akan membawa kompresor dan turbin itu sendiri semakin cepat berputar. Pada. putaran sekitar ( ) % dari putaran kerja maka motor diesel telah tertinggal putarannya, sehingga terjadi slip pada kopling. Pada saat inilah kopling melepas hubungan antara motor diesel dan turbin. Kemudian motor diesel berjalan idle dan akhirnya berhenti, sementara turbin berakselerasi sendiri dengan adanya tambahan bahan bakar sampai dengan putaran kerja. Pada saat putaran kerja telah tercapai, governor telah berfungsi untuk mengatur bahan bakar dan program start telah

27 selesai, sehingga turbin siap menerima beban dari generator dan operasi terus berjalan dengan bervariasi beban dari generator Siklus Kerja Turbin Gas Turbin gas pada umumnya memiliki dua siklus kerja, yaitu : A. Siklus ideal Turbin gas secara termodinamika bekerja dengan siklus brayton. Siklus ini merupakan siklus ideal untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka.siklus ini terdiri dari dua proses isobar dan dua proses isentropik. Siklus ideal adalah suatu siklus yang dibangun berdasarkan asumsi sebagai berikut : (Arismunandar, 2002) Proses kompresi dan ekspansi berlangsung secara reversibel adiabatik (isentropis). Perubahan energi kinetik dari fluida kerja diantara sisi masuk dan sisi keluar setiap kompresor diabaikan. Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk ruang bakar dan keluar gas. Fluida kerja dianggap gas ideal dengan panas jenis konstan. Gambar dibawah ini menunjukan siklus brayton sederhana. Bahan bakar R B 2 3 Udara atmosfer 1 K T 4 Gas Buang

28 Gambar 2.7. Siklus Brayton sederhana Adapun diagram h,t vs S dan P vs V dapat dilihat berikut ini: Gambar 2.8. Diagram P-V dan diagram T-S ( siklus ideal ) Proses proses yang terjadi dari diagram tersebut diatas adalah sebagai berikut : Proses 1-2 : Proses kompresi isentropis pada kompresor. Proses 2-3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan ( isobar ) didalam ruang bakar, adanya pemasukan panas Proses 3-4 : Proses ekspansi isentropik pada turbin. Dengan demikian pada proses steady state untuk masing-masing proses diatas, diperoleh Proses 1-2 : Kerja kompresor W komp C p ( T 2 a T 1 ) Proses 2-3 Q RB h 2 a h 1 (kj/kg) (2.1) Pemasukan panas C p ( T 3 - T 2 a ) h 3 h 2 a ( kj / kg) (2.2) Proses 3-4 : Kerja turbin

29 W Ta C p ( T 3 T 4 a ) h 3 h 4 a (kj/kg) (2.3) Kerja netto siklus ( W net ) W net W Ta - W ka (2.4) C p (T 3 T 4 a ) C p (T 2 a T 1 ) [(h 3 h 4 a )- ( h 2 a h 1 )] Efesiensi total instalasi ( ηtotal ) adalah perbandingan antara kerja netto siklus dengan pemasukan energi. B. Siklus aktual Proses proses yang terjadi diatas berlaku secara teoritis, tetapi kenyataannya (secara aktual ) terjadi penyimpangan penyimpangan dan proses yang ideal. Penyimpangan-penyimpangan itu adalah : 1. Fluida kerja bukanlah gas ideal dengan panas spesifik konstan. 2. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan. 3. Proses yang berlangsung disetiap komponen tidak adiabatik dan reversibel, karena ada kerugian energi akibat gesekan, perpindahan panas dan lain-lain. 4. Proses kompresi didalam kompresor tidak berlangsung secara isentrofik. 5. Proses ekspansi didalam turbin tidak berlangsung secara isentropik. 6. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak dapat menjamin terjadinya pembakaran sempurna, sehingga untuk mencapai temperatur gas masuk turbin yang ditetapkan diperlukan jumlah bahan bakar yang lebih banyak. 7. Terjadi penurunan tekanan pada ruang bakar

30 Kerugian-kerugian diatas akan mempengaruhi effesiensi dari siklus. BAB III PENETAPAN SPESIFIKASI 3.1 Spesifikasi Teknis Perencanaan Sebelum memulai perencanaan mengenai hal-hal yang spesifikasi, khususnya perencanaan turbin pada instalasi turbin gas, maka perlu sekiranya untuk menganalisa sistem secara keseluruhan dengan analisa termodinamika guna mendapatkan suatu kondisi awal perencanaan. Spsesifikasi teknis perencanan yang ditetapkan sesuai dengan data referensi dari buku yang disesuaikan data dari hasil survey study di PLTGU Sicanang Belawan Sumatera Utara. Spesifikasi teknis dari sistem instalasi turbin gas sebagai berikut : Daya Keluaran Generator : 135,2 MW Bahan Bakar : Gas Tipe Turbin : V 94.2 Putaran Turbin : 3000 rpm

31 Temperatur masuk Kompressor : 30ºC Temperatur masuk turbin : 975 ºC Tekanan Barometer : 1,013 bar Kondisi awal perancangan dapat dilihat pada gambar 3.1 jenis intalasi turbin gas siklus terbuka, berikut: Bahan Bakar R B W net K T Udara Gas buang Gambar 3.1 Siklus turbin gas rancangan Temperatur udara yang dihisap kompressor mempunyai pengaruh yang besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran masa udara yang dihisap kompressor akan berubah sesuai dengan persamaan gas ideal, yaitu : M Pv/Rt, yaitu apabila temperatur masuk gas rendah maka massa aliran gas akan naik dan sebaliknya.hal ini berarti bila temperatur atmosfer turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya.

32 3.2 Analisa Termodinamika Gambar 3.2 Diagram T-s (aktual) Siklus Brayton Analisa termodinamika pada kompressor. Analisa termodinamika pada kompressor dimaksudkan untuk menentukan kondisi masuk dan keluar kompressor. Pengambilan asumsi untuk perhitungan termodinamika kompressor adalah didasarkan pada efisiensi politrofik, yaitu efisiensi isentrofik dari sebuah kompressor dan turbin yang dibuat konstan untuk setiap tingkat berikutnya dalam keseluruhan proses. Dalam proses ini terjadi stagnasi dimana enthalpy, tekanan, temperatur dianalisa pada kondisi stagnasi yaitu kondisi fluida yang mengalir dengan suatu kecepatan, mengalami hambatan sehingga disaat itu kecepatan sama dengan nol isentropis. 1. Kondisi udara masuk Kompressor: Pa Tekanan Barometer ( 1,013 bar ) Ta Temperatur lingkungan (30ºC) K 303 K γ Konstanta Adiabatik 1,4 (untuk udara) Sehingga : P 1 P a - P f

33 Dimana, P f Proses tekanan pada saringan udara masuk kompressor 0.01 bar ( hasil survey) Maka : P1 1,013-0,01 P1 1,003 bar Dengan demikian akan diperoleh suhu keluar saringan udara: T , , 4,003 1,013.. (lit 1 hal 226) T 1 302,14 K Sehingga dari table property udara ( lamp. 1) dengan cara interpolasi diperoleh : h 1 302,34 kj/kg udara 2. Kondisi udara keluar kompressor Untuk mendapatkan nilai efisiensi yang lebih tinggi, maka perbandingan tekanan yang digunakan adalah optimum yaitu : r p T max T min k 1 k.. (lit 1 hal 226) Dimana rp 1 Perbandingan tekanan optimum Tmax T 3 Temperatur masuk Turbin 1248 K Tmin T 1 Temperatur masuk Kompressor 302,14 K Maka, r p ,14 1,4 1 1,4 r p 12 P 2 r p.p1

34 P ,003 P bar T 2 T 1 P2 P1 k 1 k.(cohen et al, 1989) T 2 (12 ) 1,4 1 1,4. 302,14 T 2 614,53 K Maka setelah diinterpolasi dari table property udara diperoleh : h 2 622,3046 kj/kg 3. Kerja Kompressor Kondisi Ideal Kompressor Kerja Kompressor ideal adalah : W ki h 2 -h 1 622, ,34 319,946 kj/kg Kondisi Aktual Perencanaan Untuk menentukan keadaan pada titik 2, yaitu keadaan aktualnya maka ditetapkan η k 0,88 ( antara 0,85-0,90 ) untuk kompressor aksial) Maka kerja aktual kompressor adalah : Wka 319, Wka363,5961 KJ/kg Sehingga akan diperoleh h 2 a : h 2 a Wka + h 1 h 2 a 363, ,34 h 2 a 665,9361 kj/kg

35 Dari table property udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur aktual perencanaan keluar kompressor (T2a) yaitu sebesar : T2a 655,73 K 382,73ºC Dari perhitungan maka dapat digambarkan diagram h-s sebagai berikut. Gambar 3.3 Diagram h-s pada kompressor Proses Pada ruang bakar Daya yang dihasilkan turbin tergantung dari entalphi pembakaran. Untuk itu perlu dianalisa reaksi pembakaran yang terjadi pada ruang bakar. Dari analisa ini akan didapat perbandingan bahan bakar dengan udara yang dibutuhkan yang dipergunakan, sehingga diperoleh laju aliran massa yang dialirkan ke turbin. Bahan bakar yanag dipakai adalah gas alam dengan komposisi pada table 3.2 berikut. Tabel 3.2 Komposisi Bahan Bakar NO Komposisi % Volume 1 CO2 2,86 2 N2 1,80 3 CH4 88,19 4 C2H6 3,88 5 C3H8 2,1 6 C4H10 0,83

36 7 C5H12 0,25 8 C6H14 0,05 9 C7H16 0,04 Σ 100% LHV kj/kg Sumber PT PLN ( Persero) Sicanang. Dengan reaksi pembakaran komponen bahan bakar adalah : Untuk CH4 0,8819 CH4 + a (O2 + 3,76 N2 ) b CO2 + c H2O + d N2 Persamaan reaksi diatas disetarakan sebagai berikut : Unsur C : b 0,8819 Unsur H : 2c 4b C 1,7638 Unsur O : 2a 2b+c A 1,7638 Unsur N2 : d 3,76 a D 6,6318 Sehingga persamaan reaksi (stoikiometri) yang terjadi : 0,8819 CH4 + 1,7638 (O2+3,76 N2) 0,8819 CO2 + 1,7638 H2O+6,631 N2 Maka akan diperoleh massa bahan bakar CH4 : Untuk massa CH4 0,8819 x 16 14,1104 kgch4/1mol bahan bakar Dengan cara yang sama akan diperoleh hasil pada table 3,3 berikut. Tabel 3.3 Kebutuhan udara pembakaran

37 No Komposisi B.bakar Fraksi Mol B.Bakar ( % Volume) Mol udara yang dibutuhkan Massa B. Bakar ( kgcmhn/1 mol BB) 1 CO2 0,0286-1, N2 0,018-0,504 3 CH4 0,8819 1, , C2H6 0,0388 0,1358 1,164 5 C3H8 0,021 0,105 0,924 6 C4H10 0,0083 0, , C5H12 0,0025 0,02 0,18 8 C6H14 0,0005 0, ,043 9 C7H16 0,0004 0,0044 0,04 Σ 1 Σ 2,08628 Σ 18,7052 Sedangkan massa udara yang dibutuhkan adalah : Massa Mol x Mr 2,08628 x ( ,76.28) 286,4045 kg Maka, AFR TH MassaUdara MassaBahanBakar 286, , ,3137 kg Udara/kg bahan bakar Untuk menghitung perbandingan bahan bakar aktual, dengan menghitung temperatur udara keluar dari kompressor 382,73ºC dan dengan pertimbangan bahan yang dipakai sudu, ditetapkan temperatur gas masuk turbin 975ºC. Maka dapat ditentukan faktor kelebihan udara (excess air) sebesar 3,334 sehingga :

38 λ AFRakt AFRth x 100% AFRth 3,334 AFRakt 15,3137 x 100% 15,3137 AFR akt (3,334 x 15,3137) + 15,3137 AFR akt 66,3741 AFR akt 0, Gambar 3.4 Grafik faktor kelebihan udara Sumber : Turbin pompa dan compressor, Fritz Dietzel Kerugian tekanan pada ruang bakar (gambar 3.3) sebesar (2-3)% (lit 1, hal 198) diambil 2%, maka : P 3 P 2a - Pb 12,0- ( 0,02 X 12,0) 11,8 bar

39 Gambar 3.5 Kerugian tekan pada ruang bakar Sehingga tekanan pada titik 3 : T K Drai table property udara dengan cara interpolasi maka kan diperoleh : h ,354 kj/kg Analisa termodinamika pada Turbin 1. Temperatur dan tekanan udara keluar Turbin Tekanan keluar turbin (ideal) sama dengan tekanan atmosfer, sehingga : P4Pa 1,013 bar T 4 T3 P 4 P3 k 1 k 11,8 T 4 1,013 1,4 1 1,4 T 4 618,8213 K x 1248 Dengan cara interpolasi dari table udara diperoleh enthalpy keluar turbin h 4 626,82944 kj/kg 2. Kerja Turbin

40 Kondisi Kerja Ideal Turbin W T , , , kj/kg Kondisi Kerja Aktual Turbin Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan efisiensi isentropis turbin yakni dipilih 0,85 ( antara 0,82-0,89 ) η effisiensi turbin 0,85 Maka : W Ta 0,85 x 707, kj/kg 601,3958 kj/kg Sehingga diperoleh entalphi dan temperatur perencanaan : h 4 a h 3 - W Ta 1334, , ,9582 kj/kg Dari table property udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur udara keluar turbin secara aktual sebesar : T 4 a 705,14 K 432,14 ºC Dari perhitungan maka dapat digambarkan diagram h-s nya sebagai berikut. h ( kj/kg). h3 1334,354 h4a 732,9582 h4 626,8294 Gambar 3.6 Diagram h-s pada turbin Generator Listrik

41 Dalam suatu poses pembebanan listrik arus bolak balik ada suatu 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. 2. Daya reaktif yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah 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 : a. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak biasa dielakkan b. Proses Konversi daya didalam alat itu sendiri. Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Daya keluaran (nyata) generator : P G 135,2 MW Daya semu generator : P P S G Cosφ 135,2 0,8 169,2 MW Daya netto turbin PG P E η η. Cosφ G Tr Dimana : η G Effisiensi generator ( direncanakan 0,98 ) η Tr Effisiensi transmisi ( direncanakan 1 karena turbin dan generator dikopel langsung )

42 Cosφ 0,8-0,9 ( dipilih 0,8) Maka P E 135,2 0,98.1.0,8 172,448 MW Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar Laju aliran massa udara dan bahan bakar ini akan dipergunakan untuk menentukan daya dari kompressor dan turbin, serta dalam perancangan sudu turbin. Ma 1+ mf ma P E Wta Wka Dengan : P E 172,448 MW mf FAR akt 0, ma Dan AFR akt 66,3741 Sehingga m a [ + ] , , ,5961 m a ,382 m a 714,419 kg/s M f m a x FAR akt 714,419. 0, ,7634 kg/s Kesetimbangan Energi Pada Ruang Bakar Ruang bakar tidak menghasilkan dan tidak memerlukan energi mekanis, jadi w 0, jika proses pembakaran dianggap adiabatik maka EP 0 karena

43 relative kecil dibanding dengan besaran lainnya. Maka persamaan untuk ruang bakar dapat dituliskan menurut ( lit.1 hal 74 ) : Σ ( m produk x h produk) Σ (m reaktan x h reaktan) udara masuk h 2 a 665,9361 m a 714,419 kg/s B. Bakar masuk m f 10,7634 kg/s RB Gas Pembakaran keluar h ,354 Maka, ma.h 2 a + mf LHV (ma+mf) h 3 714, , , (714, ,7634) 1334, , , Artinya dalam ruang bakar terjadi kesetimbangan energi Udara Pembakaran Udara pembakaran adalah perbandingan antara AFR akt dengan AFR TH yang digunakan untuk menentukan persentase udara pembakaran τ AFRakt AFRth 66, ,3137 4, Kerja Netto Kerja spesifik netto adalah selisih antar kerja spesifik turbin dengan kerja spesifik kompressor yang digunakan untuk menentukan nilai effisiensi siklus. Wnet WTa- Wka (lit.3 hal 478)

44 601, , ,7997 kj/kg Back work Ratio Backwork ratio merupakan nilai persentase kerja spesifik turbin yang digunakan untuk menggerakkan kompressor. Wka r bw WTa ( lit.3 hal 478) 363, ,3958 0, Effisiensi Thermal siklus Effisiensi thermal ini merupakan effisiensi total dari siklus yangterjadi pada analisa termodinamika tersebut. η Wnet QRb x 100% (lit.3 hal 479 ) Wnet h3 h2a 237, % 1334, , ,5 % Panas Masuk Panas masuk adalah suplai panas dari ruang bakar sebesar : Q in QRB h 3 - h 2 a (lit 3. hal 479 ) Panas Keluar Panas Keluar dari turbin gas sebesar : 1334,354 kj/kg-665,9361 kj/kg 668,4179 kj/kg

45 Q out h 4a -h 1 (lit.3 hal 479) 732,9582 kj/kg -302,34 kj/kg 430,6182 kj/kg Daya Tiap Komponen Instalasi Turbin Gas 1. Daya Kompressor Daya Kompressor dari instalasi turbin gas adalah : Pk (m a ).W ka 714,419 kg/s. 363,5961 kj/kg ,9 kw 259,759 MW 2.Daya Turbin Gas Daya bruto dari instalasi turbin gas adalah : P T P K + P E 259,759 MW +172,448 MW 432,207 MW Pembuktian Daya Turbin. W turbin m a + m f. W Ta (714,419 kg/s +10,7634 kg/s). 601,3958 kj/kg 725,1824 kg/s. 601,3958 kj/kg ,64 kj/s ,64 kw 436,121 MW Hasilnya Mendekati dengan nilai Daya Turbin

46 Hasil Analisa Termodinamika Setelah diadakan analisa termodinamika, sebagai langkah awal perencanaan, maka diperoleh hasil- hasil sebagai berikut : Temperatur Lingkungan (T a ) Temperatur keluar kompressor(t 2 ) Kerja Kompressor Aktual (W ka ) Suplai panas dari ruang bakar (Q Rb ) (AFR) akt (FAR) akt Temperatur gas masuk turbin ( T 3 ) : 303 K : 614,53 K : 363,5961 kj/kg udara : 668,4179 kj/kg udara : 66,3741 kg udara /kg bahanbakar : 0, kg bahanbakar / kg udara : 1248 K Temperatur gas buang turbin (T 4 a ) : 705,14 K Kerja turbin aktual ( W Ta ) Laju Aliran massa udara (m a ) Laju aliran massa bahan bakar ( m f ) Daya kompressor (P K ) : 601,3958 kj/kg udara : 714,419 kg/s : 10,7634 kg/s : ,9 kw Daya Turbin (P T ) : 432,207 MW Daya nyata generator (P G ) Daya poros efektif turbin gas (P E ) : 135,2 MW : 172,448 MW Efisiensi thermal siklus (η th sikl) : 35,5 %

47 BAB IV PERENCANAAN TURBIN 4.1. Parameter Perencanaan Turbin Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial karena mempunyai keuntungan antara lain: efisiensi yang lebih baik, perbandingan tekanan dapat diubah lebih tinggi, konstruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang terlalu besar. Turbin aksial yang direncanakan adalah bertingkat banyak, dimana tiap tingkat terdiri dari satu baris sudu diam dan satu baris sudu gerak. Sudu diam berfungsi mempercepat aliran fluida kerja dan sudu gerak berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Turbin aksial terdiri dari turbin reteau ( turbin dengan tekanan bertingkat), turbin curtis ( turbin dengan kecepatan bertingkat), turbin reaksi ( turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak hanya pada laluan sudu diam, tetapi juga pada laluan sudu gerak sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat terdistribusi secara merata)

48 Gambar 4.1. Grafik Efisiensi Turbin - Velocity Ratio ( a ) (Sumber: Energy Conversion System Sorensen) Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial, jenis turbin aksial reaksi karena: Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar. Effisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar. Pada tipe reaksi, effisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah perbandingan (U/V) 0,8 s/d 0,9 Untuk perencanaan turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan dan ditetapkan, sebagai berikut : Koeffisien aliran sudu (ψ ) 3 [lit 7 hal 111] Kecepatan tangensial rata-rata (Um) ( )m/s Kecepatan aliran gas (Ca) 150 m/s [lit 7, hal 671] Derajat reaksi tingkat (RR) 0,5 [lit 1 hal 546] 4.2. Perrhitungan Jumlah Tingkat Turbin 1. Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (ATos )

49 Penurunan temperatur tiap tingkat turbin ini masih merupakan nilai yang diperoleh dari penentuan harga Um. setelah itu akan disubstitusikan kembali untuk mendapatkan nilai yang sebenarnya. ψ 2c To pg U 2 m s 3 2x1,148x To x10 ( 375) 2 s 3 To s 183,743 K 2. Total penurunan temperatur gas ( To ) Total penurunan temperatur ini merupakan selisih dari temperatur masuk dan keluar turbin. ATo T 3 T K 705,14 K 542,6 K 3. Jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan (n) Dari perhitungan penurunan temperatur tiap tingkat dan total penurunan temperatur gas di atas, akan diperoleh jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan. To n To s 542,6 K 183,743 K 2,99 3 tingkat Hasil ini disubstitusikan kembali untuk mendapatkan harga Tos dan Um yang sebenarnya. 542, 6 3 Tos To 180,95 K

50 Maka, 2c pg To 3 2 U m 2.1, , U m 2 U m 372,14 m/s s 4.3. Kondisi Gas Dan Dimensi Sudu Tiap Tingkat. Untuk merancang sudu turbin dibutuhkan kondisi gas baik dalam keadaan statis maupun stagnasi pada setiap tingkat. Baik pada saat gas masuk sudu diam. keluar sudu diam dan masuk sudu gerak, serta keluar sudu gerak dan masuk sudu d g 2 3 Gambar 4.2 Penampang annulus turbin aksial

51 Dalam rancangan ini akan dibahas analisis data kondisi gas meliputi perhitungan temperature dan tekanan juga massa jenis aliran untuk setiap tingkat turbin A. TINGKAT SATU 1. Gas masuk sudu diam Dari gambar 4.2 di atas yaitu pada titik 1. o Kondisi pada keadaan stagnasi T K P 01 11,8 bar o Kondisi pada keadaan statik 2 C T 1 T 01-2Cp g , ,2003 K P1 Po1 T1 To 1 γ 1 γ ( Cohen et al, 1987) 1238, , ,43 bar 1,33 1 1, P1 ρ 1 Rg. T P 1 0, ,2 3,216 kg/m 3

52 2. Gas keluar sudu diam dan masuk sudu gerak Pada gambar 4.2 yaitu pada titik 2. o Kondisi pada keadaan stagnasi Po 2 Po 1 γ 1 γ Tos. R R 1 η. ( Cohen et al, 1987) st To1 dimana : η st Efisiensi statik (direncanakan 0,9) R R Derajat reaksi (0,5) Sehingga : 1,33 1 Po 2 183,743.0,5 1, ,8 0, Po2 1,39.11,8 Po2 16,402 bar To2 To1 - Tos. R R (183,743.0,5) 1256,1285 K o Kondisi pada keadaan statik T 2 To2-2 C 2Cp g , , ,32 K

53 P2 T2 Po2 To 2 γ 1 γ P2 16, , ,1285 1,33 1 1,33 P2 16,011 bar 100. P ρ 2 R. T g ,011 0, ,32 4,476 kg/m 3 3. Gas keluar sudu gerak dan masuk sudu diam Pada gambar 4.2 yaitu pada titik 3. Kondisi pada keadaan stagnasi Po 3 Po 2 γ 1 γ Tos. R R 1 η. (arismunandar,2002) st To2 Po 3 16, ,743.0,5 1 0, ,33 1 1,33 Po3 1,39.16,402 Po3 22,798 bar To3 To2 - Tos.RR 1256, ,743.0,5 1164,2577 K

54 o Kondisi pada keadaan statik T3 To3-2 C 2Cp g , , ,24 K P3 T3 Po3 To 3 γ 1 γ 22, , ,2577 1,33 1 1,33 22,276 bar 100. P3 ρ 3 R. T g ,276 0, ,24 7,341 kg/m 3 Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang lama dan hasilnya dapat dilihat pada Tabel berikut. Tabel 4.1. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin TINGKAT Po1 (bar) , To1 (K) ,0923 T1 (K) 1238, , P1 (bar) 11,43 5,619 2,415 ρ 1 (kg/m3) 3,216 1,8518 0,960

55 Po2 (bar) 16,402 3,914 1,853 To2 (K ) 1256, , ,615 T2 (K) 1246,32 966, ,816 P2 (bar) 16,011 3,758 1,666 ρ 2 (kg/m3) 4,476 1,354 0,738 P03 (bar) 22,798 2,526 1,07508 T03 (K) 1164, , ,138 T3 (K) 1057,24 876, P3 (bar) 22, , ρ 3 (kg/m 3 ) 7,341 0, Ukuran-ukuran (jari-jari sudu) sesuai gambar 4.2. dapat dihitung untuk setiap jumlah aliran massa gas masing-masing baris. Menurut lit.[2] Hal.294, pendinginan sudu menggunakan 1.5 % - 2 % udara kompresi pada tiap tingkat sudu sehingga tiga tingkat turbin didinginkan dengan ( )% udara kompresi Maka laju aliran massa pendingin (m p ) adalah : m p (4.5-6 )%.ma (4.5-6)%x 714,419 kg/s 35,76 kg/s 36 kg/s untuk setiap baris sudu didinginkan oleh : 36 m n 6 6 kg/s udara Dimana udara pendingin ini ikut berekspansi pada tingkat berikutnya. Kecepatan keliling rata-rata sudu (Um) adalah :

56 Um 2 π.rm. n (Cohen et al 1987) dimana: Um Kecepatan keliling rata-rata sudu (m/s) r n Jari- jari rata-rata sudu (m) putaran poros turbin Maka : r m 60. U m 2π. n ,14 2.3, ,184 m 1. Kondisi masuk pada sudu diam (Kondisi -1) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 1 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut. A 1 m g1 ρ C 1 a dimana : m g1 Laju aliran massa gas masuk sudu diam maka : (m a + m f )-(m p + m n 1 ) (714,419+10,7634) - (36+6 ) 695,182 kg/s 695,182 A 1 3, ,44 m 2 h 1 A. 1 n.60 U m (Cohen et al 1987) dimana : h 1 Tinggi blade (m)

57 A 1 Luas anulus (m2) ) Maka : 1, h 1 372, ,193 m h1 r r 1 r m - 2 1,184-0, ,7275 m h1 r t 1 r m + 2 0, 913 1, ,64 m 2. Kondisi keluar sudu diam, masuk sudu gerak (Kondisi 2) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 2 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut. A 2 m g 2 ρ C 2 a (Cohen et al 1987) dimana : m g 2 Laju aliran massa gas masuk sudu gerak maka : m g 2 g1 m + m n2 695,182 +6

58 701,18 kg/s maka 701,18 A 2 4, ,044 m 2 h 2 h 2 A. 2 n.60 U m 1, , ,14 m h2 r r 2 r m - 2 1,184-1,114 m 0,14 2 h2 r t 2 r m + 2 1, ,254 m 0, Kondisi keluar sudu gerak, masuk sudu diam (Kondisi -3) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 3 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

59 A 3 m g3 ρ C 3 a (Cohen et al 1987) m g3 g 2 m + m n3 701, ,18 kg/s Maka : 707,18 A3 7, ,642 m 2 h 3 h 3 A3. n.60 U m 0, , ,086 m h3 r r 3 r m - 2 1,184-1,141 m 0,086 2 h3 r t 3 r m + 2 1, ,227 m 0, Tinggi rata-rata sudu diam (hn)

60 Tinggi rata-rata sudu diam adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada kondisi 1 dan 2. h N 1/2 (h 1 +h 2 ) (Cohen et al 1987) ½ (0, ,14) 0,1665 m 5. Tinggi rata-rata sudu gerak (hr) Tinggi rata-rata sudu gerak adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada kondisi 2 dan 3. h R ½ (h 2 +h 3 ) (Cohen et al 1987) ½ (0,14 +0,086 ) 0,113 m 6. Tebal (lebar) sudu gerak (w) Tebal sudu gerak pada tingkat 1 adalah : w R h R (Arismunandar, 2002) 3 0, ,037 m 7. Lebar celah aksial (c) Lebar celah aksial merupakan celah yang dirancang antara sudu gerak dengan penutup agar sudu dapat berputar bebas. c 0,25. w R 0.25 x 0,037 0,00925 m Dengan cara yang sama dapat dihitung dimensi sudu untuk tingkat berikutnya dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.2. berikut. Tabel 4.2. Dimensi sudu turbin

61 TINGKAT m g 1 (kg/s) 695, ,326 A 1 (m 2 ) 1,44 2,2656 4,439 h 1 (m) 0,193 0,304 0,596 r r 1 (m) 0,7275 1,336 1,482 r t 1 (m) 1,64 1, ,482 m g 2 (kg/s) 701,18 624, ,326 A2 (m 2 ) 1, ,123 h 2 (m) 0,14 0, r r 2 (m) 1, r t 2 (m) 1, ,393 m g3 (kg/s) 707, A 3 (m2) 0, h 3 (m) 0,086 0, r r 3 (m) 1,141 1, r r 3 (m) 1,227 1, h N (m) 0, h R (m) 0, ,5075 W R (m) 0, ,1691 C (m) 0, ,022 0,042

62 Dari perhitungan diatas, dapat digambarakan ukuran turbin yang dirancang, dengan skala 1:30 yaitu Gambar 4.3 Dimensi sudu tingkat 1 Gambar 4.4 Dimensi sudu tingkat 2

63 Gambar 4.5 Dimensi sudu tingkat Diagram Kecepatan Dan Sudut Gas Tiap Tingkat Turbin Untuk dapat menggambarkan kecepatan gas dengan menggunakan diagram segitiga kecepatan perlu untuk menghitung sudut-sudut saat gas melalui sudusudu. A. TINGKAT SATU Gambar 4.6 Diagram kecepatan pada sudu turbin. Dari gambar 4.4 dimana sudut gas tingkat-1, yaitu pada dasar. tengah dan puncak sudu dapat dihitung :.1. Sudut Gas pada Tengah Sudu

64 Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain : Sudut masuk relatif gas ( β ) Dimana : maka : 2m ψ 4. φ. tg. β (Cohen et al 1987) φ φ ψ m Ca U m ,14 0,403 m 4. φ. tg. β ,403.tg β 2 tg β 0, m β 2m 31,8º 2 m + Sudut keluar relatif gas ( β ) 3m ψ 4. φ. tg. β 3 2 (Cohen et al 1987) m 3 4.0,403.tg β 2 3m tg β 3, m β 3m 72,13º Menurut [lit 2, hal 249], sudut masuk absolut gas pada sudu diam dan sudut keluar gas pada sudu gerak adalah sama dengan sudut relatif gas ( β 2m α1 m α 3m ) yaitu 31,8.Sudut keluar relatif gas pada sudu diam sama dengan sudut keluar relatif gas pada sudu gerak ( α )yaitu Kecepatan absolut gas masuk sudu gerak ( C 2 m ) 2m β 3m

65 C 2 m C a cosα 2 m (Cohen et al 1987) 150 cos 72,13 488,84 m/s Kecepatan absolut gas masuk sudu diam Ca C 1m (Cohen et al 1987) cosα C 1 m cos 31,8 176,492 m/s Kecepatan relatif gas masuk sudu gerak (V 2 m ) V 2m C a (Cohen et al 1987) cos β 2m 150 cos 29,5 172,34 m/s Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C 3 m,) Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak sama dengan kecepatan relatif gas masuk sudu gerak maka C 3 m, C 1 m, m/s Kecepatan relative gas keluar sudu gerak (V 3 m ) V 3 m C a cos β 3 m 150 cos 72,13 488,84 m/s

66 2. Sudut Gas pada Dasar Sudu Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain : o Sudut keluar absolut gas dari sudu diam ( α 2r ) r tgα 2 m 2r tgα m r r 2 1,184 tg 70,56 1,114 3,5827 α 2r 74,404º o Sudut keluar absolut gas dari sudu gerak ( α ) 3r r tgα 3r m tgα 3 m r r 1,184 tg 29,5 1,141 0,711 α 3r 35, 42 o Kecepatan rotasi sudu ( Ur ) U r U m r r m r 2 1, ,14 1, ,596 m/s

67 o Sudut keluar relative gas pada sudu diam ( β ) β α 3r 35,5º 2r o Sudut keluar relatif gas pada sudu gerak ( β ) β 3r 2r α 73,45º o Kecepatan absolut gas masuk sudu gerak (C 2 r ) 3r 2r C 2r C a cosα 2r 150 cos 74, ,926 m/s o Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C 3 r ) C 3r C a cosα 3r 150 cos 35,42 184,065 m/s o Kecepatan whirl gas masuk sudu gerak (C C w2 r Ca.tgα 2r 150.tg 74,404º 537,384 m/s w2 r ) o Kecepatan relatif gas masuk sudu &, gerak(v 2 r ) C a V 2 r cos β 2 r

68 150 cos 74, ,926 m/s o Kecepatan whirl gas keluar sudu gerak (C w3 r ) C w3 r C a.tgα 3r 150 x tg35.42º m/s Diagram kecepatan dan sudut gas pada puncak sudu serta perhitungan untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama seperti diatas dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.3 berikut : Tabel 4.3. Diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat TINGKAT I Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu U 41 1, ,14 339,58 α 1 35,42 31,8 29,50 α 2 74,40 72,13 70,92 α 3 35,42 31,8 29,50 β 2 35,42 31,8 29,50 β 3 74,40 72,13 70,92 C w 2 C w 3 C 2 537,38 106,67 465,174 93, ,76 433,66 94,86 458,87

69 C 3 557, , ,34 V 2 184, , ,34 V 3 184, ,76 458,87 557,926 TINGKAT 2 Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu

70 U 452,37 372,14 316,30 α 1 37,0 31,8 27,78 α 2 75,14 72,13 69,227 α 3 37,0 31,8 27,78 β 2 37,0 31,8 27,78 β 3 75,14 72,13 69,227 C w 2 565,32 465, ,43 C w 3 113,03 93,032 79,01 C 2 584,89 488,76 422,93 C 3 187,92 176, ,54 V 2 187,82 176, ,54 V 3 584,89 488,76 422,932 TINGKAT 3 Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu

71 U 551,11 372,14 280,91 α 1 42,55 31,8 25,08 α 2 77,17 72,13 66,187 α 3 42,55 31,8 25,08 β 2 42,55 31,8 25,08 β 3 77,17 72,13 66,87 C w 2 658,63 465, ,16 C w 3 137,69 93,032 70,20 C 2 675,49 488,76 381,85 C 3 203,61 176, ,61 V 2 203,61 176, ,61 V 3 675,49 488,76 381, Jumlah Sudu Tiap Tingkat Turbin. Untuk menentukan jumlah sudu gerak dan sudu diam tiap tingkat turbin, maka dapat dilakukan perhitungan pada tengah-tengah sudu dengan mempergunakan tinggi rata-rata sudu. Perbandingan tinggi sudu dengan chord sudu (aspek ratio. h/c) menurut [ lit 2. hal 271] dapat direncanakan antara 3 dan 4. Jumlah sudu gerak, Tingkat-1 dapat ditentukan sebagai berikut : Panjang chord sudu (c) hg c 3

72 0, ,0885 m Perbandingan pitch sudu dengan chord sudu (s/c) untuk harga β 2m 31,8" dan β 3m 72,13º didapat harga (s/c) [ Dari gambar 4.61] maka : Panjang pitch sudu (s) s S c c 0,0885 x 0,6327 0,05592 ms Jumlah sudu (z) r Z 2 π m s 2.3,14. 1,158 0, ,85 buah Menurut [lit 2. hal 271] digunakan komponen bilangan prima untuk sudu gerak dan komponen bilangan genap untuk sudu diam. Maka direncanakan : jumlah sudu gerak tingkat satu adalah 133 buah, sehingga pitch sudu (s) menjadi 0,05593 ; chord sudu (c) adalah 0,0884 dan tinggi sudu gerak (hr) 0,2652 dengan aspect ratio (h/c) adalah 3 Untuk tingkat selanjutnya baik sudu diam maupun sudu gerak dapat dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.4 dan tabel 4.5. berikut.

73 Tabel 4.4. Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin TINGKAT h R (m) 0,2655 0,5075 0,955 c (m) ,1691 0,3183 s/c 0,6327 0,6327 0,6327 s (m) 0,5592 0,1069 0,2013 z (buah) 132,66 69,59 36,94 z (buah) s (m) 0,5593 0,1047 0,2010 c (m) 0,0884 0,1656 0,3177 h R (m) 0,2652 0,4968 0,9533 (h/c) Tabel 4.5. Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin TINGKAT h R (m) ,3615 0,6825 c (m) 0,0665 0,1205 0,2275 s/c 0,6327 0,6327 0,6327 s (m) 0,0420 0,0762 0,1439 z (buah) 176,81 95,57 51,68 z (buah) s (m) 0,0417 0,0774 0,1430 c (m) 0,0660 0,1224 0,2261 hr (m) 0,1981 0,3674 0,6783 (h/c) 3 3 3

74 4.6. Sudut-Sudut Sudu Tiap tingkat Turbin Profil sudu direncanakan dari tipe NACA seri C-7. Sudut-sudut sudu tingkat satu pada dasar sudu dapat dihitung sebagai berikut. Dari perhitungan sebelumnya diperoleh : Sudut relatif masuk gas ( β 2r ) β 2r 35,42 º Sudut relatif keluar gas, β 3r 74,40 º Menurut [lit 2 hal 268] untuk sudu tipe reaksi, maka sudut jatuh gas (i)berada pada interval -15º dan 15º dan harga yang disarankan untuk dasar sudu adalah -5 dan untuk tengah sudu 5º serta untuk puncak sudu adalah 10º. Sudut masuk sudu β 2r 2r β + i 35,3º + (-5º) 30,3º Sudut keluar sudu ( β 3r ) Sudut keluar sudu dapat diperoleh dengan bantuan gambar 4.5, dimana untuk setiap harga sudut relatif keluar gas, maka dapat ditentukan besar sudut keluar sudu. Untuk sudut keluar relatif gas, β 3r 74,40º diperoleh 3r β 74,347º

75 Gambar 4.7 Grafik hubungan antara sudut masuk gas sudut keluar gas Sudut chamber sudu ( θ r ) (Sumber: Gas Turbine Theory, Cohen. H) θ r β 2r + β 3r 30,42º + 74,347º 104,767 º Sudut relatif rata-rata sudu ( β mr ) tg β mr 0,5 (tg β 3r -tg β 2r ) 0,5 (tg 74,40 tg 35,42) 1,4352 β mr 55,1325º Sudut pemasangan sudu (ζ r ) θ r ζ r β 2r ,67 30, ,395º Panjang chord sudu arah aksial (c xr ) c xr c.cos ζ r

76 0,0884. cos( 21,395º ) m Gambar 4.8 Geometri sudu turbin Dengan cara yang sama. maka harga sudut-sudut sudu untuk tiap tingkat lainnya dapat dihitung dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.6 dan tabel 4.7 Berta tabel 4.8. berikut. Tabel 4.6. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Dasar Sudu TINGKAT i r β 2r 30,42 32,0 37,55 β 3r 73,347 75,32 76,82 β mr 55, ,44 60,06 θ r 104,76 107,32 114,37 ζ r -21,39-21,66-19,635 c xr 0,0823 0,1539 0,2992

77 Tabel 4.7. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Tengah Sudu TINGKAT i r β 2r 36,5 36,5 36,5 β 3r 72,43 72,43 72,43 β mr 51,13 51,13 51,13 θ r 108,93 108,93 108,93 ζ r -17,965-17,965-17,965 c xr 0,0840 0,1575 0,3022 Tabel 4.8. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Puncak Sudu TINGKAT i r β 2r 39,52 37,78 35,08 8 β 3r 72, β mr 49,30 46,52 43,12 θ r ,22 ζ r ,53 c xr 0, ,304569

78 4.7. Berat Sudu Gerak Tiap Tingkat Turbin Dengan bantuan profil sudu ( NACA seric 7 ), maka tebal rata-rata sudu dapat dihitung dengan mempergunakan panjang chord pada tengah sudu. Bahan sudu direncanakan dari Titanium Alloy (ASTM B T) dengan kerapatan 4650 kg/m; Gambar 4.9 Profil sudu turbin NACA seri C 7 Dengan merujuk pada gambar 4.6, diasumsikan ketebalan sudu rata-rata (t m ) Y m dan besar harga Y m dapat dilihat pada tabel 4.9 berikut ini Tabel 4.9. Dimensi dari sudu gerak turbin Y/C C (m) Y (m) 0 1,5 2 2,72 3,18 3,54 4,05 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0, ,1326 0,l768 0, , , ,35802

79 4,43 4,86 5 4,86 4,42 3,73 3 2,78 1,65 1,09 0 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0,884 0, , ,442 0, , , , , , Berat sudu gerak tingkat satu turbin dapat dihitung sebagai berikut Volume sudu (V) V h R. C. Y m 0, , , ,072 x 10-3 m 3 Berat sudu (WR) WR V. ρ.z.g 6, , ,9489 N Berat sudu gerak turbin untuk tingkat selanjutnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.10 dibawah ini

80 Tabel Berat sudu gerak tiap tingkat turbin. Tingkat Ym (m) 0, , , V (m 3 ) 6,072 x ,9918 x , WR (N) , ,8231 Total berat sudu gerak turbin (WR)adalah : (WR) total Σ ( W ) R tingkatke n , , , ,662N kn

81 BAB V PERHITUNGAN UKURAN-UKURAN UTAMA 5.1 Perencanaan Poros Turbin Pada perencanaan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran turbin. Beban yang akan dialami oleh poros adalah: a. Beban Puntir b. Beban Lentur Menurut [lit 14 hal 8] untuk poros putaran sedang dengan beban yang berat digunakan baja paduan dengan pengerasan kulit. Untuk itu dipilih bahan poros adalah baja khrom nikel molibden JIS G 4103 dengan kode SNCM 25 dengan komposisi sebagai berikut: C (0, )% Ni (4,00 4,50)% Si (0, ) % Cr (0,70 1,00)% Mn (0,30 0,60)% Fe (93,37 94,73)% Langkah-langkah perencanaan diameter poros turbin adalah sebagai berikut: Perhitungan Poros Daya yang ditransmisikan (Pd) Pd Fc. Pt... (Lit.14 hal.7) Dimana: Pt Daya turbin (432,207 MW) Fc Faktor koreksi (1,1 1.2) 1,2 (diambil ) maka: Pd 1,2 x 432,207 MW 518,648 MW

82 Momen torsi yang ditransmisikan (T) T 9, Pd n. (lit.14 hal.7) T 9, , T 168, kg.mm Tegangan geser yang diizinkan ( τ a ) τ a σ b Sf.Sf 1 2 Dimana : σ b Kekuatan tarik beban 110 kg/mm2 Sf 1 Faktor keamanan untuk batas kelelahan puntir Untuk bahan S-C, Sf [Lit.9 Hal.8] S f 2 Faktor keamanan untuk pengaruh konsentrasi tegangan, seperti adanya alur pasak pada poros dan kekasaran permukaan. 1,3 3,0 [diambil 1,5] Maka: τ a ,5 12,22 kg/mm 2 Diameter poros dihitung dari persamaan : d p 5,1. K t. C b. T. τ a 1/ 3 Dimana : Kt Faktor koreksi terhadap momen puntir. Besarnya 1,0 1,5 jika beban dikenakan kejutan dan tumbukan. Kt 1,2 (diambil)

83 Cb Faktor koreksi terhadap beban lentur, harganya antara 1,3 2,3 diambil 1,5 Maka: T d p Momen torsi rencana 5,1 6.1,2.1,5.168, ,2 471,977 mm 1/ 3 Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros yang direncanakan adalah d. 500 mm. [Lit. 14 Hal.9] Pemeriksaan kekuatan poros Ukuran poros yang diperoleh harus diuji kekuatannya. Pengujian dilakukan dengan memeriksa tegangan geser (akibat momen puntir yang bekerja pada poros). Apabila tegangan geser ini melampaui tegangan geser izin yang dapat ditahan oleh bahan, maka poros akan mengalami kegagalan. Untuk analisa keamanannya dapat dilakukan perhitungan berikut ini. Tegangan geser yang timbul pada poros selama beroperasi ( τ s ) 5,1. T τ s ( ) 3 d s τ s 5,1.168, ( 500) 3 6 τ s 6,87 kg /mm 2 Dari perhitungan diatas dapat dilihat bahwa tegangan geser yang timbul pada poros selama beropersi ( τ s ) 6,87 kg/mm 2 jauh lebih kecil dari tegangan geser izin poros (τ a ) 12,22 kg/mm 2. Dengan demikian dapat disimpulkan bahwa poros aman untuk digunakan.

84 5.2 Gaya-Gaya Pada Sudu Tiap Tingkat Turbin Adapun gaya-gaya yang dialami oleh sudu turbin adalah terdiri dari gaya tangensial dan gaya aksial. Untuk perencanaan ini gaya-gaya tersebut dihitung pada tengah-tengah sudu pada tinggi rata-rata sudu. Gambar 5.1 berikut adalah gaya-gaya yang terjadi pada sudu Gambar 5.1 Gaya-gaya pada sudu turbin Gaya-gaya yang timbul pada sudu-sudu tingkat 1 sesuai gambar 5.1 diatas dapat dihitung sebagai berikut: Gaya tangensial sudu Ft (P 2 P 3 ). C xr hr. Z.(Lit.2 Hal. 281) Dimana: P 2 Tekanan masuk sudu gerak (N/m 2 ) P 3 Tekanan keluar sudu gerak (N/m 2 )

85 h R Tinggi rata-rata sudu gerak (m) Z Jumlah sudu tiap tingkat turbin (buah) Maka: Ft (16,011-15,87) , , , N Gaya aksial sudu (Fa) Fa (P2 P3). 2π. rm hr Fa (16,011-15,87) ,14. 1,184. 0,113 Fa 0, N Untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 5.1. berikut : Tabel 5.1 Gaya-gaya pada sudu gerak turbin Tingkat P 2 (10 5 N/m 2 ) P 3 (105 /m 2 ) C xr (m) 16,011 15,87 0,0823 3,758 2, ,666 1, ,2992 h 2 R (m) 0,113 0,4968 0,9533 Z (buah) r m (m) 1,184 1,184 1,184 Ft (10. 5 kn) 0,174 7,2904 6,858 Fa(10. 5 kn) 0, ,607

86 5.3 Tegangan yang timbul pada sudu turbin Akibat adanya gaya sentrifugal dan tekanan gas yang terjadi pada sudusudu turbin menimbulkan terjadinya tegangan pada sudu-sudu tersebut. Tegangan -tegangan yang timbul tersebut yaitu: a. Tegangan tarik sentrifugal b. Tegangan lentur Gambar 5.2 Tegangan yang terjadi pada sudu turbin Gambar 5.3 Momen lentur pada sudu

87 Tegangan bending gas (σ gb) akan menjadi tegangan tarik pada ujung trailing dan leading dan tegangan tekan pada belakang sudu, bahkan dengan sudut puntir yang bertaper untuk harga maksimum terjadi pada keduanya (leading dan trailing). Karena Mω merupakan bending yang lebih besar maka sumbu principal tidak berdeviasi dengan lebar dari arch aksial (sudut φ kecil). Maka perkiraan yang berguna diberikan pada persamaan berikut : ( σ gb ) maks m( Cω 2m Cω3m ) hr (Lit.2 Hal.273) 3 z' 2 ZC dimana: z Jumlah sudu Z Fungsi dari sudut chamber sudu dan thickness/chord ratio (t/c) Z I /B (10 t/c) n (diperoleh dari gambar 5.3) Cω 2 Cw3 Kecepatan tangensial (dihitung pada diameter rata-rata) Tegangan tarik dan tegangan lentur yang besarnya konstan dikenal sebagai tegangan statis (tegangan yang timbul akibat gaya sentrifugal) dan tegangan dinamis (tegangan akibat tekanan gas). Sudu-sudu didesain berdasarkan pengaruh total tegangan statis dan dinamis karena sudu ini dibebani oleh keduanya secara serentak Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal ( σ ct ) Penampang yang paling berbahaya pada sudu dengan penampang yang konstan adalah penampang pada bagian root (dasar) sudu. Karena beban sentrifugal merupakan beban utama yang diterima secara kontinu oleh sudu, terutama pada dasar sudu yang menerima beban paling besar. Harga tegangan tarik sentrifugal maksimum yang muncul pada root dapat clihitung dengan menggunakan persamaan berikut: dimana : ( σ ct ) maks 2 ρb.ω a r t r ardr... (Lit 2. Hal 272)

88 ρ b ω a a r Kerapatan bahan sudu Kecepatan sudu Luas penampang sudu jari-jari root Dengan mengasumsikan bahwa luas penampang sudu sama dari tiap (puncak) sampai root (dasar) sudu, dari [lit.2 Hal.272] diperoleh : ( σ ct ) maks 2 2 π.n. ρ b.a Sudu rotor biasanya dipertajam dengan membentuk radius pada chord dan tebal dari root sampai ke tiap sedemikian, at/a, antara 1/4-1/3. Untuk perhitungan desain awal (sisi yang aman) diasumsikan bahwa penajam sudu (taper) mereduksi tegangan menjadi 2/3 dari harga sudu yang tidak ditaper, sehingga rumus diatas menjadi: dimana: ( σ ct ) maks 4/3. π. N 2. pb. A A ½ (A 2 + A 3 ) ½ (1,044+ 0,642) 0,843 m 2 Dengan N 3000 rpm 50 rps, maka : ( σ ct ) maks 4/3.3, , Pa 41,02881 MPa Tegangan lentur akibat tekanan gas ( σ gb ) Gaya yang muncul dan perubahan momentum sudut dari gas dalam arah tangensial menghasilkan torka yang berguna. yang juga menghasilkan momen bending gas pada sekitar arch aksial Mω

89 Karena adanya kemungkinan akan terjadi perubahan momentum dalam arah. aksial (Ca3 Ca2), maka kemungkinan akan terjadi momen bending gas dalam arah tangensial. Tegangan maksimum dapat dihitung dengan metode yang sesuai dengan bagian yang tidak simetris. Gambar 5.4 Grafik hubungan z dan sudut chamber sudu. (Sumber : Gas Turbine Theory. Cohen H) Menurut [lit 2] profil sudu C7 mempunyai harga t/c sebesar 10%. Dari gambar 5.4 untuk sudut chamber sudu (U,,) diperoleh harga-harga sebagai berikut : n 1,156 B 412,5 Z 1/412,5 (10. 0,1) sehingga: ( σ gb ) maks 1, ,326 (537,38-106,67 ) , 738 0, , Mpa 0, ( 2, ).(0,00925 )

90 Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel berikut : Tabel 5.2. Tegangan yang timbul pada sudu gerak Tingkat m (kg/s) 695, , ,326 z (buah ) φ r (º) 104,76 107,32 114,37 Z 2, , , c (m) 0,0884 0,1656 0,3177 hr (m) 0,1995 0,4968 0,9533 A (m 2 ) 0,843 3,781 7,117 ( σ ct ) maks (Mpa) 41, , ,572 ( σ gb ) maks ( Mpa) 73, , , Pemeriksaan kekuatan sudu Tegangan-tegangan utama yang timbul pada sudu gerak tingkat 1 turbin adalah sebagai berikut : σ x + σ y σ x σ y σ 1.2 ± + τ xy Dengan mengabaikan tegangan geser ( τ 0 ) maka : xy σ , ,02881 ± 2 73, , Maka : σ 1 73,165 Mpa

91 σ 2 40,028 Mpa Sehingga tekanan ekivalen yang terjadi ( σ ) ek σ ek σ ek σ 2 ( σ σ 2 ) + σ (73,165 40,028) + 73, ,028 2 σ ek 59,11 Mpa Bahan sudu gerak turbin direncanakan dari Titanium alloy ( ASTM B265-58T) dengan sifat-sifat menurut [lit.2 Hal ] sebagai berikut : Kekuatan tarik ( σ ) :1182,27 Mpa gb Kekuatan mulur ( S y ) : 1118,62 Mpa Kerapatan ( ρ ) : 4650 kg/m 3 Komposisi : V 16%; Al2,5%;Ti 82,5% Temperatur lebur : 1610ºC Syarat perencanaan : σ ek Sy Sf Dimana : Sy 1118,62 Mpa Sf factor keamanan (direncanakan 2 ) Maka : σ ek σ ek 1118, ,31 Mpa

92 Sy Karena terbukti harga σ ek, maka konstruksi aman untuk digunakan. Sf Untuk pemeriksaan kekuatan sudu tingkat selanjutnya dengan cara yang sama dilakukan hasilnya dapat dilihat pada tabel 5.3 berikut ini : Tabel 5.3 Tegangan pada sudu gerak Tingkat σ 1 (Mpa) 73,165 72, ,14 σ 2 (Mpa) 40,028 37,499 32,509 σ 3 (Mpa) 59,11 56,717 76,294 Dari tabel dan data-data perhitungan diatas dapat dilihat bahwa bahan sudu cukup aman untuk digunakan dalam perencanaan ini 5.5 Perencanaan Cakram Turbin Bentuk cakram turbin dan ukuran-ukurannya secara umum direncanakan seperti gambar 5.6 berikut ini. Bahan cakram turbin yang direncanakan dari Titanium Alloy (ASTM B265-58T) Gambar 5.5 Bentuk Konstruksi Cakram Turbin Dari gambar 5.6 diatas dapat diperoleh :

93 D d diameter disk (cakram ) tinggi rata-rata jari-jari root pada sudu gerak ½ (r r 2 + r r 3 ) + D h D h Diameter lubang 500 mm T tebal rata-rata cakram ( diambil dari tebal sudu gerak arah aksial (W) + tebal celah antara sudu (c) ) Maka : D d 1 ½ (1, ,032)+0,50 1,55125 m D h mm 0,50 m t Wr + C 0,0884+0,0221 0,1105 m Berat cakram turbin sesuai dengan gambar 5.6 dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut : W ek ¼ π (Dd 2 -Dh 2 ) t. ρ.g..(lit 13 Hal 312) Dimana : Dd diameter terbesar bagian cakram Dh diameter terkecil bagian cakram ρ kerapatan bahan cakram Maka : W ek 1 ¼ π ( 1, ,50 2 ).0, , ,824 N Dengan cara yang sama, dimensi disk untuk tingkat selanjutnya diperoleh pada table 5.4 berikut ini. Tabel 5.4 Dimensi disk untuk tiap tingkat turbin Tingkat 1 2 3

94 t (m) 0,1105 0,2111 0,3981 Dd (m) 1, ,43 1,20625 Dh (m) 0,5 0,5 0,5 W ek (N) 8536, , ,107 Total berat keseluruhan cakram adalah : (W ek ) tot W ek1 + Wek 2 + Wek3 8536, , , ,87 N 5.6 Perencanaan Pasak Untuk memindahkan daya dan putaran dari rotor dipakai pasak benam. Selain itu pasak juga berpungsi untuk mengunci/ mengikat poros dengan rotor turbin. Ukuran diameter pasak disesuaikan dengan diameter poros yang telah direncanakan. Gambar 5.6 Ukuran dan bentuk Pasak Dari hubungan diameter poros dengan ukuran pasak bujur sangkar, maka diperoleh ukuran pasak sebagai berikut :

95 d p W mm H W 125 mm d p t ,5 mm 8 Momen torsi yang bekerja pada poros akan menimbulkan gaya tangensial (Ft) pada permukaan sekeliling poros. Gaya tangensial ini menimbulkan tegangan geser dan tegangan permukaan pada pasak. Besar gaya tangensial adalah : Ft 2.T d p Dimana : T momen torsi pada poros 154, kgmm Dp diameter poros 500 mm Maka : Ft , ,2 kg (satuan kilogram gaya) Gambar 5.7 Gaya tangensial pada pasak

96 Bahan pasak direncanakan sama dengan bahan poros yaitu baja chrom nikel JIS G 4103 dengan kode SNCM 25 dengan kekuatan tarik σ B 110 kg/mm 2 atau 1078,726 Mpa dan kekuatan mulur S y 90 kg/mm 2 882,594 Mpa. Kekuatan geser bahan (S sy ) S sy 0,577 S y S sy 0,577 (90) 51,93 kg/mm 2 Tegangan geser yang terjadi pada pasak ( τ g ) Ft τ g Ag Dimana, Ag luas bidang geser W. L Syarat perencanaan : S S sy f τ g Dimana S f factor keamanan ( direncanakan 2) Maka : 51, , L L 187,217 mm direncanakan sebesar 180 mm Maka panjang pasak yang akan direncanakan sebesar180 mm Gaya tangensial yang terjadi disekeliling poros juga akan menyebabkan terjadinya tegangan permukaan ( σ ) pada pasak. Besarnya tegangan permukaan dapat dihitung dengan persamaan berikut : Ft σ p As p Dimana : As luas permukaan samping pasak t. L

97 618083,2 Maka : σ p 62, ,94 kg/mm 2 Karena ( σ < σ ), maka pasak aman untuk digunakan. p B 5.7. Perencanaan Bantalan Didalam perencanaan ini bantalan yang digunakan adalah jenis bantalan luncur ( gambar 5.8 ) karena mampu untuk menumpu poros putaran tinggi dengan beban besar, konstruksinya yang sederhana serta mudah dalam pemasangan dan pemeliharaannya. Angka karakteristik bantalan atau angka ditetapakan oleh persamaan berikut : S r µ. N c P Dimana : S angka karakteristik bantalan r radius jurnal (radius poros) c ruang bebas arah radial µ viskositas pelumas P beban perluas bantalan N putaran jurnal

98 Gambar 5.8 Bantalan luncur (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E ) Pada perencanaan ini dipilih bahan bantalan dari leadede bronze dengan perbandingan (r/c) (diambil 500 ) harga S (500 2 ).( ) 3,75 µ. N P , maka : Perbandingan panjang bantalan berdiameter (L/d) direncanakan L/d1. dari perhitungan diperoleh harga diameter poros d p 500 mm yang juga merupakan jurnal (d) pada bantalan. Ketebalan lapisan minimum (h 0 ) Dari gambar 5.10 untuk harga L/d 1 dan S 3,75 maka diperoleh harga variable ketebalan minimum ( h 0 / c ) adalah 0,96 dan perbandingan eksentrisitas, ε e/c 0,14. dari r/c 500 0,5d p c 500 0, ,5 mm maka : h 0 /c 0,96 h 0 / c 0,96 h 0 0,96.0,50 0,48 mm e 0,14.0,53 0,07

99 Gambar 5.9 Grafik ketebalan lapisan minimum dan perbandingan eksentrisitas Jari-jari Bantalan (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E ) rb r + e + ho rb ,07 + 0,48 250,55 mm Posisi ketebalan lapisan minimum(φ ) dalam derajat diperoleh dari gambar 5.11 yaitu untuk L/d 1 dan S 3,75 diperoleh harga φ 84,48 Koefisien Gesekan Grafik gesekan mempunyai variable gesekan (r/c)f yang digambarkan terhadap S untuk berbagai harga perbandingan L/d dari gambar 5.12 untuk harga L/d 1 dan S 3,75 diperoleh harga (r/c ) f 70 Maka : f 70 r / c

100 ,14 Daya putar yang diperlukan untuk melawan gesekan adalah : T f. W. r..(lit.12 Hal.540 ) Dimana : W ( beban bantalan ) P.L.d..(Lit.12 Hal.543 ) Harga P untuk turbin antara ( 0,8-1,5 ) Mpa ( diambil 1,5 Mpa ) maka : W 1,5 (0,5. 0,5 ) 0,375 Mpa.m 2 Sehingga : T 0, , Nm Panas yang timbul pada bantalan q f. Wx. π. d. n 60..(Lit.14 Hal.278 ) π.0, q 0,14. 0, q 4,12334 MW

101 Gambar 5.10 Koefisien gesekan (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E ) 5.8 Sistem Pelumasan Dalam perencanaan ini yang akan dibahas dibatasi pada minyak pelumas yang melumasi dua bantalan utama turbin. Minyak pelumas yang digunakan dalam perencanaan ini adalah SAE grade oil ( Lit.7 hal.57 ) dengan sifat-sifat sebagai berikut : Konduktivitas Thermal : 0,147 J/s.m º C Jumlah panas spesifik : 2,25 kj/kg ºC Massa jenis : 0,88 kg/m 3 Flash point Puor point : ( ) º C : -23 º C Aliran Pelumas ( Q) Variabel aliran Q/(rcNL) diperoleh dari gambar 5.13 berikut :

102 Gambar 5.11 Grafik variable aliran (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E ) Dari grafik diatas untuk harga L/d 1 dan S 3,75 diperoleh harga Q/ (rc NL) 3,25 sehingga : Q 3,25 rc NL Q 3,25. 0,265. 0, ,53 1, m 3 /s Dari sejumlah aliran oli (Q) yang dipompakan keruangan yang melengkung dengan jurnal yang berputar tersebut sejumlah Qs mengalir keluar dari kedua ujungnya dan karenanya disebut kebocoran samping (side leakage). Kebocoran samping ini dapat dihitung dari perbandingan aliran dimana dari gambar 5.14 untuk harga L/d 1 dan S 3,75 diperoleh harga Q s/q 0,08

103 Gambar 5.12 Grafik perbandingan aliran (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E ) Maka : Qs 0,08 Q 0,08. 1, , m 3 /s Kerja yang dilakukan untuk mengatasi Gesekan (Wr) W f f.p. U/100..(Lit.13 Hal.279 ) W f 0,14.1, π ,27 kw Daya gesek yang terjadi (Nr) N f W f / 102..(Lit.13 Hal.279 ) N f 329,7/ 102 3,23 kw Panas ekivalen untuk kerja tersebut ( Q eki )

104 Q eki W f /427..(Lit.13 Hal.279 ) Q eki 329,7 / 427 0,772 kw Jumlah pelumas untuk menghilangkan panas adalah Q 0 Q eki ρ. C1.( t2 t1)..(lit.13 Hal.279) Dimana : t 1 temperature pelumas masuk bantalan ( 35 ºC-45ºC ) diasumsikan 45ºC t 2 temperature pelumas keluar bantalan 60 º C ρ massa jenis rata-rata pelumas 2,52 kj/kg º C Maka : Q 0 0,772 0,88.2,52(60 0,0232 m 3 /s 45) Temperatur kerja minyak Pelumas t ( t 2 - t 1 ) ½ (t 2 - t 1 ) ½ (t 45 ) 15 ½ ( t 45 ) t ºC Dari table typical journal bearing practice, untuk maksimum pressure ( P) 1,5 Mpa diperoleh harga viskositas dinamik µ 0,01133 kg/m.s 0,01133 Ns/m 2, sehingga dari harga viskositas tersebut dan temperature kerja (t) 758 ºC diperoleh jenis minyak pelumas yang digunakan adalah SAE 30.

105 Gambar 5.13 Grafik pemilihan jenis Pelumasan (sumber : mechanical Engineering Design, Shigley, J.E )