BAB III PENETAPAN SPESIFIKASI DAN PEMBAHASAN MATERI

Transkripsi

1 BAB III PENETAPAN SPESIFIKASI DAN PEMBAHASAN MATERI.. Spesifikasi Teknis Perencanaan Seperti telah diutarakan pada Bab I, perancangan turbin gas ini adalah sebagai pembangkit daya listrik. Sebelum memulai perencanaan turbin pada instalasi turbin gas, maka perlu kiranya untuk menganalisa sistem secara keseluruhan dengan analisa termodinamika untuk mendapatkan kondisi awal perencanaan. Spesifikasi teknis perencanaan yang ditetapkan sesuai dengan data referensi dari buku yang disesuaikan dengan data hasil survey studi pada sebuah instalasi pembangkit tenaga listrik (PLTG).... Penentuan Putaran Turbin Putaran turbin dapat ditentukan dengan menentukan putaran generator sebagai berikut, unit generator listrik mempunyai : Jumlah pasang kutub : pasang Frekuensi : 50 Hz Maka putaran generator : 0xf n g p 0x rpm Generator dan turbin satu poros (dikopel langsung) maka putarannya sama. Dengan menetapkan putaran generator sebesar 000 rpm, maka putaran poros turbin adalah 000 rpm.

2 ... Temperatur Masuk Turbin Karena terbatasnya kekuatan material sudu turbin terhadap temperatur dan tegangan termal, maka temperatur gas masuk turbin dibatasi menurut [Lit, Hal 84] untuk turbin industri (850 00) C. Dalam perencanaan ini dipilih rata ratanya agar lebih efisien, sebesar 975 C.... Data Spesifikasi Teknis Perencanaan Adapun data spesifikasi teknis dari sistem instalasi turbin gas yang akan dirancang adalah sebagai berikut : Daya keluar generator : 0 MW Bahan bakar : Gas Bumi (Lit, Hal 69) Putaran turbin : 000 rpm Temperatur lingkungan : 0 C Tekanan barometer :,0 bar Temperatur masuk turbin : 975 C Temperatur udara yang dihisap kompressor mempunyai pengaruh yang besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran massa udara yang dihisap kompressor akan berubah sesuai dengan persamaan umum gas ideal, m pv / RT, yaitu bila temperatur masuk gas rendah maka massa aliran gas akan naik atau sebaliknya. Hal ini berarti bila temperatur atmosfer turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya.

3 .. Analisa Termodinamika Gambar. Diagram T-S (aktual) Siklus Brayton... Analisa termodinamika pada kompresor Analisa termodinamika pada kompresor dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor. Pengambilan asumsi untuk perhitungan termodinamika kompresor adalah didasarkan pada effisiensi politropis, yaitu effisiensi isentropis dari sebuah tingkat kompresor dan turbin yang dibuat konstan untuk setiap tingkat berikutnya.. Kondisi udara masuk kompresor : Pa Tekanan barometer (,0 bar) Ta Temperatur lingkungan (0 C) K 0 K γ Konstan adiabatik,4 (untuk udara) Sehingga : P P a P f Dimana, P f Proses tekanan pada saringan udara masuk kompresor Maka: 0,0 bar (hasil survey),0-0,0 P,00 bar P

4 Dengan demikian akan diperoleh suhu keluar saringan udara :,4 T,00, 4 0,0 T 0,4 K Sehingga dari tabel properti udara (Lamp.) dengan cara interpolasi diperoleh: 0,4 KJ/Kg h udara. Kondisi udara keluar kompresor Untuk mendapatkan nilai effisiensi yang lebih tinggi, maka perbandingan tekanan yang digunakan yang optimum yaitu : Dimana, Maka, k ( k ) T max r p T min [Lit 4, Hal 96] r Perbandingan tekanan optimum p T max T Temperatur masuk turbin 48 K T min T Temperatur masuk kompresor 0,4 K,4 (,4 r 48 ) p 0,4 r p,0 P r p P x,00 P,06 bar P T T P P k k,4 ( ), 4 0, 4 T x T 64,5 K

5 Maka setelah diinterpolasi dari tabel property udara diperoleh : 6,046 Kj/Kg h. Kerja kompresor Kondisi ideal kompresor Kerja kompresor ideal adalah : h h W Ki 6,046-0,4 9, 9646 Kj/Kg Kondisi aktual perencanaan Untuk menentukan keadaan pada titik, yaitu keadaan aktualnya maka ditetapkan η 0,88 (antara 0,85 0,90 untuk kompresor aksial) [Lit, Hal k 98] Maka kerja aktual kompresor adalah : 9,9646 W Ka 0,88 W Ka 6,596 Kj/Kg Sehingga akan diperoleh h : a h a W Ka + h h 6,596+0,4 a h a 665,96 Kj/Kg Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur aktual perencanaan keluar kompresor ( T a) yaitu sebesar : T a 655,7 K 8,7 C

6 Gambar. Diagram h-s pada kompresor... Proses Pada Ruang Bakar Daya yang dihasilkan turbin tergantung dari entalpi pembakaran. Untuk itu perlu dianalisa reaksi pembakaran yang terjadi pada ruang bakar. Dari analisa ini akan didapat perbandingan bahan bakar dengan udara yang dibutuhkan (FAR) yang dipergunakan, sehingga diperoleh laju aliran massa yang dialirkan ke turbin. Bahan bakar yang dipakai adalah gas alam dengan komposisi pada tabel. berikut. Tabel.. Komposisi Bahan Bakar No. Komposisi % Volume LHV CO N CH4 CH6 CH8 C4H0 C5H C6H4 C7H6,86,80 88,9,88, 0,8 0,5 0,05 0,04 00% Kj/Kg Sumber : PT. PLN (Persero) Sicanang

7 Dengan reaksi pembakaran komponen bahan bakar adalah: Untuk CH4 0,889 CH4 + a (O +,76 N) b CO + CHO + d N Persamaan reaksi diatas disetarakan sebagai berikut : Unsur C : b 0,889 Unsur H : c 4b c,768 Unsur O : a b + c a,768 Unsur N : d,76 a d 6,68 Sehingga persamaan reaksi (stoikiometri) yang terjadi : 0,889 CH4 +,768 (O +,76 N) 0,889 CO +,768 HO +6,68 N Maka akan diperoleh massa bahan bakar CH4 : Untuk massa CH4 0,889 x 6 4,04 Kg CH4/ mol bahan bakar Dengan cara yang sama akan diperoleh hasil pada tabel.. berikut : Tabel.. Kebutuhan udara pembakaran No. Komposisi Fraksi Mol Mol udara Massa B.Bakar B.Bakar B.Bakar (% yang (KgCmHn/mol Volume) dibutuhkan BB). CO 0,086 -,584. N 0,08-0,504. CH4 0,889,768 4,04 4. CH6 0,088 0,58,64 5. CH8 0,0 0,05 0,94 6. C4H0 0,008 0,0595 0, C5H 0,005 0,0 0,8 8. C6H4 0,0005 0, ,04 9. C7H6 0,0004 0,0044 0,04,0868 8, 705

8 maka, Sedangkan massa udara yang dibutuhkan adalah : Massa mol x Mr,0868 x ( +,76. 8) 86,4045 Kg Massa Udara AFRTH Massa Bahan Bakar 86,4045 8,705 5,7 Kg udara / Kg bahan bakar Untuk menghitung perbandingan bahan bakar aktual, dapat dilihat dari gambar. berikut, dengan menghitung temperatur udara keluar dari kompresor 8,7 C dan dengan pertimbangan bahan yang dipakai sudu, ditetapkan temperatur gas masuk turbin 975 C. Maka dapat ditentukan faktor kelebihan udara (excess air) sebasar,4 sehingga : AFRAKT AFRTH λ 00% AFRTH AFRAKT 5,7,4 00% 5,7 AFRAKT (,4x5,7) + 5,7 AFRAKT 66,74 AFR 0,05066 AKT

9 Gambar. Grafik faktor kelebihan udara (sumber : Turbin Pompa dan Kompresor, Fritz Dietzel) Kerugian tekanan pada ruang bakar (gambar.) sebesar (-) % [Lit, Hal 98], diambil %, maka : P Pa Pb,0 (0,0 x,0),8 bar Gambar.4 Kerugian tekanan pada ruang bakar Sehingga keadaan pada titik : T K Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi maka diperoleh h 4,54 kj / kg

10 .. Analisa termodinamika pada turbin. Temperatur dan Tekanan udara keluar turbin Tekanan keluar turbin (ideal) sama dengan tekanan atmosfir, sehingga : P 4 P a,0 bar T T 4 P4 P K K T T 4 4,8,0,4,4 68, 8 K 48 Dengan cara interpolasi dari tabel udara diperoleh entalpi keluar turbin : h 4 66, 8944 kj / kg. Kerja turbin Kondisi kerja ideal turbin wn 4,54 66, ,54558 kj / kg Kondisi kerja aktual turbin Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan effisiensi insentropis turbin yakni dipilih 0,87 (antara 0,8 0,89) η r effisiensi turbin 0,87 Maka : W Ta 0,87 707,54558 kj / kg 65,546 kj / kg Sehingga diperoleh entalpi dan temperatur perencanaan : h 4a h W Ta 4,54 65,546 78,8076 kj / kg

11 Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur udara keluar turbin secara aktual sebesar : T 705,4 K 4, 4 C 4 a Gambar.5 Diagram h-s pada turbin..4 Generator lisrik Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya, yaitu :. Daya nyata yang diukur dengan Watt dikatakan daya nyata, karena besaran yang terlihat dalam proses konversi daya.. Daya listrik yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi. Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang sebesar karena dua hal, yaitu : a) Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bias dielakkan b) Proses konversi daya didalam alat itu sendiri. Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya harus disuplai oleh tubin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Gambar.6 berikut menggambarkan daya yang bekerja pada generator. Daya yang dibutuhkan menggerakkan generator untuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto dari turbin. Dengan daya netto besarnya :

12 Dengan, P E PG η G η Tr PG η. η. Cosφ G Tr daya keluaran generator effisiensi generator effisiensi transmisi Dimana daya semu generator adalah : P S PG Cosφ Dengan, Cosφ 0,8-0,9 Gambar.6 Daya pada generator Daya keluaran (nyata) generator : PG 0MW Daya semu generator : P S PG Cosφ 0 0,8 6,5 MVA Daya netto turbin : P g PG η. η. Cosφ G Tr

13 dimana : η G effisiensi generator (direncanakan 0.98) η Tr effisiensi tranmisi (direncanakan karena turbin dan generator dikopel langsung ) Cosφ 0.8 0,9 (dipilh 0,8) Maka : PE 0 0,98 0,8 65,86 MW..5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar Laju aliran massa menurut adalah : P E P ma Dimana, PE PT Pk T P + K ( ) ( ) PE ma m f W Ta W a W p E m f + W ma Ta W Ka Daya netto turbin (kw) Daya brutto turbin (kw) Daya kompressor (kw) WTa Kerja turbin aktual(kj/kg) Wka Kerja kompressor aktual (kj/kg) Ka ma mf Laju aliran massa udara (kg/s) Laju aliran massa bahan bakar (kg/s) Laju aliran massa udara dan bahan bakar ini akan digunakan untuk menentukan daya dari kompressor dan turbin, serta dalam perancangan sudu turbin.

14 m Dengan : PE m m a Sehingga : f a PE m f + W ma Ta W Ka 65,86 MW FAR AKT 0,05066 Dan, FAR AKT 66,74 m a , ,546 6,596 [ + ] 64, kg / s m f ma FAR AKT , , kg / s..6. 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 relative kecil dibanding dengan besaran lainnya. Maka persamaan untuk ruang bakar dapat dituliskan menurut [Lit, Hal 74] : Σ ( x ) Σ( x ) m produk h produk m reak tan h reak tan

15 Maka, m a h a + m f LHV ( m a + m f ) h 64,76676 x 665,96 + 9, x (64, ,56) x 4, ,05 kw ,05 kw Artinya didalam ruang bakar terjadi kesetimbangan energi...7. Udara Pembakaran Udara pembakaran adalah perbandingan antara AFRAKT dengan AFRTH yang digunakan untuk menentukan persentase udara pembakaran. AFR AKT τ AFR TH 66,74 5,7 4,4..8. Kerja Netto Kerja spesifik netto adalah selisih antara kerja spesifik turbin dengan kerja spesifik kompresor yang digunakan untuk menentukan nilai effisiensi siklus. W NET W W T a K a 65,546-6,596 5,950 kj/kg..9 Back Work Ratio Back Work Ratio merupakan nilai persentase kerja spesifik turbin yang digunakan untuk menggerakkan kompresor. rbw W k a WT a 6,596 65,546 0, Effisiensi Thermal Siklus Effisiensi thermal ini merupakan effisiensi total dari siklus yang terjadi pada analisa termodinamika tersebut.

16 η TH W Q NET RB W net h ha 5,950 ( 4,54 665,96) 7,7% 00% 00%... Panas Masuk Panas masuk adalah suplai panas dari ruang bakar sebesar: Q in QRB h ha 4,54 kj/kg 665,96 kj/kg 668,479 kj/kg... Panas keluar Panas keluar dari turbin gas sebesar: Q out h4a h 78,8076kJ/kg 0,4 kj/kg 46,4676 kj/kg... Daya Tiap Komponen Instalasi Turbin Gas. Daya Kompresor Daya kompresor dari instalasi turbin gas adalah: P K ( m a) W Ka (64,766) 6, ,44 kw 0,798 MW. Daya Turbin Gas Daya brutto turbin dari instalasi turbin gas adalah: P P T K + P E 0,79844 MW + 65,86 MW 96,64 MW

17 ..4. Hasil Analisa Termodinamika Setelah diadakan analisa termodinamika, sebagai langkah awal perencanaan, maka diperoleh hasil-hasil sebagai berikut :. Temperatur lingkungan (Ta) : 0 K. Temperatur keluar kompresor (T) : 64,5 K. Kerja kompresor aktual ( W K a ) : 6,596 kj/kg udara 4. Suplai panas dari ruang bakar ( Q RB ) : 668,479 kj/kg udara 5. ( AFR ) AKT : 66,74 kg udara /kg bahan bakar 6. ( FAR ) AKT : 0,05066 kg bahan bakar /kg udara 7. Temperatur gas masuk turbin ( ) T : 48 K 8. Temperatur gas buang turbin ( T 4 a) : 705,4 K 9. Kerja turbin aktual ( W T a ) : 65,546 kj/kg udara 0. Laju aliran massa udara ( ma ) : 64,766 kg/s. Laju aliran massa bahan bakar ( m f ) : 9,56 kg/s. Daya kompresor ( PK ) : 0,798 MW. Daya turbin ( PT ) : 96,64 MW 4. Daya nyata generator ( PG ) : 0 MW 5. Daya poros efektif turbin gas ( PE ) : 65,86 MW 6. Effisiensi thermal siklus ( η th. sikl ) : 7,7%

18 BAB IV PERENCANAAN TURBIN 4.. Parameter Perencanaan Turbin Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial, karena turbin jenis aksial mempunyai keuntungan: effisiensi 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 curtis (turbin dengan kecepatan bertingkat), turbin reteau (turbin dengan tekanan 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). Gambar 4.. Grafik Effisiensi Turbin Velocity Ratio (σ) (Sumber : Energy Conversion System, Sorensen)

19 Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial reaksi karena :. 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. Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar. Untuk perencanaan turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan dan ditetapkan, sebagai berikut : Koeffisien aliran sudu (ψ).[lit 7, Hal ] Kecepatan tangensial rata-rata (Um) (50-400)m/s Kecepatan aliran gas (Ca) 50 m/s.[lit 7, Hal 67] Derajat reaksi tingkat (R R ) 0,5..[Lit, Hal 546] 4... Klasifikasi Turbin Gas Secara umum turbin gas dapat dibedakan atas : a. Turbin aliran radial (radial flow turbine) Turbin radial adalah suatu jenis turbin dimana arah aliran fluida kerjanya tegak lurus terhadap sumbu poros yaitu arah radial. Turbin jenis ini dapat dilihat pada gambar 4. berikut.

20 Gambar 4. Turbin aliran radial (Sumber: b. Turbin aksial Pada jenis tubin ini, arah aliran fluida kerjanya sejajar terhadap sumbu poros. Turbin jenis ini terdiri dari : Turbin aksial reaksi Turbin aksial aksi (impuls) Jenis turbin aksial ini dapat ditunjukkan seperti pada gambar 4. berikut. Gambar 4.. Turbin aliran aksial (Sumber:

21 4... Jumlah Tingkat Turbin Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat turbin. Menurut [Lit7, Hal 0] : c pg To Ψ U m S Dimana, Ψ koefisien pembebanan suhu c panas jenis gas pada tekanan konstan (kj/kg.k) pg To s penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K) U Kecepatan tangensial rata-rata sudu (m/s) m Sedangkan total penurunan temperatur gas adalah : Dimana, To T T 4 To Total penurunan temperatur (K) Jumlah tingkat turbin : T Temperatur gas masuk turbin (K) T Temperatur gas keluar turbin (K) 4 n To To s Dimana, n Jumlah tingkat turbin 4... Kondisi Gas dan Dimensi Sudu Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan keadaan statik. Keadaan stagnasi maksudnya adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan diam tanpa memperhitungkan kecepatannya. Sedangkan kondisi statik adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan diam dengan memperhitungkan kecepatannya. Persamaan- persamaan stagnasi menurut (Lit, Hal 44) : Po Po S.. To R η st To R y y Dengan, P0 Tekanan gas sebelum terjadinya proses (bar)

22 Tekanan gas setelah terjadinya proses (bar) P0 Derajat reaksi tingkat (untuk turbin reaksi 0,5) RR η st Effisiensi statik y Eksponen isentropik T 0 Temperatur pada P0 (K) Persamaan-persamaan statik menurut (Lit, Hal 57] : T To C C pg Dengan, T P Po To r y T Temperatur gas pada kondisi statik (K) T Temperatur gas pada kondisi stagnasi (K) 0 Tekanan gas pada kondisi statik (bar) P Tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar) P0 Dari kondisi gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir [Lit, Hal 6] : ρ 00. P Rg. T Dimana, ρ Massa jenis gas (kg/m ) Dengan menghitung laju aliran massa gas maka luas annulus [Lit, Hal 58] : A mg ρ Ca Dengan, A Luas annulus (m ) mg Laju aliran massa gas, yang dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda karena pengaruh laju aliran massa pendinginan sudu (kg/s).

23 Perhitungan tinggi sudu menurut [Lit, Hal 58] : Dengan, A. n h U.60 m h tinggi putaran (m) n putaran sudu (rpm) Jari-jari sudu (jarak dari pusat cakram ke pitch sudu) besarnya menurut [Lit, Hal 7] r r r r r m + t m h h Dimana, rt Jari-jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m) Tebal sudu dan celah antar sudu menurut persamaan [Lit, Hal 65] : W R h R C 0,5. W R Dimana, W Tebal sudu (m) C Celah antar sudu (m) Segitiga Kecepatan Gas Untuk menggambarkan kecepatan aliran gas perlu dihitung besar sudut kecepatan gas tersebut untuk sudut masuk dan sudut keluar relatif gas [Lit, Hal 49] : Gambar 4.4. Segitiga kecepatan pada sudu (Sumber: Gas turbine theory, Cohen. H)

24 ψ ψ 4. φ. tgβ + m m 4. φ. tgβ Dimana, φ Koefisien aliran gas β Sudut relative kecepatan gas masuk sudu ( ) β 0 Sudut relative kecepatan gas keluar sudu ( ) 4.. Perhitungan Jumlah Tingkat Turbin. Penurunan temperatur tiap tingkat turbin To ) ( S Penurunan temperatur tiap tingkat turbin ini masih merupakan nilai yang diperoleh dari penentuan harga mendapatkan nilai yang sebenarnya. c p g Tos ψ U m x,48x Tos 0 (80) To 88, K S U m, setelah itu akan disubtitusikan kembali untuk. Total penurunan temperatur gas ( To) Total penurunan temperatur ini merupakan selisih dari temperatur masuk dan keluar turbin. To T T ,4 54,86 K. Jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan (n) To n To s 54,86 88,675,88 tingkat tingkat

25 Hasil ini disubstitusikan kembali untuk mendapatkan harga Tos dan U m yang sebenarnya. Maka, 54,86 To To U s s 80,95 K c p g Tos U x48x80,95 U m m m 7,4m / s 4.. 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 diam lagi. Gambar 4.5. Penampang annulus turbin aksial Dalam rancangan ini akan dibahas analisis data kondisi gas meliputi perhitungan temperatur dan tekanan juga massa jenis aliran untuk setiap tingkat turbin.

26 A. TINGKAT SATU. Gas masuk sudu diam Dari gambar 4. diatas yaitu pada titik. Kondisi pada keadaan stagnasi To 48 K Po,8 bar Kondisi pada keadaan statik T To C Cp x,48x0,00 K g T P Po To γ γ 8,00,8 48,4 bar,, 00. P ρ Rg. T,6 kg / m 00x,4 0,87x8,. Gas keluar sudu diam dan masuk sudu gerak Pada gambar 4. yaitu pada titik. Kondisi pada keadaan stagnasi Po Po ToS. R η st. To R γ γ

27 Dimana : Sehingga : η st Effisinsi statik (direncanakan 0,9) R R Derajat reaksi (0,5) Po Po Po Po Po 80,95x0,5 0,9x48 (0,78) Po 0,7x,8 8,4 bar,, To To To. R 48 (80,95x0,5) 57,5 K S R Kondisi pada keadaan statik T To C Cp 50 57,5 x,48x0 47,7 K g P T Po To γ γ 47,7 8,4 57,5 8,7 bar,, 00. P ρ R T g 00x8,7 0,87x47,7,46 kg / m

28 . Gas keluar sudu gerak dan masuk sudu diam Pada gambar 4.5 yaitu pada titik. Kondisi pada keadaan stagnasi : Po Po Po Po Po ToS. R η st. To 80,95x0,5 0,9x57,5 5,8 bar R γ γ,, T 0 T 0 T 0 57,5. R 067,046 K S R ( 80,95x0,5) Kondisi pada keadaan statik T T To C Cp ,046 x,48x0 057,46 K g P T Po To γ γ 057,46 5,8 067,046 5,69 bar,, 00. P ρ R T g 00x5,69 0,87x057,,858 kg / m

29 Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel berikut. Tabel 4.. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin TINGKAT P 0 (bar),8 5,8,56 T 0 (K) , ,09 T (K) 8,00 057,46 876,97 P (bar),4 5,69,45 ρ (kg/m ),6,858 0,960 P 0 (bar) 8,4,94,85 T 0 (K) 57,5 976, ,65 T (K) 47,7 966, ,86 P (bar) 8,7,758,666 ρ (kg/m ),46,54 0,78 P 0 (bar) 5,8,56,07508 T 0 (K) 067, ,09 705,8 T (K) 057,46 876,97 695,87 P (bar) 5,69,45,067 ρ (kg/m ),858 0,960 0,509 Ukuran-ukuran (jari-jari sudu) sesuai gambar 4.5 dapat dihitung untuk setiap jumlah aliran massa gas masing-masing baris. Menurut [Lit, Hal 94], pendinginan sudu menggunakan,5%-% udara kompresi pada tiap tingkat sudu sehingga tiga tingkat turbin didinginkan dengan (4,5-6)% udara kompresi. Maka laju aliran massa pendinginan (m p ) adalah : m p (4,5-6)%. m a (4,5-6)% x 64,766 kg/s (8,5644-8,08596) kg/s direncanakan 0 kg/s

30 Untuk setiap baris sudu didinginkan oleh : m n kg / s udara Dimana udara pendingin ini ikut berekspansi pada tingkat berikutnya. Kecepatan keliling rata-rata sudu (U m ) adalah : Dimana: Maka : U m π. rm. n U m Kecepatan keliling rata-rata sudu (m/s) r m Jari-jari rata-rata sudu (m) n Putaran poros turbin (rpm) r m 60. U m π. n 60x7,4 x,4x000,84 m. Kondisi masuk pada sudu diam (kondisi -) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut. A Dimana : mg ρ Ca m g Laju aliran massa gas masuk sudu diam m a + m f m p + mn Maka : A A 64, , ,6 kg/s 69,6,6x50,8 m

31 h A. n.60 U m Dimana : h Tinggi blade (m) A Luas annulus (m ) maka : h h, ,4 60 0,7 m r r h rm 0,7,84,098 m. Kondisi keluar sudu diam, masuk sudu gerak (kondisi-) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut A mg ρ Ca Dimana : m g Laju aliran massa gas masuk sudu Maka : A A g m + m n 69, ,6kg/s 64,66,46 50,69 m

32 h h h r r r t A. n U.60 m ,4 60 0,7 m h rm 0,7,84,0705m h rm 0.7,84 +,975 m. Kondisi keluar sudu gerak,masuk sudu diam (kondisi-) Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut. A mg ρ Ca Dimana : mg Laju aliran massa gas masuk sudu diam m g + m g 64, ,6 kg / s Maka : A A 69,6, ,656 m h h h A. n U.60 m, ,4 60 0,04 m

33 r r r t h rm 0,04,84,0m h rm 0.04,84 +,6 m 4. Tinggi rata-rata sudu diam (hn) Tinggi rata-rata sudu diam adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada kondisi dan h N h 0,995 ( h + ) ( 0,7 + 0,7) 5. Tinggi rata-rata sudu gerak (hg) Tinggi rata-rata gerak adalah nilai rata-rata dari sudu pada kondisi dan. h R m ( h + h ) ( 0, ) 6. Tebal (lebar) sudu gerak (w) Tebal sudu gerak pada tingkat adalah : w R hr ,0885 m

34 7. Lebar celah aksial (c) Lebar celah aksial merupakan celah yang dirancang antara sudu gerak dengan penutup agar sudu dapat berputar bebas. c 0,5. wr 0,5 0, Dengan cara yang sama dapat dihitung dimensi sudu untuk tingkat berikutnya dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4. berikut. Tabel 4. Dimensi sudu turbin TINGKAT m g (Kg/s) 69,6 69,6 69,6 A (m ),8,656 4,49 h (m) 0,7 0,04 0,596 r r (m),7.6,48 r t (m),7,6,48 m g (kg/s) 64,6 64,6 644,6 A (m ),69, 5,70 h (m) 0,7 0,49 0,769 r r (m),0705 0,974 0,7995 r t (m),975,9,5685 m g (Kg/s) 69,6 69,6 69,6 A (m ),656 4,49 8,504 h (m) 0,04 0,596,4 r r (m),0 0,886 0,6

35 r t (m),6,48,755 h N (m) 0,4995 0,65 0,685 h R (m) 0,655 0,5075 0,955 w R (m) 0,0885 0,69 0,85 c (m) 0,0 0,04 0,0796 Dari perhitungan di atas, dapat digambarkan ukuran turbin yang dirancang.dengan skala :0 yaitu untuk tingkat : Gambar 4.6 Dimensi sudu tingkat 4.4 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 sudu-sudu.

36 Gambar 4.7 Diagram kecepatan pada sudu turbin TINGKAT SATU Dari gambar 4.6 dimana sudut gas tingkat -, yaitu pada dasar,tengah dan puncak sudu dapat dihitung :. Sudut Gas pada Tengah Sudu Sudut-sudut yang terjadi pada tengah sudu antara lain : Sudut masuk realitif gas ( β m ) ψ 4. φ. tgβ + m Dimana : Ca φ U m 50 φ 7,4 0,400 Maka : ψ 4. φ. tgβ 4x0,400xtgβ tgβ 0,60 β m,8 m + m +

37 Sudut keluar relatif gas ( β m ) ψ 4. φ. tgβ 4x0,400xtgβ m tgβ β m m m,07 7, Menurut [Lit, Hal 49],sudut masuk absolute gas pada sudu diam dan sudut keluar gas pada suhu gerak adalah sama dengan sudut relative gas ( β m α m α m ) yaitu,8. Sudut keluar relative gas pada sudu diam sama dengan sudut keluar relative gas pada sudu gerak ( α ) yaitu 7, m β m Kecepatan absolute gas masuk sudu gerak (C m ) Ca Cm cosα m 50 cos 7, m / s (Lit, Hal 56) Kecepatan absolute gas masuk sudu diam (C m ) Ca C m cosα 50 cos,8 76,49 m / s Kecepatan relative gas masuk sudu gerak (V m ) (Lit, Hal 60)

38 C m C a cosα m 50 cos 9,5 7,4 m / s Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak ( C m ) Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak sama dengan kecepatan relative gas masuk sudu gerak maka C m C m 7,4 m/s Kecepatan relative gas keluar sudu gerak (V m ) Ca Vm cos β m 50 cos 7, m / s.sudut Gas pada Dasar Sudu Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain : Sudut keluar gas dari sudu diam ( α r ) tgα α r r r m ( ) r r,84,0705,587 ( ) 74,404 tgα m tg70,56 (Lit, Hal 6)

39 Sudut keluar absolute gas dari sudu gerak ( α r ) tgα α r r r m ( ) r r,84,0 o,7 ( ) 5,4 tgα m tg9,5 Kecepatan rotasi sudu (Ur) rm Ur U (Lit, Hal 6) m rr,84 7,4,0705 4,596 m / s Sudut keluar relatif gas pada sudu diam ( β r ) β r α r 5, Sudut keluar relative gas pada suhu gerak ( β r ) β α r r 7,45 Kecepatan absolut gas masuk sudu gerak (C r ) C r Ca cosα r 50 cos 74, ,96 m / s Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C r ) C r Ca cosα r 50 cos 5,4 84,065 m / s

40 Kecepatan whirl gas masuk sudu gerak ( Cw r ) Cw r Ca. tgα r 50 tg 74,404 57,84 m / s (Lit, Hal 6) Kecepatan relative gas masuk sudu gerak ( V r ) Ca Vr cos β r 50 cos 5,4 84,065 m / s Kecepatan whirl gas keluar sudu gerak ( Cw r ) Cw r Ca. tgα r 50 tg 5,4 06,67 m / s Kecepatan relative gas masuk sudu gerak ( V r ) Ca Vm cos β m 50 cos 74, ,96 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. berikut :

41 Tabel 4. diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat TINGKAT Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu U ,4 9,58 α 5,4,8 9,50 α 74, ,9 α 5,4,8 9,50 β 5,4,8 9,50 β 74,40 7, 70,9 Cw 57,8 465,74 4,66 Cw 06,67 9,0 84,86 C 557,96 488,76 458,87 C 84,065 76,508 7,4 V 84,065 76,508 7,4 V 557,96 488,76 458,87 TINGKAT Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu U 45,7 7,4 6,0 α 7,0,8 7,78 α 75, ,7 α 7,0,8 7,78 β 7,0,8 7,78 β 75,4 7, 69,7 Cw 565, 465,74 95,4 Cw,0 9,0 79,0 C 584,89 488,76 4,9

42 C 87,8 76,508 69,54 V 87,8 76,508 69,54 V 584,89 488,76 4,9 TINGKAT Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu U 55, 7,4 80,9 α 4,55,8 5,08 α 77, ,89 α 4,55,8 5,08 β 4,55,8 5,08 β 77,7 7, 66,87 Cw 658,6 465,74 5,6 Cw 7,69 9,0 79,0 C 675,49 488,76 8,85 C 0,6 76,508 69,6 V 0,6 76,508 69,6 V 675,49 488,76 8, 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, Hal 7] dapat direncanakan antara dan 4. Harga perbandingan pitch dengan chord sudu (s/c) dapat diperoleh dari gambar 4.8 berikut dengan bantuan sudu-sudu gas.

43 Gambar 4.8 grafik (s/c)vs sudu-sudu gas (sumber Turbine theory, cohen. H) Jumlah sudu gerak tingkat- Dapat ditentukan sebagi berikut ; Panjang chord sudu (c) hr c 0,655 0,0885 m Perbandingan pitch sudu dengan chord sudu (s/c) untuk harga β m,8 dan β m didapat harga (s/c) 0,67{dari gambar 4.6},maka : 7, Panjang pitch sudu (s) s c c c 0,0885x0,67 0,0559

44 Jumlah sudu (z) rm z π s,58 x,4 0,059,85 buah (Lit, Hal 7) Menurut [Lit, Hal 7] digunakan komponen bilangan prima untuk sudu gerak dan komponen bilangan genap untuk sudu diam. Maka direncanakan : jumlah sudu gerak tingkat satu adalah buah, sehingga pitch sudu (s) menjadi 0,0559 ; chord sudu (c) adalah 0,0884 dan tinggi sudu gerak ( h R ) 0,65 dengan aspect ratio (h/c) adalah. 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. Tabel 4.4 Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin TNGKAT h R (m) 0,655 0,5075 0,955 C (m) 0,0885 0,69 0,08 s/c 0,67 0,67 0,067 S (m) 0,559 0,069 0,0 Z (buah),66 69,59 6,94 Z (buah) 7 7 S (m) 0,559 0,047 0,00 C (m) 0,0884 0,656 0,77 h R (m) 0,65,4968 0,95 (h/c)

45 Tabel 4.5 Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin TNGKAT h R (m) 0,995 0,65 0,685 c (m) 0,0665 0,05 0,75 s/c 0,67 0,67 0,067 S (m) 0,040 0,076 0,49 Z (buah) 76,8 95,57 5,68 Z (buah) S (m) 0,047 0,0774 0,40 c (m) 0,0660 0,4 0,6 h R (m) 0,98,674 0,678 (h/c) 4.7 Sudut-Sudut Tiap Tingkat Turbin Profil sudu direncanakan dari tipe NACA seri C-7 Sudu tingkat satu pada dasar sudu dapat dihitung sebagai berikut. Dari perhitungan sebelumnya diperoleh Sudut relatif masuk gas ( β r ) ( β r ) 5,4 Sudut relative keluar gas ( β r ) ( β r ) 74,40 Menurut [Lit, Hal 68] untuk sudu tipe reaksi, maka sudut jatuh gas (i) berada pada interval -5 dan 5 dan harga yang disarankan untuk dasar sudu adalah -5 dan untuk tengah sudu 5 serta untuk puncak sudu adalah 0. Sudut masuk sudu ( β r ) ( r β ) ( β r ) + i 5, + (-5 ) 0,

46 Sudut Keluar sudu ( β r ) Sudut keluar sudu dapat diperoleh dengan bantuan gambar 4.9 dimana untuk setiap harga sudut relatif keluar gas,maka dapat ditentukan besar sudut keluar sudu. Untuk sudut keluar relatif gas, ( β r ) 74,40 diperoleh ( β r ) 74,47 Gambar 4.9 Grafik hubungan antara sudut masuk gas sudut keluar gas (sumber : Gas turbine theory, cohen. H) Sudut chamber sudu ( θ r ) ' ' θ ( β r ) + ( β r )...(Lit, Hal 89) r 0,4 + 74,47 04,767 Sudu relatif rata-rata sudu ( β mr ) tg( β mr ) 0,5 (tg β r - tg β r )...(Lit, Hal 89) 0,5 (tg74,40 - tg5,4),45 55,5 Sudut pemasangan sudu (ξ ) ξ r θ ' r β r -...(Lit, Hal 89) 04,67 0,4 -,95

47 Panjang chord sudu arah aksial (c xr ) c xr c.cos ξ r...(lit, Hal 89) 0,0884.cos(-,95 ) 0,0808 m Dengan cara yang sama, maka harga sudut-sudut sudu untuk tiap tingkat lainya dapat dihitung dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.6 dan tabel 4.7 serta tabel 4.8. berikut. Gambar 4.0 Geometri sudu turbin Tabel 4.6 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada dasar sudu TINGKAT i r ( ) ' β r ( ) 0,4,0 7,55 ' β r ( ) 7,47 75, 76,8 β mr ( ) 55,5 56,44 60,06 θ r ( ) 04,76 07, 4,7 ξ r ( ) -,9 -,66-9,65 C xr ( ) 0,08 0,59 0,99

48 Tabel 4.7 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada tengah sudu TINGKAT i r ( ) ' β r ( ) 6,5 6,5 6,5 ' β r ( ) 7,4 7,4 7,4 β mr ( ) 5, 5, 5, θ r ( ) 08,9 08,9 08,9 ξ r ( ) -7,965-7,965-7,965 C xr ( ) 0,0840 0,575 0,0 Tabel 4.8 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada puncak sudu TINGKAT i r ( ) ' β r ( ) 9,5 7,78 5,08 ' β r ( ) 7,90 70, 68,4 β mr ( ) 49,0 46,5 4, θ r ( ),4 08,09 0, ξ r ( ) -6,69-6,65-6,5 C xr ( ) 0, ,589 0, Berat Sudu Gerak tiap Tingkat Turbin Dengan bantuan profil sudu (NACA seri C-7), maka tebal rata-rata sudu dapat dihitung dengan mempergunakan panjang chord pada tengah sudu. Bahan sudu direncanakan dari Titanium Alloy (ASTM B-65 58T) dengan kerapatan 4650 kg/m

49 Gambar 4. Profil sudu turbin NACA seri C-7 Dengan merujuk pada gambar 4. diasumsikan ketebalan sudu rata-rata ( t m ) Y m dan besar Y m dapat dilihat pada tabel 4.9 berikut ini : Tabel 4.9 Dimensi dari sudu gerak turbin Y/C(%) C(m) Y (m) , , , , , , , , , , ,9078

50 , , , , Y m 0,590 Berat sudu gerak tingkat satu turbin dapat dihitung sebagai berikut : Volume sudu (V) V h R. C. Ym 0,65 x 0,0884 x 0,590 6,07 x 0 m Berat sudu ( W R ) W V. ρ.z. g R 6,07 x 0 x 4650 x x 9,806 6,84,9489 N Berat sudu gerak turbin untuk tingkat selanjutnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.0 dibawah ini : Tabel 4.0 Berat sudu gerak tiap tingkat turbin TINGKAT Y m (m) 0,590 0, ,9086 V (m ) 6,07 x 0,998 x 0 0,89 W R (N) 6.84, , ,8

51 Total berat sudu gerak turbin ( W R ) Total adalah : ( W R ) Total ( W ) R Tingkatke n ` 6.84, , , ,66 N 64,697 kn

52 BAB V PERHITUNGAN UKURAN-UKURAN UTAMA 5.. Perencanaan Poros Turbin Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dari setiap mesin. Hampir semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran. Gambar 5.. Poros Poros turbin harus mampu menahan beban beban yang diakibatkan berat turbin, kompresor dan lainnya. Diagram poros menurut [Lit 4, Hal 7] : Dimana, d p 5,. Kt. Cb. T τ a d p Diameter poros (mm) τ a Tegangan geser izin (kg/mm ) K t Faktor pembebanan Faktor koreksi beban lentur poros Cb T Momen torsi (kg.mm) Pada perencanaan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran turbin. Beban yang akan dialami oleh poros adalah:

53 a. Beban Puntir b. Beban Lentur Menurut [Lit 4, 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 40 dengan kode SNCM 5 dengan komposisi sebagai berikut: C (0, 0,8)% Ni (4,00 4,50)% Si (0,5 0,5)% Cr (0,70,00)% Mn (0, 0 0,60)% Fe (9,7 94,7)% Langkah langkah perencanaan diameter poros turbin adalah sebagai berikut: 5... Perhitungan Poros Daya yang ditranmisikan (Pd) Pd Fc. Pt (Lit 4, Hal 7) Dimana: Pt Daya turbin (96,64 MW) Fc Faktor koreksi (,,), (diasumsikan) Maka : Pd, x 96,64 MW 475,968 MW Momen torsi yang ditransmisikan (T) Pd T 9, n (Lit 4, Hal 7) T 9, , T 54,50844 x 0 6 kg.mm Tegangan geser yang diizinkan (τ a ) σ b τ a Sf.Sf Dimana : σ b Kekuatan tarik beban 0 kg/mm Sf Faktor keamanan untuk batas kelelahan puntir

54 Maka : Untuk bahan S-C, Sf 6 (Lit 9, Hal 8) Sf Faktor keamanan untuk pengaruh konsentrasi tegangan, seperti adanya alur pasak pada poros dan kekerasan permukaan.,,0 [diambil,5] τ a 0, kg/mm 6.,5 Diameter poros dihitung dari persamaan : 5, d p [( ).Kt.Cb.T] / τ a Dimana : Kt Faktor koreksi terhadap momen puntir. Besarnya,0,5 jika beban dikenakan kejutan dan tumbukan. Kt, (disumsikan) Cb Faktor koreksi terhadap beban lentur, harganya antara,, diambil,5 T Momen torsi rencana Maka : d p [( 5, )(,)(,5)(54,508 x 0 6 )] /, 497,8 mm Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros yang direncanakan adalah d p 500 mm. [Lit 4, Hal 9] 5... 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 :

55 Tegangan geser yang timbul pada poros selama beroperasi (τ s ) 5, T τ s ( ) d S 5, 54,508.0 τ s 500 ( ) 6 τ s 6,04 kg/mm Dari perhitungan diatas dapat dilihat bahwa tegangan geser yang timbul pada poros selama beropersi (τ s ) 6,04 kg/mm jauh lebih kecil dari tegangan geser izin poros (τ a ), kg/mm. Dengan demikian dapat disimpulkan bahwa poros aman untuk digunakan. 5.. 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. berikut adalah gaya-gaya yang terjadi pada sudu : Gambar 5.. Gaya-gaya pada sudu turbin Gaya-gaya yang timbul pada sudu-sudu tingkat sesuai gambar 5. diatas dapat dihitung sebagai berikut : Gaya tangensial sudu Ft (P P ). C x,r. h R. Z (Lit, Hal 8) Dimana : P Tekanan masuk sudu gerak (N/m )

56 P Tekanan keluar sudu gerak (N/m ) C x,r Panjang chord sudu arah aksial (m) h R Tinggi rata-rata sudu gerak (m) Z Jumlah sudu tiap tingkat turbin (buah) Maka : Ft (8,7 5,69) , ,65. 7,407 x 0 5 N Gaya aksial sudu (Fa) Fa (P P ). π. r m. h R Fa (8,7 5,69) 0 5. π.,84. 0,65 4, N Untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 5. berikut : Tabel 5. Gaya-gaya pada sudu gerak turbin TINGKAT P (0 5 N/m ) 8,7,758,666 P (0 5 N/m ) 5,69,45,067 C x,r (m) 0,0840 0,59 0,99 h R (m) 0,65 0,4968 0,95 Z (buah) 7 7 r m (m),84,84,84 Ft (0 5 kn) 7,407 7,904 6,858 Fa (0 5 kn) 4,948 4,965 4, 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

57 Gambar 5. Tegangan yang terjadi pada sudu turbin 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 dihitung dengan menggunakan persamaan berikut: Dimana : t σ b. ω ( σ ct ) maks ardr (Lit, Hal 7) a σ b Kerapatan bahan sudu ω Kecepatan sudu a Luas penampang sudu a r Jari-jari root r r

58 Dengan menggunakan bahwa luas penampang sudu sama dari tip (puncak) sampai root (dasar) sudu, dari [Lit, Hal 7] diperoleh : ( σ ct ) maks π. N. ρb. A Sudu rotor biasanya dipertajam dengan membentuk radius pada chord dan tebal pada root sampai ke tip sedemikian, a t /a r antara /4 -/. Untuk perhitungan desain awal (sisi yang aman) diasumsikan bahwa penajam sudu (taper) mereduksi tegangan menjadi / dari harga sudu yang tidak ditaper, sehingga rumus diatas menjadi : Dimana : A + A ( σ ) 4 /. π. N ct maks. ρb. ( A A ) (,69 +,656) A,9778 m Dengan N 000 rpm 50 rps, maka : ( σ ct ) maks 4 /. π.(50).4650., , 08 Mpa A 5... 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 arah aksial M ω (gambar). Karena adanya kemungkinan akan terjadi perubahan momentum dalam arah aksial (Ca Ca ), maka kemungkianan akan terjadi momen bending gas dalam arah tangensial. Tegangan maksimum dapat dihitung dengan metode yang sesuai dengan bagian yang tidak simetris.

59 Gambar 5.4 Momen lentur pada sudu Tegangan bending gas (σ gb ) akan menjadi tegangan tarik pada ujung traling dan leading dan tegangan tekan pada belakang sudu, bahkan dengan sudut puntir yang bertaper untuk harga maksimum terjadi pada keduanya (leading dan trailing). Karena M ω merupakan bending yang lebih besar maka sumbu principal tidak berdeviasi dengan lebar dari arah aksial (sudut Ф kecil). Maka perkiraan yang berguna diberikan pada persamaan berikut : m( Cω m Cωm ) hr ( σ ct ) maks (Lit, Hal 7) z' ZC Dimana : z Jumlah sudu Z Fungsi dari sudut chamber sudu dan thickness/chord ratio (t/c) Z /B (0 t/c) n (diperoleh dari gambar 5.) ( C C ) Kecepatan tangensial (dihitung pada diameter rata-rata) ω ω

60 Gambar 5.5 Grafik hubungan z dan sudut chamber sudu (Sumber : Gas Turbine Theory, Cohen. H) Menurut [] profil sudu C7 mempunyai harga t/c sebesar 0%. Dari gambar 5.5 untuk sudut chamber sudu (υ m ) 06,68 diperoleh harga harga sebagai berikut : n,56 B 4,5 Z /4,5 (0.0,),5, Sehingga : ( σ gb ) maks 69,6(57,8 06,67) ( σ gb ) maks 48, 6 Mpa 0,65 (,4.0 )( 0, 0884) Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 5. berikut : Tabel 5. Tegangan yang timbul pada sudu gerak TINGKAT M (kg/s) 69,6 69,6 69,6 z (buah) 7 7

61 υ m (8) 04,76 07, 4,7 Z,44.0 -,44.0 -, c (m) 0,0884 0,656 0,77 h r (m) 0,65 0,4968 0,95 A (m ),9778,78 7,7 ( σ ) ( Mpa) 96,08 84,4 46,5789 ct maks ( σ ) ( Mpa) 58,804 85,4997 4,509 gb maks 5.4. Pemeriksaan kekuatan sudu Tegangan-tegangan yang timbul pada sudu gerak turbin dapat diilustrasikan sebagai berikut : Gambar 5.6 Ilustrasi tegangan pada sudu Tegangan-tegangan utama yang timbul pada sudu gerak tingkat turbin adalah sebagai berikut : σ x + σ y σ x σ y σ, ± + τ xy (Lit, Hal 7) Dengan mengabaikan tegangan geser (τ xy 0) maka : σ, 58, ,9 ± 58,804 96,9

62 Maka : σ 58,804 MPa σ 96,9 MPa Sehingga tegangan ekivalen yang terjadi (σ ek ) adalah : σ σ σ ek ek ek ( σ σ ) + σ ( 58,804 96,9) + ( 58,804) + ( 96,9) 49,949 MPa + σ Bahan sudu gerak turbin direncanakan dari Titanium alloy (ASTM B65-58T) dengan sifat-sifat menurut [Lit, Hal 70-76] sebagai berikut : Kekuatan tarik (σ gb ) : 88,7 Mpa Kekuatan mulur (S y ) : 8,6 Mpa Kerapatan (ρ) : 4650 kg/m Komposisi : %V 6,0 ; % Al,5 ; % Ti 8,5 Temperatur lebur : 60 C Syarat perencanaan : σ ek Sy Sf Dimana : Sy 8,6 Mpa Sf faktor keamanan (direncanakan ) Maka : σ ek σ ek 8,6 559, Mpa 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. berikut ini :

63 Tabel 5. Tegangan pada sudu gerak turbin TINGKAT σ (Mpa) 58,804 84,4 46,5789 σ (Mpa) 96,9 85,4997 4,509 σ ek (Mpa) 49,949 4,776 74,94 Dari tabel dan data-data perhitungan diatas dapat dilihat bahwa bahan sudu cukup aman untuk digunakan dalam perencanaan ini Perencanaan Turbin Disk Bentuk cakram turbin dan ukuran-ukurannya secara umum direncanakan seperti gambar 5.7 berikut ini. Bahan cakram turbin yang direncanakan dari Titanium Alloy (ASTM B65-58T). Gambar 5.7. Bentuk konstruksi cakram turbin Dari gambar 5.7 diatas diperoleh : Dd diameter disk (cakram) Tinggi rata-rata jari-jari root pada sudu gerak ½ (r r + r r ) + Dh Dh Diameter lubang diameter poros turbin (d p ) 500 mm t tebal rata-rata cakram (diambil dari tebal sudu gerak arah aksial (W) + tebal celah antara sudu (c) )

64 Maka : Dd ½ (,0705 +,0) + 0,50,555 m Dh 500 mm 0,50 m t Wr + C 0, ,0 0,05 m Berat cakram turbin sesuai dengan gambar 5.7 dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut : W ck ¼ π (Dd Dh ) t ρ g [Lit, Hal ] Dimana : Dd diameter terbesar bagian cakram Dh diameter terkecil bagian cakram ρ kerapatan bahan cakram maka : W ck ¼ π (,555 0,50 ). 0, , ,849 N Dengan cara yang sama, dimensi disk untuk tingkat selanjutnya diperoleh pada tabel 5.4 berikut ini. Tabel 5.4 Dimensi disk untuk tiap tingkat turbin TINGKAT t (m) 0,05 0, 0,98 Dd (m),555,4,065 Dh (m) 0,5 0,5 0,5 W ck (N) 856, ,94 787,074 Total berat keseluruhan cakram adalah : (W ck ) tot W ck + W ck + W ck 856, , , ,874 N

65 5.6 Perencanaan Pasak Pasak adalah suatu elemen mesin yang dipakai untuk menetapkan bagianbagian mesin seperti roda gigi, sprocket, pulley, kopling, dll. Gambar 5.8. Pasak Bahan pasak yang digunakan disarankan memiliki kekuatan permukaan dan tegangan geser yang tinggi. Tetapi jangan sampai lebih tinggi dari kekuatan poros. Tegangan geser pada pasak terjadi karena gaya tangensial dari poros yang besarnya [Lit 4, Hal 5] : F t. T d p τ g Ft Ag Dimana, F Gaya tangensial (kg) t T Torsi pada poros (kg.mm) d Diameter poros (mm) p τ g Tegangan geser (kg/mm )

66 Ag Luas bidang geser (mm ) Gaya tangensial ini juga menyebabkan terjadinya tegangan normal : σ p Dimana, σ p Tegangan normal (kg/mm ) Ft A s As Luas permukaan samping pasak (mm ) Untuk memindahkan daya dan putaran dari rotor ke poros turbin dipakai pasak benam. Selain itu pasak juga berfungsi untuk mengunci/mengikat poros dengan rotor turbin. Ukuran diameter pasak disesuaikan dengan diameter poros yang telah direncanakan. Dari hubungan diameter poros dengan ukuran pasak bujur sangkar, maka menurut [Lit 4, Hal 5], diperoleh ukuran pasak sebagai berikut : d p 500 W 5 mm 4 4 H W 5 mm d p 500 t 6,5 mm 8 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. Menurut [Lit 4, Hal 5], besar gaya tangensial adalah :. T Ft d p Dimana : T momen torsi pada poros 54, kg.mm d p diameter poros 500 mm maka, 6 54, Ft 6808, kg (satuan kilogram gaya) 500

67 Gambar 5.9 Gaya tangensial pada pasak Bahan pasak direncanakan sama dengan bahan poros yaitu baja krom nikel JIS G 40 dengan kode SNCM 5 dengan kekuatan tarik σ B 0 kg/mm atau 078,76 MPa dan kekuatan mulur S y 90 kg/mm 88,594 MPa. Kekuatan geser bahan (S sy ) S sy 0,577 S y [Lit, Hal 4] S sy 0,577 (90) 5,9 kg/mm Tegangan geser yang terjadi pada pasak (τ g ) τ g Ft Ag Dimana, Ag luas bidang geser W x L Syarat perencanaan : S S sy f τ g Dimana S f faktor keamanan (direncanakan ) Maka : 5,9 6808, 5.L L 87,7 mm direncanakan sebesar 90 mm Maka panjang pasak yang akan direncanakan sebesar 90 mm

68 Gaya tangensial yang terjadi disekeliling poros juga akan menyebabkan terjadinya tegangan permukaan (σ p ) pada pasak. Besarnya tegangan permukaan dapat dihitung dengan persamaan berikut : Dimana : Maka : σ p Ft As As luas permukaan samping pasak t x L 6808, σ 6,5.90 p 5,049 kg / mm Karena (σ p < σ B ), maka pasak aman untuk digunakan Perencanaan Bantalan Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban sehingga putaran atau gerakan bolak baliknya dapat berlangsung secara halus, aman, dan panjang umur. Gambar 5.0. Bantalan luncur Bantalan berfungsi sebagai penopang poros yang berputar. Pada dasarnya ada jenis bantalan, yaitu :

69 . Bantalan Aksial Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban beban aksial atau beban beban yang sejajar sumbu poros.. Bantalan Radial Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban - beban radial atau beban beban yang tegak lurus sumbu poros.. Bantalan Aksial Radial Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban beban aksial maupun radial sekaligus secara bersamaan ataupun bergantian. Sesuai dengan keadaan pada turbin gas, dimana pengekspasian gas kearah aksial yang menyebabkan gaya aksial pada poros. Begitu juga untuk gaya radial yang tegak lurus poros, gaya ini disebabkan oleh berat poros itu sendiri, berat cakram, berat sudu, berat selubung pemisah antara turbin dan kompressor dari beban beban lainnya. Untuk menahan beban beban ini digunakan bantalan yang mampu menahan beban radial dan aksial. Pada bantalan terhadap angka karakteristik bantalan atau angka sommerfield [Lit, Hal 5] yaitu : r µ. N S c P Dimana, S Angka Sommerfield / angka karakteristik bantalan r Radius journal / radius jurnal (mm) c Ruang bebas arah radial (mm) µ Viskositas dinamik pelumasan (N/m.s) P Beban per satuan luas bantalan (Mpa) N putaran jurnal (putaran poros) Pada perencanaan ini dipilih bahan bantalan dari leaded bronze dengan perbandingan (r/c) (diambil 500). Harga S (500).(5.0-6 ),75. N 6 µ P 5.0. Maka : Perbandingan panjang bantalan perdiameter (L/d) direncanakan L/d.

70 Dari perhitungan diperoleh harga diameter poros d p 500 mm yang juga merupakan jurnal (d) pada bantalan. Ketebalan lapisan minimum (h o ) Dari gambar 5.0 untuk harga L/d dan S,75 maka diperoleh harga varibel ketebalan minimum (h o /c) adalah 0,96 dan perbandingan eksentrisitas, ε e/c 0,4. Dari r/c 500 Maka : 0,5d c 500 p h o /c 0,96 h o e 0,5.(500) 500 0,50 mm 0,96 x 0,50 0,48 mm 0,4 x 0,5 0,07 mm Gambar 5. Grafik ketebalan lapisan minimum dan perbandingan eksentrisitas (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley. J. E) Jari-jari bantalan r b r + e + h o [Lit, Hal 5] r b ,07 + 0,48 50,55 mm Posisi ketebalan lapisan minimum ( φ ) dalam derajat diperoleh dari gambar 5. yaitu untuk L/d dan S,75 diperoleh harga φ 84,8

71 Gambar 5. Grafik karakteristik bantalan VS posisi ketebalan lapisan minimum, φ (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E) Koefisien gesekan Grafik gesekan mempunyai variabel gesekan (r/c)f yang digambarkan terhadap S untuk berbagai harga perbandingan L/d. dari gambar 5. untuk harga L/d dan S,75 diperoleh harga (r/c)f 70. Gambar 5. Grafik variabel koefisien gesekan (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E)

72 Maka : f 0,4 r / c 500 Daya putar yang diperlukan untuk melawan gesekan adalah: T f. W.r [Lit, Hal 540] Dimana : W (beban bantalan) P L d [Lit, Hal 54] Harga P untuk turbin antara (0,8,5) MPa (diambil,5 MPa) maka : W,5 (0,5 x 0,5) 0,75 MPa. m Sehingga : T 0,4 x 0,75 x 0 6 x 0,5 5 Nm Panas yang timbul pada bantalan πd.n q f W [Lit 4, Hal 75] 60 π.0, q 0,4 0,75 60 q 4,4 MW 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 : 0,47 J/s.m.8C Jumlah panas spesifik :,5 kj/kg 8C Massa jenis : 0,88 kg/m Flash point : (044) 8C Pour point : - 8C Aliran pelumas (Q) Variabel aliran Q/(rcNL) diperoleh dari gambar 5.4 berikut :

73 Gambar 5.4 Grafik varibel aliran (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E) Dari grafik diatas untuk harga L/d dan S,75 diperoleh harga Q/(rcNL),5. sehingga : Q,5 rcnl Q,5 x 0,65 x 0,5 x 0-4 x 50 x 0,5, m /s Dari sejumlah aliran oli (Q) yang dipompakan keruangan yang melengkung dengan journal 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 5.4 untuk harga L/d dan S,75 diperoleh harga Qs/Q 0,08.

74 Gambar 5.5 Grafik perbandingan aliran (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E) Maka, Qs 0,08 Q Qs 0,08 x,096 x 0 - Qs 9, m /s Kerja yang dilakukan untuk mengatasi gesekan (W f ) W f f.p.u/ 00 (Lit, Hal 79) W f 6 0,4.,5.0. π.000 9,7 kw Daya gesek yang terjadi (N f ) N f W f / 0 (Lit, Hal 79) N f 9,7 / 0, kw Panas ekivalen untuk kerja tersebut (Q eki ) Q eki W f / 47 (Lit, Hal 79) Q eki 9,7 / 47 0,77 kw

75 Jumlah pelumasan untuk menghilangkan panas adalah Q Qo eki ρ.c.(t t )... (Lit, Hal 90) Dimana : t temperatur pelumas masuk bantalan (5 C - 45 C) 45 C (diasumsikan) t temperatur pelumas keluar bantalan 60 C ρ massa jenis pelumas 0,88 kg/m C panas jenis rata-rata pelumas,5 kj/kg 8C Maka : Qo 0,77 0,88.,5.(60 45) 0,0 m / s Temperatur kerja minyak pelumas Δt (t t ) ½ (t - t ) (Lit 6, Hal 84) ½ (t - 45) 5 ½ (t 45) t C Dari tabel typical journal bearing practice [Lit 6, Hal 84], untuk maksimum pressure (P),5 MPa diperoleh harga viskositas dinamik (viskositas absolute), μ 0,0 kg/m.s 0,0 Ns/m, sehingga dari harga viskositas tersebut dan temperatur kerja (t) 758C diperoleh jenis minyak pelumas yang digunakan adalah SAE 0 (gambar 5.5).

76 Gambar 5.6 Grafik pemilihan jenis bantalan (Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E)