SKRIPSI TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG GENERATOR 132 MW

Transkripsi

1 SKRIPSI TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG GENERATOR 13 MW OLEH : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009

2 SKRIPSI TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG GENERATOR 13 MW OLEH : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : Disetujui Oleh : Dosen Pembimbing, (Ir. Isril Amir) NIP : DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009

3 SKRIPSI TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG GANERATOR 13 MW OLEH : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : Telah diperiksa dan diperbaiki dalam seminar periode ke-11 Tanggal 1 February 009 Dosen Pembanding I, Dosen Pembanding II, (Ir. Mulfi Hazwi, MSc) NIP. : DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : 199/ TS / 008 FAKULTAS TEKNIK USU DITERIMA : / / 008 MEDAN PARAF : SKRIPSI

4 NAMA : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : MATA PELAJARAN : TURBIN GAS SPESIFIKASI : Rancangan Satu Unit Turbin Gas Pada Instalasi PLTG dengan Putaran 3000 RPM dan Daya Terpasang pada Generator 13 MW. Lakukan survey data pembanding Rancangan Meliputi : 1. Kompresor (Rancangan sederhana). Turbin dan Ruang Bakar 3. Gambar Teknik DIBERIKAN TANGGAL : 04 / 07 / 008. SELESAI TANGGAL : 06 / 0 / 009.

5 Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 13 Mw, 009.

6 Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 13 Mw, 009.

7 Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 13 Mw, 009.

8 Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 13 Mw, 009.

9 KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Kuasa atas segala berkat-nya yang memberi kesehatan, kesempatan seta pengetahuan kepada penulis sehingga dapat menyelesaikan Tugas Skripsi ini. Adapun laporan tugas skripsi yang berjudul Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi PLTG Dengan Putaran 3000 RPM dan Daya Terpasang Generator 13 MW ini merupakan salah satu syarat dalam menyelesaikan studi di Departemen Teknik Mesin, Program Studi Pendidikan Sarjana Ekstensi Universitas Sumatera Utara, Medan. Sesuai dengan judulnya, dalam laporan tugas skripsi ini akan dibahas mengenai perhitungan analisa thermodinamika serta perancangan komponenkomponen utama pada sistem turbin gas. Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih kepada berbagai pihak yang turut membantu penulis dalam menyelesaikan tugas skripsi ini yang telah banyak memberi dukungan moril, materil, spiritual, tenaga dan waktu. Oleh karena itu, sudah selayaknya penulis menyampaikan terimakasih banyak kepada : 1. Bapak Dr. Ing. Ikhwansyah Isranuri, sebagai Ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU;. Bapak Ir. Isril Amir, sebagai Koordinator PPSE Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU dan juga sebagai Dosen Pembimbing Tugas Sarjana; 3. Bapak dan Ibu dosen dan seluruh pegawai administrasi Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU;

10 4. Seluruh rekan-rekan mahasiswa khususnya Ekstensi stambuk 005 Fakultas Teknik USU serta teman-teman selaku mahasiswa pembanding; 5. Kedua orang tua penulis, A. Siahaan S.H (alm.) dan E. Br. Silalahi beserta saudara-saudara penulis. 6. Buat teman-teman satu kost, Richson, David, Diego, Adi, Victor, Christian, Erikson, dll. Dalam penyusunan tugas skripsi ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan dalam pembahasan dan pengkajian dengan disiplin ilmu yang telah diperoleh selama di perkuliahan, serta bimbingan dari dosen pembimbing. Penulis menyadari masih banyak kekurangan-kekurangan dalam penyelesaian tugas skripsi ini. Untuk itu penulis sangat mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun demi kesempurnaan tugas skripsi ini. Akhirnya penulis berharap semoga laporan tugas skripsi ini bermanfaat bagi siapapun yang membacanya. Medan, February 009 Hormat saya, Bonar M. Robintang Siahaan NIM :

11 DAFTAR ISI SPESIFIKASI TUGAS KARTU BIMBINGAN KATA PENGANTAR. DAFTAR ISI DAFTAR NOTASI.. DAFTAR TABEL.... DAFTAR GAMBAR Hal. i iii v ix x BAB I. PENDAHULUAN Latar Belakang Perencanaan Tujuan Perancangan Batasan Masalah Metodologi Penulisan... 3 BAB II. TINJAUAN PUSTAKA 4.1. Cara Kerja Instalasi Turbin Gas Klasifikasi Turbin Gas Siklus kerja Turbin Gas Ruang Bakar Generator Laju Aliran Massa Udara Perencanaan Turbin.. BAB III. ANALISA TERMODINAMIKA Spesifikasi Teknis Perancangan Kompresor Jenis-jenis Kompresor Analisa Termodinamika Kompresor Ruang Bakar Analisa Bahan Bakar dan Reaksi Pembakaran 38

12 3.4. Turbin Analisa Termodinamika Turbin Generator Laju Aliran Massa Udara.. 49 BAB IV. PERANCANGAN BAGIAN-BAGIAN UTAMA Unit Kompresor Jumlah Tingkat Kompresor Sudu Kompresor Poros Utama (Tie Rod) Disk Kompresor Unit Ruang Bakar (Combustion Chamber) Luas dan Diameter Casing Tabung Api (Liner) Ruang Bakar Unit Turbin Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin Perencanaan Poros Penghubung.. 90 BAB V. BANTALAN DAN PELUMASAN Jenis Pembebanan Pembebanan Aksial Pembebanan Radial Perencanaan Bantalan Luncur Perencanaan Bantalan Luncur Turbin Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor Perencanaan Bantalan Aksial Putaran Kritis 104 BAB VI. KESIMPULAN DAFTAR PUSTAKA.. 111

13 DAFTAR NOTASI 1. Simbol dari abjad biasa Simbol Latin Arti Satuan A Luasan yang ditempati gas m A b Luas bidang normal mm A g Luas bidang geser mm AFR Perbandingan udara dengan bahan bakar kg/kg C Celah antara sudu m c Panjang chord sudu m C a Kecepatan aksial m/s c p Panas jenis pada tekanan konstan kj/kg.k C x Panjang chord arah aksial m C w Kecepatan whirl masuk sudu gerak m/s C w3 Kecepatan whirl keluar sudu gerak m/s C 1 Kecepatan absolute gas masuk sudu gerak m/s C Kecepatan absolute m/s C 3 Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak m/s F c Faktor koreksi - F t Gaya tangensial kgf ; N FAR Perbandingan bahan bakar dengan udara kg/kg G Kecepatan grafitasi m/s A r kerja yang dilakukan untuk melawan gesekan kg.m/det

14 h Tinggi sudu m h m Tinggi rata-rata sudu m h 1 Enthalpy udara masuk kompresor kj/kg h Enthalpy udara keluar kompresor kj/kg h Enthalpy udara keluar kompresor aktual kj/kg h 3 Enthalpy gas keluar ruang bakar ideal kj/kg h 4 Enthalpy gas keluar turbin ideal kj/kg h 4 Enthalpy gas keluar turbin aktual kj/kg m a Laju aliran massa udara kg/s m f Laju aliran massa udara bahan bakar kg/s m P Laju aliran massa udara pendingin kg/s m g Laju aliran massa gas kg/s n Putaran sudu rpm n c Putaran kritis sistem rpm n Jumlah tingkat turbin - P k Daya kompresor Watt P t Daya turbin Watt P 01 Tekanan gas pada kondisi stagnasi bar P 1 Tekanan pada kondisi statik bar P 0 Tekanan gas setelah terjadinya proses bar pr reduction pressure - q rb Kalor ruang bakar Watt q in Kalor masuk kj/kg

15 q eff Kalor efektif kj/kg q out Kalor keluar kj/kg R R Derajat reaksi tingkat - r Radius jurnal m r P Pressure ratio - r r Jari-jari akar sudu m r m Jari-jari tengah sudu m s Panjang pitch sudu m s Entropi kj/kg.k T 1 Temperatur udara masuk kompresor K T 1 Temperatur gas pada kondisi statik K T Temperatur udara keluar kompresor K T 01 Temperatur gas pada kondisi stagnasi K T 0 Temperatur pada P 0 K T Temperatur udara keluar kompressor aktual K T 3 Temperatur udara keluar ruang bakar ideal K T 4 Temperatur udara keluar turbin ideal K T 4 Temperatur udara keluar turbin aktual K t m Tebal rata rata sudu m U r Kecepatan rotasi sudu m/s U m Kecepatan tangensial rata - rata sudu m/s V Volume m 3 V Kecepatan relative gas masuk sudu m/s V 3 Kecepatan relative gas keluar sudu m/s

16 w Tebal sudu gerak m W in Kerja spesifik masuk kj/kg W out Kerja spesifik keluar kj/kg W sg Berat sudu gerak N W k 1- Kerja kompressor ideal kj/kg W k 1- Kerja kompressor aktual kj/kg W nett Kerja bersih kj/kg z Jumlah sudu -

17 DAFTAR TABEL Tabel Nama Tabel Halaman 3.1 Komposisi bahan bahan bakar turbin gas Perbandingan dasar dan puncak sudu Kondisi udara tiap tingkat kompresor Ukuran-ukuran utama kompresor Berat dan diameter disk kompresor Kondisi tiap tingkat turbin Ukuran-ukuran sudu turbin Ukuran-ukuran utama sudu turbin Berat tingkat (stage) turbin Defleksi pada poros 107

18 DAFTAR GAMBAR Gambar Nama Gambar Halaman.1 A recuperative medium size industrial gas turbine 4. Instalasi turbin gas 5.3 Diagram alir turbin gas siklus terbuka 6.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung 7.5 Bagan siklus turbin gas tertutupo tak langsung 7.6 Rotor Turbin Rasio Bertekanan Tinggi ALSTOM 9.7 Karakteristik turbin aliran radial 10.8 Diagram T s siklus terbuka turbin gas 11.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan Diagram T-s siklus actual Grafik variasi nilai efisiensi isentropik turbin 18.1 Daya pada generator Penampang pada sudu turbin 5.14 Aksi gaya efektif pada cascade Kaedaan stagnasi pada kompresor Susunan ruang bakar unit turbin gas Section burner combination Turbin dengan Exhaust Difuser Skema alur daya pada instalasi turbin gas 48

19 4.1 Grafik hubungan s/c Profil sudu aerofoil Penampang konstruksi turbin gas Percent Reaction Design Diagram kecepatan untuk derajat reaksi Diagram h s untuk satu tingkat turbin Axial flow turbin stage Nilai optimum pitch/chord ratio Profil sudu turbin gas dan T6 aerofoil section Poros penghubung Free body diagram poros Bantalan luncur Grafik koefisien kriteria beban, Φv Grafik koefisien tahanan, Φv Bantalan aksial kerah Defleksi pada poros 105

20 BAB 1 PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Perencanaan Salah satu bentuk energi yang paling dibutuhkan manusia sekarang ini adalah energi listrik. Manusia membutuhkan energi listrik untuk keperluan rumah tangga, industri, transportasi dan lainnya. Kehidupan manusia dari dahulu sampai sekarang yang terus berkembang dan semakin kompleks, selalu diiringi dengan kebutuhan energi yang semakin meningkat. Energi listrik yang besar serta penggunaannya secara terus menerus tidak tersedia secara alami di alam ini. Oleh sebab itu dibutuhkan suatu alat yang dapat mengubah energi dari bentuk lain menjadi energi listrik. Cukup banyak sistem pembangkit yang digunakan pada saat ini untuk memenuhi kebutuhan listrik, salahsatunya adalah turbin gas. Turbin gas sangat luas dan beragam penggunaannya. Salah satu contoh penerapannya yang paling banyak dikenal adalah sebagai mesin yang menghasilkan daya dorong pada pesawat terbang. Di industri, turbin gas digunakan untuk menggerakkan bermacam macam peralatan mekanik misalnya pompa dan kompressor atau generator listrik yang kecil. Turbin gas juga digunakan untuk menghasilkan daya listrik untuk mengisi beban puncak dan terkadang juga beban menengah dan beban dasar. Turbin gas merupakan salah satu mesin konversi energi yang sesuai sebagai salah satu alternatif karena dapat menghasilkan energi listrik dengan daya yang cukup besar serta efisiensi yang tinggi. Untuk kebutuhan yang sama turbin

21 gas memiliki keunggulan dibandingkan instalasi sejenis yang lainnya seperti dalam hal ukuran, massa dan satuan keluaran daya turbin gas juga dapat mencapai beban pucak dalam waktu yang relatif singkat. Konstruksinya juga dapat dibuat untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi Berdasarkan hal hal diatas maka sangat tepat jika instalasi turbin gas dipilih sebagai instalasi pembangkit daya terutama sebagai penggerak generator untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah instalasi pembangkit tenaga listrik. 1. Tujuan Adapun tujuan utama dari tugas perancangan ini adalah untuk memenuhi syarat memperoleh gelar Strata 1 dari Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Sedangkan tujuan umum tugas perancangan ini adalah : a. Untuk lebih mengetahui dan memahami aplikasi ilmu yang diperoleh di bangku kuliah terutama mata kuliah Turbin Gas dan Sistem Pembangkit Tenaga b. Merancang sebuah turbin gas penggerak generator pada instalasi PLTG dengan putaran 3000 RPM, dan daya terpasang pada generator 13 MW. 1.3 Batasan Masalah Adapun batasan masalah dari tugas skripsi ini adalah: a. Perhitungan thermodinamika turbin gas Yang meliputi: perhitungan daya dengan pemanfaatan kalor yang akan terjadi pada turbin gas dan perhitungan laju aliran massa

22 b. Perhitungan komponen komponen utama turbin gas Yang meliputi perhitungan, sudu gerak, perhitungan ukuran cakram, poros, bantalan dan pelumasan c. Gambar penampang (gambar teknik) turbin gas. 1.4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas skripsi ini adalah a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit pembangkit itu berada b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan tulisan-tulisan yang terkait c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nantinya akan dihunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara mengenai kekurangankekurangan didalam penulisan tugas skripsi ini.

23 BAB II TINJAUAN PUSTAKA.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas Turbin gas merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi potensial gas menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin secara langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Turbin gas dapat digunakan pada berbagai bidang industri, diantaranya pembangkit tenaga listrik dan untuk transportasi. Dalam perancangan ini turbin gas digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTG. Recuperator Compressor Combustor Turbine

24 Gambar.1 A recuperative medium sized Industrial Gas Turbine (Courtesy Solar Turbines Incorporated) Turbin gas merupakan suatu unit yang menggunakan gas sebagai fluida kerjanya. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar dan generator. Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi dan diumpankan ke ruang bakar. Bersama-sama dengan udara yang bertekanan tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Gas panas yang keluar dari pembakar atau reaktor dapat dipakai langsung sebagai fluida kerja yang dialirkan ke turbin untuk menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik. Udara Ruang Bakar Gas Buang Tenaga Listrik Kompresor Poros Turbin Kopel Generator Gambar.. Instalasi turbin gas. Klasifikasi Turbin Gas..1 Berdasarkan Siklus Kerja...i Turbin Gas Siklus Terbuka (open cycle gas turbine) Pada siklus ini gas hasil pembakaran langsung dibuang ke udara bebas setelah diekspansikan di dalam turbin. Instalasi ini memiliki struktur yang sederhana yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar, dan turbin yang

25 berfungsi sebagai penggerak kompresor dan beban. Skema instalasi turbin gas siklus ini ditunjukkan pada gambar sebagai berikut : Udara masuk Bahan Bakar RB Gas Buang K T Gambar.3.Diagram alir turbin gas siklus terbuka..1.ii Turbin Gas Siklus Tertutup (closed cycle gas turbine) Turbin gas siklus tertutup terbagi atas dua jenis, yaitu turbin gas dengan siklus tertutup langsung dan turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung. Pada turbin gas dengan siklus tertutup langsung (direct closed cycle), gas pendingin dipanaskan di dalam reaktor dan berekspansi melalui turbin, didinginkan di dalam penukar kalor dan dikompresi kembali ke reaktor. Siklus ini dapat juga menggunakan gas lain yang bukan hanya udara. Tidak ada buangan gas radioaktif yang dibuang ke atmosfer dalam operasi normal. Fluida yang paling cocok untuk ini adalah helium. Sedangkan pada turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung (indirect closed cycle), turbin gas dengan siklus ini merupakan gabungan antara turbin dengan siklus terbuka tak langsung dan turbin dengan siklus tertutup langsung, karena reaktornya terpisah dari fluida kerja oleh suatu penukar kalor. Sedangkan gas kerja itu membuang kalor ke atmosfer melalui penukar kalor. Bahan pendingin primer biasanya air, atau gas helium. Pada siklus tertutup ini fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini sangat

26 menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan udara bertekanan tinggi sampai 40 atm seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Keuntungan pada siklus ini antara lain adalah : 1. Untuk daya yang sama turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil. Dapat digunakan pada sistem bertekanan tinggi 3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar Reaktor 3 Kompresor Beban Turbin 1 Gas masuk Penukar -Kalor Gas Keluar 4 Gambar.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung Reaktor Pendingin Primer` Gas Penukar -Kalor 3 Kompresor Turbin Penukar -Kalor 1 4 Udara atau Air pendingin

27 Gambar.5 Bagan siklus turbin gas tertutup tak langung..1.iii Siklus Kombinasi (combined cycle) Siklus kombinasi pada umumnya adalah usaha untuk memanfaatkan gas buang dengan cara menambahkan beberapa alat sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu yang pada akhirnya proses tersebut akan meningkatkan efisiensi sistem. Turbin gas dengan siklus ini akan bermanfaat jika dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinyu... Berdasarkan Konstruksi...i Turbin Gas Poros Tunggal Turbin satu poros mempunyai kompresor, turbin, dan beban pada satu poros yang berputar pada kecepatan tetap. Konfigurasi ini digunakan untuk menggerakkan generator kecil dan generator besar untuk utilitas....ii Turbin Gas Poros Ganda Turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi dimana poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Pada jenis ini, turbin terdiri atas dua buah yaitu turbin tekanan tinggi dan turbin tekanan rendah. Turbin dengan tekanan tinggi berfungsi menggerakkan kompresor dan mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin berporos ganda ini juga

28 digunakan untuk sentral listrik dan industri. Turbin ini direncanakan beroperasi pada putaran yang berbeda tanpa menggunakan reduction gear...3 Berdasarkan Aliran Fluida..3.i Turbin Aliran Axial Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah sejajar dengan dengan sumbu poros turbin. Turbin aksial umumnya sering digunakan untuk kapasitas dan daya besar karena mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan turbin jenis radial. Antara lain yaitu: 1. Efisiensinya lebih baik. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi 3. Konstruksinya lebih ringan serta tidak membutuhkan ruangan yang besar.

29 Gambar.6 Rotor turbin rasio bertekanan tinggi ALSTOM (Dikutip dari buku Gas Turbine Engineering Hand book, Meherwan P. Boyce) Bila ditinjau dari sistem konversi energinya, turbin aksial dibagi menjadi dua bagian yaitu : 1. Turbin aksial reaksi Turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan laluan sudu gerak, sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat terdistribusi secara merata.. Turbin aksial aksi (impuls) Merupakan turbin yang proses ekspansi (penurunan tekanan) fluidanya hanya terjadi pada sudu diam dan energi kecepatan diubah menjadi energi mekanis pada sudu sudu turbin (tanpa terjadinya ekspansi pada sudu gerak itu)...3.ii Turbin Aliran Radial

30 Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah tegak lurus dengan sumbu poros turbin. Gambar.7 Karakteristik turbin aliran radial Pada turbin radial, ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di dalam laluan semua baris sudu sudu yang berputar. Turbin radial umumnya digunakan untuk aliran yang kecil, dimana turbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial. Sebagai contoh pada instalasi turbin gas yang kecil dalam bidang automotif dan pompa pemadam yang dapat dipindah pindah. Pada gambar.7 diatas diperlihatkan karakteristik turbin aliran radial..3 Siklus Kerja Turbin Gas Turbin gas secara thermodinamika bekerja dengan siklus Brayton (Brayton cycle). Siklus ini merupakan siklus ideal untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka. Siklus ini terdiri dari dua proses isobar (tekanan tetap) dan dua proses adibatik mampu balik (isentropic). Siklus ideal adalah siklus dengan asumsi :

31 1. Proses kompresi dan ekspansi terjadi secara isentropik. Perubahan energi kinetik dari fluida kerja antara sisi masuk dan sisi keluar kompresor diabaikan 3. Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk dan sisi keluar ruang bakar 4. Laju aliran massa gas dianggap konstan. Adapun diagram T s untuk siklus terbuka seperti terlihat pada gambar berikut T q in 3 W out 4 1 q out s Gambar.8 Diagram T s siklus terbuka turbin gas Dari gambar diagram T s tersebut, proses yang terjadi adalah : Proses 1 : Proses kompresi isentropik pada kompresor Proses ini merupakan proses kerja kompresor. Kerja spesifik kompresor itu sendiri adalah kalor spesifik yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi ideal. dimana: W K = C p ( T T 1 ) = h h 1 (kj/kg)...(lit. hal 38) C p = panas jenis udara pada tekanan konstan (kj/kg o K) T 1 = Temperatur udara masuk kompresor ( o K) T = Temperatur udara keluar kompresor ( o K) = Temperatur udara masuk ruang bakar

32 h 1 h = Entalpi udara spesifik masuk kompresor (kj/kg) = Entalpi udara spesifik keluar kompresor (kj/kg) = Entalpi udara spesifik masuk ruang bakar Proses 3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan (isobar) dalam ruang bakar. Proses ini merupakan proses terjadinya pemasukan panas yang juga berarti besarnya kalor spesifik pada ruang bakar Q in = C p ( T 3 T ) = h 3 h (kj/kg)...(lit. hal 38) dimana: T 3 = Temperatur gas keluar ruang bakar ( o K) = Temperatur gas masuk turbin h 3 = Entalpi gas keluar ruang bakar atau Entalpi gas masuk turbin (kj/kg) Pada proses ini terjadi proses pembakaran bahan bakar dengan udara. Udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri pembakaran yang dapat diperoleh dari persamaan umum C x H y + n O a CO + b H O Dimana : a = x, b = (y /) dan n = x + (y /4) Proses 3 4 : Proses ekpansi isentropik pada turbin Proses ini merupakan proses kerja turbin W T = C p ( T 3 T 4 ) dimana: = h 3 h 4 (kj/kg) (lit,hal. 38) T 4 = Temperatur gas keluar turbin ( o K) h 4 = entalpi gas keluar turbin (kj/kg) Proses 4 1 : Proses pembuangan kalor pada tekanan konstan

33 Proses ini menyatakan besarnya kalor spesifik pada proses pembuangan kalor Q out = C p ( T 4 T 1 ) = h 4 h 1 (kj/kg) Dari kerja spesifik yang terjadi pada setiap proses diatas maka diperoleh 1. Kerja Netto Siklus (W nett ) Kerja netto siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas W nett = W T - W K = C p ( T 3 T 4 ) - C p ( T T 1 ) W nett = C p [( T 3 T 4 ) - ( T T 1 )] (Lit., hal. 39). Kalor Efektif (Q eff ) Gambar.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan Adalah selisih antara pemasukan dan pembuangan kalor spesifik Q eff = Q in - Q out = (h 3 h ) (h 4 h 1 ) (kj/kg)

34 3.Efisiensi siklus (η) Adalah perbandingan antara kerja netto siklus dengan pemasukan energi, η = 4.Pressure Ratio (r p ) C ( T T ) C ( T W nett p 3 4 p = Qin C p ( T3 T ) T ) 1...(lit, hal. 39) Adalah perbandingan tekanan dikarenakan proses 1 dan 3 4 berlangsung secara isentropis dimana, P 1 = P 4 dan P = P 3 maka T ( γ 1 ) = γ r = T 1 T T 3 4 Dimana r adalah rasio tekanan, P P = r = 3 P1 P4 Sehingga, η total = 1-1 r ( γ 1) γ Proses diatas merupakan proses secara teoritis. Pada kenyataannya terjadi penyimpangan dari proses tersebut dimana proses inilah yang disebut proses aktual. Proses aktual ini diakibatkan oleh : a. Fluida kerja bukan merupakan gas ideal dengan panas spesifik konstan, b. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan, c. Proses yang terjadi disetiap komponen adiabatik, d. Proses kompresi didalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik, e. Proses ekspansi didalam turbin tidak berlangsung secara isentropis,

35 f. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak menjamin terjadinya proses pembakaran sempurna dan g. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin. Penyimpangan yang terjadi dapat dilihat pada diagram T s berikut, Gambar.10 Diagram T-s siklus aktual Adapun proses yang terjadi dari diagram T-s diatas adalah : Proses 1 : Proses kompresi secara aktual pada kompresor (kerja kompresor). Proses ini merupakan proses kerja spesifik kompresor yaitu kalor spesifk yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor 1 W K = Cpa( T 0 T 01 ) η m (Lit. hal. 56) Proses 3 : Proses pemasukan kalor Proses pemasukan kalor terjadi dalam ruang bakar pada tekanan konstan (isobar). Proses 3 4 : Kerja turbin Q = Cpa (T 0 T 01 ) (Lit. hal. 46) Proses ini merupakan proses ekspansi secara aktual pada turbin

36 Wt = Cpg (T 03 T 04 ) (Lit. hal. 64) Dimana : Cpg = panas spesifik gas pada tekanan konstan = 1,148 kj /kg.k 5. Efisiensi kompresor dan turbin a. Efisiensi isentropik Dengan menggunakan konsep enthalpy stagnasi atau temperatur untuk memperoleh jumlah setiap perubahan dalam energi kinetik fluida diantara sisi masuk dan buang. Untuk itu diperoleh efisiensi kompresor dan tubin dengan menggunakan perbandingan temperatur stagnasi, yaitu: Kompresor : η c = W W ' = T T 0 ' 0 T T Turbin : η t = W = W ' T T T T ' (Lit. hal. 49) Pada perhitungan siklus, nilai untuk η c dan η t nantinya akan diasumsikan. Sedangkan temperatur ekivalen dari transver kerja adalah untuk memberikan perbandingan tekanan (ratio pressure), dengan persamaan T01 T 0 T 01 = P ηc p Dan, 0 01 ( γ 1) γ 1 T 03 T 04 = η t.t p03 / p 04 ( γ 1) γ (Lit. hal. 49) b. Efisiensi politropik

37 Dengan pertimbangan yang membawa kepada konsep politropic (small-stage) efficiency yang didefenisikan sebagai efisiensi isentropik yang berkenaan dengan tigkat dalam proses, adalah konstan pada keseluruhan proses. Dalam perhitungan siklus akan dituliskan dengan persamaan ( n 1) T 0 T 01 = T 01 p0 p01 n 1 Dimana (n 1)/n = ( γ 1) / γη C Dan, ( n 1) T 03 T 04 = T 03 1 n 1 (Lit. hal. 53) p p 03 / 04 Dimana (n 1)/n = η ( γ 1) / γ Untuk turbin gas pada industri diambil p = p 01 a dan a T 01 = T, dimana untuk gas buang turbin ke atmosfir luar p 04 akan diambil sama dengan p a. Jika nilai efisiensi isentropik yang diperoleh bervariasi dengan kompresi atau rasio ekspansi, maka akan ditampilkan pada grafik sebagai berikut,

38 Gambar.11. Grafik variasi nilai efisiensi isentropic turbin dan kompresor dengan rasio tekanan untuk efisiensi politropik 85%.4 Ruang Bakar Suatu reaksi kimia dimana suatu bahan bakar dioksidasi dan sejumlah besar energi dilepaskan, disebut pembakaran. Hal tersebut terjadi di dalam ruang bakar atau combustion chamber. Pengoksidasi yang paling sering digunakan di dalam proses pembakaran adalah udara karena pertimbangan udara dapat diperoleh bebas dan siap tersedia. Kalor spesifik yang masuk (q in ) pada ruang bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas sekaligus menaikkan enthalpinya dan secara teoritis terjadi pada tekanan konstan. Seperti yang telah disebutkan diatas, udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri pembakaran yang dapat diperoleh dari persamaan umum C x H y + n O a CO + b H O Dimana : a = x, b = (y /) dan n = x + (y /4).5 Generator Pada proses pembebanan arus bolak balik, unsur yang terlihat dalam konversi energi daya adalah : 1. Daya nyata (V.I.cosφ) dalam Watt merupakan besaran yang terlibat dalam konversi daya. V.I.cosφ merupakan daya reaktif yang juga merupakan suatu kebutuhan yang harus dilayani. Daya reaktif hanya membebani biaya investasi bukan biaya operasi

39 Beban membutuhkan daya reaktif karena, 1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri. Dari hal diatas disimpulkan bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata atau daya reaktif seperti digambarkan pada gambar berikut ini φ P G Dimana : P G = daya berguna P B = daya semu P E = daya reaktif P E P B Gambar.1. Daya pada generator Dalam hal transmisi daya dan putaran ke generator akan terjadi kerugian mekanis. Sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu P B = P G cosϕ Dimana : Cosφ = Faktor daya Sedangkan daya reaktifnya yaitu : P E = P B η. η g m Dimana : η g = Efisiensi generator η m = Efisiensi mekanis generator (0,9).6. Laju Aliran Massa Udara

40 Dalam menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan yang dihitung adalah pada temperatur rata rata udara atmosfer yang dihisap kompresor. Hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem agar tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur udara atmosfer rendah ataupun temperatur udara atmosfer tinggi. Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi dan instalasi : P E = P T - P K P E = (( m o a + o f m ). W Ta - o a m. W Ka Dimana : o PE m a = o m f 1+ W o. m a T W K (Lit. hal 3) P o m = E a ( 1+ FAR ). WT WK o m f = FAR. m o a Dimana : o a m = Laju aliran massa udara (kg/s) o f m = Laju aliran massa bahan bakar (kg/s) P T W Ta W Ka = Daya bruto turbin (kw) = Kerja turbin aktual (kj/kg) = Kerja kompresor aktual (kj/kg) Dengan ketentuan persamaan gas untuk mendapatkan laju aliran massa udara dan bahan bakar

41 Q udara = Q bahan bakar = o m ρ o m ρ udara udara b. bakar b. bakar (m 3 /s) (m 3 /s) Kapasitas berbeda pada kondisi yang berbeda yang ditentukan karena perbedaan rapat jenis fluida akibat perbedaan suhu ρ = P R. T dimana : P = Tekanan (Pa) R = Konstanta gas (87 J/kg o K) T = Temperatur ( o K). Dengan diperolehnya massa aliran fluida maka dapat diperoleh besaran daya setiap komponen yaitu ; 1. Daya kompresor P K = ( m o a ). W K (MW). Daya turbin P T = ( m o a + o m ). W T f (MW) 3. Panas yang disuplai ruang bakar Q RB = ( m o a + o m ). Q in f (MW).7. Perencanaan Turbin Dalam perencanaan turbin ini akan dibahas mengenai jumlah tingkat turbin, kondisi gas dan dimensi sudu.

42 .7.1 Jumlah Tingkat Turbin Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat. Penurunan tiap tingkat turbin adalah :. C pg. T ψ = U os...(lit., hal 74) dimana: ψ = Koefisien pembebanan sudu C pg = Panas jenis gas pada tekanan konstan (kj/kg K) ΔTos = Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K) U = Kecepatan tangensial rata rata sudu (m/s) Sedangkan total penurunan temperatur gas adalah : ΔT o = T 3 T 4 dimana: ΔT o = total penurunan temperatur (K) T 3 T 4 = temperatur gas masuk turbin (K) = temperatur gas keluar turbin (K) Dan, ( γ 1) ΔT 0s = η t T p01 / p03 γ...(lit., hal 74) Dimana : ΔTos = Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K) η t γ = Efisiensi turbin = Berat molekul = 1,333 untuk gas Jumlah tingkat turbin diperoleh dari persamaan : Z t = T T o os dimana: Z t = jumlah tingkat turbin

43 .7. Kondisi Gas pada Sudu Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan statis. Keadaan stagnasi adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan tanpa memperhitungkan kecepatan. Sedangkan keadaan statis yaitu kondisi gas yang dianalisa dengan memperhitungkan kecepatan. Persamaan persamaan stagnasi menurut literatur hal 144 :. P P 01 0 = T. os R 1. η st T01 γ γ 1 dimana: P 01 P 0 R η st T 0 = tekanan gas sebelum proses (bar) = tekanan gas setelah proses (bar) = derajat reaksi tingkat = efisiensi statik = temperatur pada P 0 (K) Persamaan persamaan statik menurut literatur hal. 57: T 1 = T 01 - C o. C pg dan, P 1 = P 01 - T T 0 γ γ 1 dimana : T 1 T 01 = kondisi gas pada kondisi statik (K) = kondisi gas pada kondisi stagnasi (K)

44 P 1 = tekanan gas pada kondisi statik (bar) P 01 = tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar) Dari persamaan gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir yaitu: ρ = P.100 R. T...(Lit., hal 83) dimana : ρ = massa jenis (Kg/m 3 ) Dengan menghitung laju aliran massa gas maka dapat dicari luasan yang ditempati gas yaitu: A = m ρ. C a...(lit., hal 84) dimana : A = luasan yang ditempati gas (m ) m = massa gas, dimana dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda karena pengaruh laju aliran massa perbandingan sudu (Kg/s).7.3 Tinggi Sudu Persamaan ukuran pada sudu turbin, dapat dilihat pada gambar berikut: 3 1 Stator Rotor h r t r m r r Gambar.13 Penampang pada sudu turbin

45 Tiiggi sudu (h) adalah : h = A.N U m (Lit. hal, 85) dimana : h N U m = tinggi sudu (m) = putaran sudu (rpm) = kecepatan tangensial rata rata sudu (m/s).7.4 Jari jari Sudu Pada penentuan jari-jari sudu, jari-jari rata rata sudu yang dimaksud adalah jarak dari pusat cakram ke pitch sudu yaitu : r m = 60. U m. π. n (Lit. hal, 85) dimana: r m = Jejari rata rata sudu (m) U m = kecepatan tangensial rata rata sudu (m/s) Jari jari dasar sudu dan puncak sudu pada tiap tingkat turbin adalah : r r = r m - h r t = r m + h (Lit. hal, 90) dimana: r r r t h = Jari jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m) = Jari jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m) = tinggi sudu (m)

46 Tebal sudu celah antara sudu besarnya dapat dilihat dari persamaan : w = 3 h c = 0,5.w (Lit. hal, 85) dimana: w c = tebal sudu (m) = celah antara sudu (m).7.5 Diagram Kecepatan Gas Untuk menggambarkan kecepatan aliran gas perlu dihitung besar sudut kecepatan sudut masuk dan kecepatan sudut keluar relative gas yang besarnya adalah: ψ = 4.φ.tan β + ψ = 4.φ.tan β 3 (Lit., hal 76) dimana: φ Β Β 3 = Koefisien aliran gas = sudut relatif kecepatan gas masuk sudu = sudut relatif kecepatan gas keluar sudu.7.6 Putaran Kritis Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi yang tinggi. Hal ini diakibatkan oleh frekwensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan frekwensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhi oleh gaya gaya yang membebani poros yang menyebabkan defleksi atau lendutan.

47 Putaran kritis poros dapat dihitung setelah didapat lendutan maksimum. Kecepatan sudut putaran kritis adalah : ω c = C.G Y MAX dimana: ω c = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s) C = koefisien untuk dua bantalan pendukung, yaitu 1 : 1,685 g = kecepatan gravitasi. Putaran kritis sistem adalah : η c ω c = putaran kritis sistem (rpm) = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s).7.7 Perhitungan Performa Tingkat Gambar.14 Aksi gaya efektif pada cascade Bedasarkan diagram aksi gaya pada cascade seperti yang dihunjuk pada gambar diatas, kenaikan tekanan statisnya adalah : Δp = p p 1

48 = (p 0 1 ρ V ) (p01-1 ρ V ) (Lit., hal 76) Gaya aksial per_unit panjang tiap sudu adalah Δp dan dari pertimbangan perobahan momentum, aksi gaya sepanjang cascade adalah : F = s. ρ. Va perobahan komponen kecepatan sepanjang cascade F = s. ρ. Va (tan α 1 tan α ) (Lit., hal 76) Koefisien C L dan C DP didasarekan pada vektor kecepatan rata-rata (V m ) dibagi dengan segitiga kecepatan, maka : V m = V a. sec α m Dimana : α m adalah, tan α m = [ 1 (Va tan α 1 V a tan α ) + V a tan α ]/ V a = 1 (tan α1 + tan α ) (Lit., hal 76) BAB III ANALISA TERMODINAMIKA 3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin aksial reaksi. Adapun spesifikasi teknis dalam perancangan ini adalah mengacu pada hasil data survey : Daya Maksimum = 13 MW

49 Bahan bakar Fluida kerja siklus = Gas Alam Cair (LNG) = Udara /Gas Pressure Ratio (pr) = 10,04 Temperatur Inlet Turbin = 1004 ºC Putaran Turbin Tipe Turbin Tipe Kompresor Tekanan Barometer = 3000 rpm = Turbin Axial = Kompresor Axial = 1,013 bar Menurut pesamaan umum gas ideal p. v m =, dimana bila temperatur gas R. T rendah, maka massa aliran gas akan naik dan sebaliknya. Hal ini berarti bila temperatur atmosfir turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya. Temperatur udara yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran massa udara yang dihisap oleh kompresor akan berubah sesuai dengan persamaan umum gas ideal. 3. Kompresor 3..1 Jenis-jenis Kompresor 3..1.i Dynamic compressor Pada jenis kompresor ini pemampatan udara terjadi secara kontinyu. Jenis kompresor ini antara lain : a. Centrifugal flow compressor b. Axial flow compressor c. Mixed flow compressor

50 3..1.ii Positve Displacement Compressor Untuk jenis kompresor ini proses pemampatan udara terjadi secara periodik, fluida dikompresikan dengan mengurangi volume jenis. Kompresor ini terdiri dari : a. Reciprocating compressor b. Rotary compressor c. Membrane compressor. Dalam pemilihan jenis kompresor yang sesuai pada sistem turbin gas, dibutuhkan kompresor yang memiliki efisiensi tinggi, berkapasitas besar serta memiliki kemampuan menghasilkan mass flow rate udara yang besar. berdasarkan hal tersebut, kompresor tipe aksial sangat cocok digunakan dalam sistem turbin gas yang akan direncanakan. Disamping hal tersebut, kompresor tipe axial memiliki susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi. susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi. 3.. Analisa Termodinamika Kompresor Pada analisa perhitungan termodinamika dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor serta besarnya daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor. 3...i Kondisi Udara Masuk Kompresor (kondisi 1) T a P a = Temperatur Lingkungan = Tekanan Barometer yaitu 1,013 bar

51 γ = Konstanta Adiabatik yaitu 1,4 (untuk udara) dimana : T a = 30 ºC + 73,16 = 303,16 K Gambar 3.1. Kondisi stagnasi pada kompresor Pada gambar diatas diperlihatkan proses kompresi pada kompresor a. Kondisi Stagnasi P 01 = P a - P f dimana : P f = Penurunan tekanan pada filter udara = 0,0 bar maka : P 01 = P a - P f P 01 = 1,013 0,0 = 0,993 bar

52 T 01 = P P a 01 T a ( γ 1) η γ pf dimana : η pf = efisiensi politropik filter udara = 0,9 untuk udara (Lit., hal 57) λ C pa = 1,005 kj /kg K, γ = 1,4 (untuk udara), atau γ 1 = 3,5 dan, Pa P 01 = 1,013 0,993 = 1,00 bar sehingga : T 01 = 1,00 303,16 (1,4 1).0,9 1,4 T 01 = 301,65 K atau 8,49 ºC b. Kondisi Statik T 1 = T 01 - C a. C pa dimana : C a C pa = Kerapatan axial udara antara 150 s/d 00 (m/s) = panas udara masuk kompresor (1,005 kj /kg K.udara) sehingga :

53 T 1 = 301, (1, ) = 90,455 K atau 17,9 ºC P 1 = P 01 T T 1 01 ( γ 1) γ 90,455 = 0, ,65 = 0,869 bar 3,5 3...ii Kondisi Udara Keluar Kompresor (Kondisi ) a. Kondisi Stagnasi P 0 = rp P 01 = 10,04 0,993 = 10,01 bar dimana : η pk = Efisiensi politropik = 0,9 maka : T 0 = T 01 ( ) γ. η pk rp γ 1 = 301,65 10,04 (1,4 1) (1,4 0,9) T 0 = 66,70 K atau 353,53 ºC b. Kondisi Statik

54 T = T 0 - C a. C pa 150 T = 66,70-3 1, = 615,3 K atau 34,16 ºC P = P 0 - T T 0 γ γ 1 = 10,01-1,4 1, ,3 66,5 = 9,07 bar Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per_unit mass flow (Wtc) adalah : dimana : Wtc = Cpa ( T 0 η m T a ) η m = Efisiensi mekanik = 0,9 (Lit. hal 50) Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor ΔT 0 atau T 0 Ta adalah : Ta T 0 Ta = P η k P 0 a ( γ 1) γ 1 = (1,4 303,16 10,01 1, 4 0,85 1,013 1) 1 = 30,665 K maka :

55 Wtc = 1,005 30,665 0,99 = 35,54 kj /kg 3.3 Ruang Bakar Ruang bakar merupakan tempat proses pembakaran yaitu proses pemasukan kalor yang diharapkan berlangsung pada tekanan konstan serta dapat menghasilkan gas hasil pembakaran dengan temperatur tinggi. Proses pembakaran terjadi secara kontinyu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai dengan kekuatan material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal tersebut perlu dilaksanakan mengingat kekuatan material akan turun dengan naiknya termperatur (lelah thermal pada material) Tipe ruang bakar yang digunakan dalam perancangan ini adalah tipe ruang bakar Tubular Chamber yang tediri dari suatu silinder linier yang terpasang konsentris di dalam casing. Turbin ini memiliki dua buah ruang bakar dan masing masing ruang bakar tersebut dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lobang injeksi bahan bakar dan Diagonal swirler untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar yang optimal.

56 Gambar 3.. Susunan ruang bakar unit turbin gas Keterangan gambar : A. Ruang saluran udara (Annular space for combustion air supply) B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct) 1. Selubung tekanan (pressure shell). Kombinasi pembakar (Burner combination) 3. Lokasi untuk inspeksi (Platform include railing) 4. Tabung api (Flame tube) 5. Selubung turbin (Turbin casing) 6. Pipa pipa buang (Blow-off pipes) 7. Rotor 8. Lobang masuk orang (Man hole) Sedangkan gambar untuk penampang potongan kombinasi pembakar (Burner combination) yang dipasang disekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya 16 buah (masing masing ruang bakar 8 buah), sebagai berikut

57 Gambar 3.3. Section burner combination Keterangan gambar : 1. Saluran masuk bahan bakar minyak (fuel oil inlet). Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet) 3. Fuel oil burner 4. Busi (spark plug) 5. Ignition gas inlet 6. Dudukan pembakar (burner support) 7. Sumber nyala (igniter) 8. Saluran udara masuk (air inlet) 9. Fuel gas burner 10. Pengaduk diagonal (diagonal swirl) 11. Sekat udara dengan pengaduk axial (air buffle with axial swirler) 1. Daerah pembakaran (combustion zone)

58 13. Pengaduk axial (axial swirler) 14. Saluran saluran keluar gas (gas outlet ducts) 15. Saluran masuk bahan bakar gas (fuel gas inlet) 16. Saluran keluar bahan bakar minyak (fuel oil outlet) atau return Analisa Bahan Bakar dan Reaksi Pembakaran Dalam perhitungan analisa ini dimaksudkan untuk menentukan jumlah perbandingan udara, bahan bakar dan temperatur gas yang dihasilkan. Bahan bakar yang digunakan adalah gas alam cair (Liquid Natural Gas) dengan komposisi sebagai berikut : Tabel 3.1. Komposisi bahan bakar turbin gas Komposisi Gas Alam Metana (CH 4 ) Etana (C H 6 ) Propana (C 3 H 8 ) Butana (C 4 H 10 ) Pentana (C 5 H 1 ) Xenana (C 6 H 14 ) CO (N + H S) % Volume 74,44 5,66,4 1, 0,47 0,5 14,90 0,39 Total 100,00 Sumber : Operation Manual, Vol 1. Fuel Gas System JCC. Corporation Pertamina Arun LNG Low Heating Value (LHV) bahan bakar untuk tiap kilogram bahan bakar adalah = kj /kg. Untuk proses pembakaran gas gas dengan 100 % udara teoritis adalah sebagai berikut : a. Metana (CH 4 ) : CH 4 + O CO + H O 1 lb CH 4 + mol O 1 mol CO + mol H O

59 16 lb CH lb O 44 lb CO + 36 lb H O 1 lb CH lb O,75 lb CO +,5 lb H O jadi : 1 lb CH 4 membutuhkan 4 lb O, karena O = 3 % 1 lb CH 4 membutuhkan (100/3) 4 lb udara, atau 1 lb CH 4 membutuhkan 17,39 lb udara b. Ethana (C H 6 ) : C H 6 + 7O 4 CO + 6 H O 60 lb C H lb O 176 lb CO lb H O jadi : 1 lb C H 6 membutuhkan (4/60) lb O, maka : 1 lb C H 6 membutuhkan (100/3) 108 lb udara, atau 1 lb C H 6 membutuhkan 16,3 lb udara c. Propana (C 3 H 8 ) : C 3 H 8 + 5O 3 CO + 4 H O 44 lb C 3 H lb O 13 lb CO + 7 lb H O 1 lb C 3 H 8 + 3,64 lb O 3 lb CO + 1,64 lb H O jadi : 1 lb C 3 H 8 membutuhkan 3,64 lb O, maka : 1 lb C 3 H 8 membutuhkan (100/3) 3,64 lb udara 1 lb C 3 H 8 membutuhkan 15,8 lb udara d. Butana (C 4 H 10 ) C 4 H O 8 CO + 10 H O

60 116 lb C 4 H lb O 64 lb CO lb H O 1 lb C 4 H ,59 lb O,8 lb CO + 1,4 lb H O jadi : 1 lb C 4 H 10 membutuhkan (100/3) 3,59 lb O udara 1 lb C 4 H 10 membutuhkan 15,60 lb udara e. Pentana (C 5 H 1 ) : C 5 H O 5 CO + 6 H O 7 lb C 5 H lb O 0 lb CO lb H O 1 lb C 5 H 1 + 3,59 lb O 3.06 lb CO + 1,5 lb H O jadi : 1 lb C 5 H 1 membutuhkan 3,56 lb udara, maka : 1 lb C 5 H 1 membutuhkan (100/3) 3,56 lb O udara 1 lb C 5 H 1 membutuhkan 15,47 lb udara f. Hexana (C 6 H 14 ) C 6 H O 5 CO + 6 H O 17 lb C 6 H lb O 58 lb CO + 5 lb H O 1 lb C 6 H ,54 lb O 3.07 lb CO + 1,47 lb H O jadi : 1 lb C 6 H 14 membutuhkan 3,54 lb udara, maka : 1 lb C 6 H 14 membutuhkan (100/3) 3,54 lb O udara 1 lb C 6 H 14 membutuhkan 15,37 lb udara. Berdasarkan reaksi dari persamaan diatas maka untuk 1 lb gas alam akan membutuhkan sebanyak,

61 Metana 74,44 % 17,39 = 1,95 Etana 5,66 % 16,3 = 0,9 Propana,4 % 15,81 = 0,38 Butana 1, % 15,60 = 0,19 Pentana 0,47 % 15,46 = 0,07 Hexana 0,5 % 15,37 = 0,08 CO 14,90 % - = - (N + H S) 0,37 % - = - 1 lb (100%) Gas alam membutuhkan = 14,59 lb Udara Maka diperoleh perbandingan massa bahan bakar dan udara (mf /ma) adalah 1 : 14,59 atau mf /ma = 0,0685. Untuk pembakaran dengan menggunakan 400 % udara teoritis mf ma = 1 : (4 14,59) = 0,017 = f teoritis sehingga : f aktual = f teoritis η rb dimana efisiensi ruang bakar ditentukan 98 %. Menurut (lit hal 46), besarnya kisaran efisiensi ini diambil adalah untuk ketepatan dalam pengukuran temperatur dan kecepatan laju gas. Dalam kerja turbin biasanya pengukuran temperatur tersebut diukur dengan thermocouples. maka : f aktual = 0,017 0,98 = 0,01755

62 Menurut (lit.3 hal 55) untuk membatasi temperatur gas pembakaran keluar dari ruang bakar, maka turbin gas memerlukan jumlah udara berkelebihan. Perbandingan berat bahan bakar udara dapat berkisar antara f = 1 s/d Turbin Dalam perencanaannya, direncanakan suatu sistem turbin gas dengan kapasitas besar. Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin jenis axial mengingat turbin tipe ini memiliki keuntungan yang lebih baik dibanding tipe lain. Disamping konstruksinya yang ringan, turbin ini tidak membutuhkan ruangan yang besar. Turbin tipe axial juga mempunyai efisiensi yang baik serta cocok untuk pemakaian multi stage Analisa Termodinamika Turbin Untuk melengkapi data dalam perhitungan, maka diberikan beberapa data lainnya yaitu : a. Derajat reaksi (Λ) dipilih 50% artinya pada masing masing sudu, rotor dan stator terjadi penurunan entalpi (enthalpy drop) yang sama besar b. Kecepatan keliling sudu keliling (U) = 350 m/s c. Efisiensi mekanis turbin (η T ) = 0,95 d. Efisiensi politropik (η pt ) = 0,9.

63 Gambar 3.4 Turbin dengan exhaust difuser Pada perhitungan termodinamika untuk turbin gas ini dimaksudkan untuk dapat menentukan kondisi gas masuk dan keluar sudu turbin. Didalam unit turbin terjadi proses perubahan energi kinetis dari gas hasil pembakaran menjadi energi mekanis. Dengan cara mengekspansikan gas tersebut pada sudu sudu turbin kemudian dibuang ke atmosfir melalui diffuser dan ke cerobong (stack) atau dapat dimanfaatkan lagi ke sistem berikutnya i Kondisi gas masuk turbin (kondisi 3) a. Kondisi Stagnasi P 03 = P 0 (1 P Lrb ) Dimana : P Lrb = Pressure Loss di ruang bakar = 0,0 maka : P 03 = 10,01 (1 0,0) = 9,80 bar T 03 = 1004 ºC atau 177,16 K

64 b. Kondisi Statis T 3 = T 03 - C a. C pg Dimana : C a = Kecepatan aksial udara = 150 m /s C pg = Panas spesifik gas = 1,148 kj /kg K γ g γ = 1,33 atau γ 1 = 4,0...(Lit. hal 57) Maka diperoleh temperatur pada kondisi statis yaitu : 150 T 3 = 177,16-3 1, = 167,36 K atau 994,0 ºC P 3 = P 03 T T 3 03 γ γ 1 = 9,80 167,36 177,16 4,0 = 9,50 bar ii Kondisi gas keluar turbin (kondisi 4) a. Kondisi Stagnasi Menurut (Lit.3, hal 37), untuk pressure ratio at ambient (perbandingan tekanan ambient) dengan tekanan gas keluar turbin siklus terbuka yang baik berkisar antara 1,1 s/d 1,. Maka untuk perencanaan ini dipakai 1,

65 Maka : P 04 = 1, P a = 1, 1,013 = 1,156 bar sehingga pressure ratio at exit (E R ) adalah : P E R = P = 9,80 1,156 = 8,061 bar T 04 = T 03 ( γ 1). η E γ R pt Dimana : η pt = Efisiensi politropik = 0,9 sehingga : T 04 = 177,16 8,061 (1,33 1).0,9 1,33 = 177,16 1,59 = 803,4 K atau 530,08 ºC b. Kondisi Statis T 4 = T 04 - C a C pg 150 = 803,4-3 1, = 793,44 K atau 50,8 ºC

66 P 4 = P 04 T T 4 04 γ γ 1 = 1,156 1,33 1, ,44 803,,4 = 1,156 bar Sedangkan temperatur ekivalen dari total kerja turbin ΔT 034 atau T 03 T 04 adalah : ΔT 034 = η t. T P03 P 04 ( γ 1) γ = 0,95 177, ,061 1,33 1 1,33 = 491,386 K c. Kerja total turbin per unit mass flow (Wt) adalah : Wt = C pg (T 034 ) = 1, ,386 = 564,111 kj /kg d. Kerja spesifik output (Wt Wtc) adalah : Wt Wtc = (564,111 35,54) kj /kg = 38,587 kj /kg Dengan diperolehnya perbandingan massa bahan bakar udara mf/ ma = 0,017 sehingga, f akt = 0,017 0,98

67 maka : a. Konsumsi spesifik ruang bakar (SFC) adalah : SFC = f Wt Wtc = , ,587 = 0,64 kg /Kwh b. Efisiensi thermal siklus adalah : η th = 3600 ( SFC).( LHV ) = 3600 (0,64).(47.30) = 0,88 = 8,8 %

68 3.5 Generator Pada perencanaan ini, direncanakan generator listrik dengan kapasitas daya output sebesar 13 MW. karena daya yang diperlukan oleh generator adalah daya semu (N B ) maka besarnya daya semu tersebut adalah : Normal faktor daya (cos φ) = 0,8 s/d 0,9 N B = Daya generator cosϕ = ,9 = KW Efisiensi generatornya (η g ) adalah 98 % Dengan demikian daya efektif turbin (N E ) adalah : N E = N B η g = ,98 = ,86 KW Udara Ruang Bakar Gas Buang Tenaga Listrik 13 MW Poros Kopel Kompresor Turbin Generator NB = KW NE = ,86 KW Gambar 3.5 Skema alur daya pada instalasi turbin gas

69 3.6 Laju Aliran Massa Udara Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi pada turbin yaitu : Daya Netto = Daya Turbin Daya Kompresor atau : Ne = Nt Nk dimana : Nt = m a. (1 + f). Wt = m a. (1 + 0,01755). 550,18 = m a 559,83 Nk = m a. (Wtc) = m a 311,35 sehingga : Ne = 559,83 m a 311,35 m a = 48,49 m a Dengan demikian diperoleh : A. Laju aliran massa udara kompresor (m a ) yaitu : m a = ,86 48,49 = 60,77 kg /s B. Pemakaian bahan bakar (m f ) adalah : m f = m a. f = 60,77 0,01755 = 10,56 kg /s.

70 Dalam perhitungan laju massa udara sangat perlu diperhatikan pendinginan komponen komponen pada sistem turbin gas, dimana untuk mendinginkan komponen tersebut digunakan udara dari kompresor. Dari (Lit., hal. 3) diperoleh data sebagai berikut : Annulus walls = 0,016 Nozzle blades = 0,05 Rotor blades = 0,019 Rotor disc = 0,005 = 0,065 distribusi khusus pendinginan udara dibutuhkan untuk tingkat turbin yang didisain beroperasi pada 1500 K. Nilai tersebut dituliskan pada data di atas sebagai fraksi dari laju massa gas masuk. C. Laju massa udara yang harus disuplai oleh kompresor adalah : m ac = m a + (m a 0,065) = 60,77 + (60,77 0,065) = 641,45 kg /s D. Daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor adalah : Nk = m ac (T 0 T 01 ) = 641,45 (66,5 301,65) = 08379,73 KW E. Daya yang harus dibangkitkan oleh turbin adalah : Nt = (1 + f). m ac. (T 03 T 04 ) = (1 + 0,01755) 641,45 (177,16 803,4) = ,05 KW

71 F. Presentase daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor adalah : η NK Nk = 100 % Nt 08379,73 = 100% ,05 = 67,3 %. Dari data-data yang diperoleh di atas dapat disimpulkan bahwa pada instalasi turbin gas, daya yang dihasilkan oleh turbin harus dibagi yaitu sebahagian untuk menggerakkan kompresor udara dan sebahagiannya lagi untuk menggerakkan generator listrik. Perbandingan daya tersebut kurang lebih 3 : : 1 (Lit. 1 halaman 154).

72 BAB IV PERANCANGAN BAGIAN BAGIAN UTAMA 4.1. Unit Kompresor Adapun perencanaan perancangan bagian bagian utama dalam unit kompresor yang akan dibahas meliputi : 1. Jumlah Tingkat Kompresor. Sudu Kompresor 3. Poros Utama/ Tie Rod 4. Disk Kompresor Jumlah Tingkat Kompresor Menurut (Lit. hal. 18) bahwa kenaikan temperatur seluruh tingkat adalah selisih antara temperatur udara keluar dengan temperatur udara masuk kompresor. Sedangkan banyaknya jumlah tingkat kompresor dinyatakan sebagai perbandingan antara kenaikan temperatur seluruh tingkat dengan kenaikan temperatur setiap tingkatnya. Dari diagram h s dapat dilihat kenaikan temperatur untuk seluruh tingkat kompresor yaitu : ΔTα = T 0 T 01 Sedangkan kenaikan temperatur untuk setiap tingkatnya menurut (Lit. hal 166) yaitu : T os λ = β 1 β ). U. Ca (tan tan C p

73 Dimana : λ = Faktor kerja setiap tingkat, besarnya antara 0,80 s /d 0,98 = 0,80 (dipakai) U = Kecepatan keliling sudut rata rata (m/s) β 1 = Sudut kecepatan masuk axial β = Sudut kecepatan keluar axial Kerapatan udara pada titik 1 dan dari diagram h s adalah : ρ 1 = R P air 01.T 01 Dimana : R air = 0,87 kj /kg K ρ 1 = 0, ,87 301,65 = 1,147 kg /m 3 dan, ρ = 0, ,87 66,5 = 5,544 kg /m 3 maka jari jari puncak kompresor adalah : rt = π. ρ C m ac 1. a 1 rr rt Dimana : rr r t = Perbandingan dasar dan puncak sudu = 0,4 s /d 0,6...(Lit., hal 180)

74 r t = 595,77 rr π 1, rt r t = 1,107 r r 1 rt Kecepatan relativ sudu (U t ) direlasikan pada r t oleh persamaan U t = π.r t.n dan karena itu nilai untuk U t = 350 m/s sehingga diperoleh besarnya putaran poros rotor adalah : N = U t π. r t = 350 π r t Kisaran nilai r t dan N terlihat pada tabel dibawah ini. Perhitungan harga r t dan N dilakukan dengan memasukkan harga harga (r r /r t ) yaitu : Tabel 4.1. Perbandingan dasar dan puncak sudu r r /r t ( m) r t N ( rev ) 0,40 1,145 48,67 0,45 1,181 47,19 0,50 1,1 45,98 0,55 1,57 44,33 0,60 1,31 4,47 s Berdasarkan data yang telah diperoleh diatas, nilai yang mendekati putaran poros 3000 rpm = 50 rev /s adalah pada data jari tengah sudu rata rata (r m ) yaitu : rr r t = 0,40. Untuk itu dapat diperoleh jari

75 r m = r r + r t = 0, ,145 = 0,801 m Kenaikan temperatur keseluruhan kompresor pada keadaan stagnasi yaitu : ΔTα = T 0 T 01 = 66,70 301, 665 = 35,05 K Kecepatan keliling sudu rata rata (U) adalah : U = π r m N = π 0, = 51,5 m /s Sudut kecepatan masuk axial udara pada tingkat pertama menurut (Lit, hal. 183) adalah : tan β 1 = U 51, 5 = C a 150 = 59,17 º Kecepatan relativ udara masuk (V 1 ) adalah : V 1 = C a cos β 1 = 150 cos 59,17 = 9,96 m /s Agar estimasi kemungkinan defleksi maksimum dalam rotor diaplikasikan kriteria de Haller, V /V 1 0,7 atas dasar nilai minimum yang diperbolehkan. Untuk itu, V = V 1 0,7

76 V = 9,96 0,7 = 10,93 m /s Sudut kecepatan axial keluar adalah : cos β = C a 150 = 10, 93 V = 44,69 º Untuk itu kenaikan temperatur setiap tingkatnya adalah : ΔT os = λ U. C a.(tan β 1 tan β ). Cp 0,8 51,5 150(tan 59,17 tan 44,68 ) 1, = 3 = 0,63 K atau 1 K Kenaikan temperatur 1 K untuk setiap tingkatnya secara tidak langsung menyatakan T T 0 01 = 35,05 0,63 = 15,75 Sepertinya dari data diatas kompresor akan membutuhkan 15 atau 16 tingkat dan dalam beberapa pengaruh dari faktor kerja (work_down factor), pada perancangan ini dipilih 16 tingkat. Dengan 16 tingkat dan kenaikan temperatur keseluruhan sebesar 35,05 K, ratarata kenaikan temperatur adalah 0,31 K per tingkat kompresor. Hal tersebut adalah normal dirancang untuk mengurangi kenaikan temperatur diawal dan diakhir tingkat. Sedangkan perbedaan tekanan untuk setiap tingkatnya adalah : 1 Δp = ( r ) n p = (10,04) 1/16

77 =1,1550 Bar Volume spesifik tiap tingkat (v) adalah : v = 1 = ρ 1 1,147 = 0,87 m 3 /kg Untuk selanjutnya dihitung besarnya tekanan dan temperatur setiap tingkat sebagai berikut : Tingkat I : Tingkat II : Masuk Kompresor : Keluar Kompresor : P = 1 Bar T = K P = 1,155 1 = 1,155 Bar T = 303, = 33,16 K Untuk lebih jelasnya, dapat dilihat pada tabel 4. sebagai berikut : Tabel 4. Kondisi udara tiap tingkat kompresor Tingkat Udara Masuk Udara Keluar v ρ P (Bar) T (K) P (Bar) T (K) (m³/kg) (kg/m³) I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII XIII XIV XV XVI

78 4.1.. Sudu Kompresor Setelah menentukan distribusi sudut udara yang akan dibutuhkan oleh tingkat kerja (work stage), kini saatnya dibutuhkan penjabaran kedalam distribusi sudut sudu, dimana berasal dari ketelitian mengukur susunan sudu yang akan ditentukan. Dalam perencanaannya akan dihitung dimensi utama sudu kompresor serta faktor faktor yang mempengaruhinya. 1. Perhitungan Annulus Kompresor Massa aliran dalam annulus adalah tetap konstan. Luas annulus pada sisi masuk kompresor atau tingkat I (A I ) adalah : A I = m ρ. C a Dimana : m = M ac = massa aliran udara sehingga : = 595,7 kg /s m A I = ρ 1. C a = 595,7 1, = 3,46 m dan luas annulus sisi keluar kompresor atau tingkat 16 (A 16 ) adalah : m A 16 = ρ. C a = 595,7 5, = 0,71 m

79 Mengacu pada data dari tabel 4.1 diperoleh hubungan puncak dan dasar sudu r r r t = 0,40 dengan r t = 1,145 m, maka : rr r t = 0,40 maka diperoleh radius dasar sudu yaitu : r r = 1,145 0,40 = 0,458 m Jari-jari rata-rata annulus (r m ) adalah : r m = r r + r t = 0, ,145 = 0,801 m. Tinggi sudu gerak kompresor tingkat I (h 1 ) adalah : h 1 = = A π 1. r m 3,46 π 0,801 = 0,687 m 3. Jari jari puncak (r t ) dan dasar (r r ) sudu gerak tingkat I : h 1 r t = r m + = 0, ,687 = 0,75 m

80 h 1 r r = r m - = 0,801-0,687 = 0,457 m 4. Tinggi sudu gerak kompresor tingkat 16 (h 16 ) adalah : h 16 = A π 16. r m = 0,71 π 0,801 = 0,141 m 5. Jari jari puncak (r t ) dan dasar (r r ) sudu gerak tingkat 16 adalah : h 1 r t = r m + = 0, ,141 = 0,871 m h 1 r r = r m - = 0,801-0,141 = 0,730 m 6. Perancangan sudu (Blade Design) Sudu kompresor terdiri dari dua bagian yaitu : a) Sudu Gerak (moving blade) b) Sudu Tetap (guide Blade) Agar loses pada sudu gerak adalah sama dengan loses pada sudu tetap maka direncanakan derajat reaksinya sebesar 50%. Hal tersebut dimaksudkan agar bentuk konstruksi sudunya akan sama pada tingkat yang sama. Dari data yang telah diperoleh sebelumnya yaitu : α 1 = β 1 = 59,17º

81 α = β = 44,68º sehingga air deflektion (ε) diperoleh : ε = α 1 - α = 59,17º - 44,68º = 14,49º Dari (Lit., grafik 5.6 hal. 04) kurva desain defleksi yaitu untuk β = 44,68º dan ε = 14,49º diperoleh s = 0,99. (s = pitch dan c = chord) c Gambar 4.1 Grafik hubungan s/c 7. Direncanakan Aspect Ratio, h/c = 3. Maka selanjutnya jarak pitch dan Chord untuk setiap tingkat sudu dapat diperoleh yaitu : c = 3 h Dari persamaan diatas dapat dicari untuk tingkat 1 dan 16 yaitu : h 1 0,687 c 1 = = 3 3 = 0,9 m s 1 = 0,99. c 1

82 = 0,99 0,9 = 0,6 m dan, c 16 = h 16 3 = 0,141 3 = 0,047 m s 16 = 0,99 c 16 = 0,99 0,047 = 0,0465 m 8. Tebal sudu (t) Pada perencanaan ini, direncanakan tebal sudu maksimum adalah 10 % chord. Jadi tebal sudu gerak tingkat 1 dan 16 dari kompresor adalah : t 1 t 16 = 10 %. c 1 = 0,10 0,9 = 0,09 m = 10 %. c = 0,10 0,047 = 0,0047 m 9. Berat sudu (Ws) Pada perencanaan ini, material yang digunakan untuk sudu kompresor adalah Titanium Alloys Ti 35A dengan berat jenis material sudu (γ) 0,163 lb/cu in atau 4511,84 kg/m 3 dan kekuatan tarik material adalah psi, atau 101,935 kg/mm (Lit. 4 hal. 194). Ws = Vs γ Keterangan : Ws = Berat sudu (kg) Vs = Volume sudu (m 3 ) γ = Berat jenis material sudu (kgf/m 3 ) dimana, Vs = h. c. t γ = 4511,84 kgf /m 3 maka perhitungan volume sudu tingkat 1 dan 16 adalah : Vs 1 = h 1. c 1. t 1 = 0,687 0,9 0,09

83 = 3, m 3 Vs 16 = h 16. c 16. t 16 = 0,141 0,047 0,0047 = 3, m 3 dengan diperolehnya perhitungan tebal sudu, maka perhitungan untuk berat sudu adalah : Ws 1 = Vs 1 γ = 3, ,84 = 16,5 kg Ws 16 = Vs 16 γ = 3, ,84 = 0,14 kg Berdasarkan hasil data perhitungan dan data dari hasil survey, maka ukuran ukuran utama kompresor adalah sebagai berikut : Tabel 4.3 Ukuran ukuran utama kompresor Tingkat Jumlah Annulus Volume Berat Tinggi Tebal Pitch Chord Z A (m²) V (m³) W (kg) h (cm) t (cm) S (cm) c (cm) I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII XIII XIV XV XVI

84 10. Perhitungan performa tingkat kompresor Gambar 4. Profil sudu aerofoil Gaya axial per unit panjang pada tiap sudu adalah Δp dan dari pertimbangan momentum, aksi gaya sepanjang cascade per unit panjang adalah : F = s. ρ. V a perobahan komponen kecepatan sepanjang cascade F = s. ρ. V a (tan α 1 tanα )...(Lit. hal 09) Dimana : V a = C a = kecepatan axial = 150 m/s ρ = 1,147 kg/m 3 α 1 = 59,17º α = 44,68º S = Blade pitch = Δp. s = 1,155 0,6 = 0,6 untuk itu, F = 0,6 1, (tan 59,17º tan 44,68º) = 4609,73 kg atau = 4610 kg

85 Koefisien C L dan C Dp didasarkan pada vektor kecepatan rata rata (Vm) dibagi oleh segitiga kecepatan. Maka, V m = V a. sec α m dimana α m adalah : tan α m = 1 (tan α1 tanα ) = 1 (tan 59,17º tan 44,68º) untuk itu, =1,331 α m = 53,1º V m = V a. sec α m = 150. sec 53,1º = 119,98 m/s Jika D dan L adalah gaya angkat (tarikan) dan gaya dorong sudu, dan tegak lurus terhadap arah vektor kecepatan rata rata maka : D = 1 ρ.vm.c.c Dp...(Lit., hal. 09) atau, D = F.sin α m s.δp.cos α m = 4610.sin 53,1º 0,6 cos 53,1º = 3687,34 kg sehingga,

86 C Dp = 1 D ρ c V m 3687,34 0,5 1,147 0,6 119,98 = = 1,717 Merubah ketegaklurusan terhadap vektor rata rata L = 1 ρ.vm.c.c L atau, L = F.cos α m + s.δp.sin α m = 4610.cos 53,1º + 0,6.sin 53,1º = 766,85 kg Sehingga diperoleh koefisien gaya dorong (lift forces coefficient), C L yaitu : C L = C L = 1 L ρ c V m 766,85 1 1,147 0,6 119,98 = 1, Poros Utama (Tie Rod) Fungsi dari poros utama (tie rod) adalah sebagai pengikat disk kompresor, poros penghubung dan disk turbin menjadi satu. Bahan poros direncanakan adalah Stainless Steels AISI 440 C Hardened and Tempered condition, (Lit. 4 hal. 85) dengan kekuatan tarik σ B = 85 kpsi = 00,355 kg /mm.

87 Untuk pemakaian umum pada poros menurut (Lit.5,hal. 8) bahwa tegangan geser yang diizinkan τ a (kg /mm ) untuk bahan poros dapat dihitung dengan rumus : τ a = σ B Sf 1 Sf dimana : Sf 1 = Safety factor untuk batas kelelahan puntir sebesar 18 % dari kekuatan tarik σ B, maka diambil sebesar 1/0,18 =5,6 Sf = Safety factor karna pengaruh konsentrasi tegangan yang cukup besar serta pengaruh kekasaran permukaan dengan harga sebesar 1,3 sampai 3,0 (,50 diambil) Maka tegangan geser yang diizinkan adalah : τ a = 00,335 5,6,50 = 14,309 kg /mm Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : Mp = 9, N Nt dimana : Nt = Daya yang harus dibangkitkan oleh turbin = 8781,777 KW N = Putaran poros = 3000 rpm Untuk itu, Mp = 9, , = ,93 Kg /mm

88 Maka dapat dihitung diameter poros menurut (Lit. 5 hal. 8) yaitu : d S = 5,1 Kt Cb T τ a 1 3 5,1 atau, d S = 3 1,0 1, , 93 14,309 = 341, mm (diambil sesuai dengan tabel) Disk Kompresor Disk kompresor merupakan piringan tempat menanam cakar sudu. Diameter disk merupakan diameter dasar sudu pada tiap tiap tingkat dengan ketebalan disk dibuat sama dengan jumlah tingkat kompresor. Disamping fungsinya sebagai tempat kedudukan sudu sudu, disk kompresor juga berfungsi sebagai rotor. Adapun tampilan disk kompresor terlihat pada gambar sebagai berikut : Ket : Compressor : 16 Stage A. Front Hollow Shaft Turbin : 4 Stage B. Central Hollow Shaft C. Rear Hollow Shaft D. Central Tie Bolt E. Disk Gambar 4.3 Penampang konstruksi turbin gas

89 1. Diameter Disk Kompresor Dari gambar diatas untuk disk kompresor dapat dihitung besar diameternya sebagai berikut : D dk = r r dimana : r r adalah root radius atau jari jari dasar sudu kompresor Dengan demikian dapat dihitung diameter disk kompresor tingkat 1 dan 16 yaitu: D dk 1 = r r D dk 1 = 0,457 = 0,914 m 91,4 cm dan, D dk 16 = r r D dk 16 = 0,730 = 1,46 m 146 cm. Berat Disk Kompresor Berat disk kompresor adalah berat sudu kompresor setiap tingkat dikurang dengan berat total sudu setiap tingkatnya atau ; W dk = W stn - W skn dimana : W stn W skn = Berat sudu kompresor tingkat n = Berat total sudu kompresor tingkat n Pada gambar 4.3 diatas, untuk sudu tingkat I langsung dijoint dengan front hollow shaft. Dari data survey di lapangan diperoleh berat total front hollow shaft tersebut ( Wst 1 ) = 473 kg. Sehingga berat untuk disk front hollow shaft adalah :

90 W dk = W st 1 - W sk 1 = ,66 = 3474,34 kg Hasil dari disk kompresor selengkapnya ditabelkan pada tabel sebagai berikut : Tabel 4.4 Berat dan diameter disk kompresor Compressor Compressor Dia. Disk Berat Disk Tinggi Stage Wheel (cm) (kg) H (cm) I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII XIII XIV XV XVI Unit Ruang Bakar (Combustion Chamber) Tipe ruang bakar yang dipakai adalah jenis Tubular chamber. Dalam perhitungan perancangan unit ruang bakar ini akan dibahas : 1. Luas dan diameter casing. Tabung api (Liner) ruang bakar Luas dan Diameter Casing

91 Menurut (Lit hal 30), luas penampang casing ruang bakar dapat ditentukan dengan persamaan berikut : Ac = R m ac T P PLF P P Dimana : R m ac T 0 = Konstanta gas = 87 Nm/kg.K = massa udara keluar kompresor = 595,77 kg/s = 66,69 K P 0 = 9,969 Bar = 9, N/m = ,50 kg/m PLF = Pressure Loss Factor = 35 P P 0 0 = 0,0 maka : Ac = ,77. 66, , ,0 1 = 1,470 m Besarnya diameter setiap casing ruang bakar adalah : Dc = = 4.Ac π 4 1,470 π = 1,36 m 4... Tabung Api (Liner) Ruang Bakar

92 Luas tiap liner ruang bakar dapat ditentukan dengan persamaan A L.in = Ac. k dimana : k = Perbandingan diameter liner dengan diameter casing sedangkan untuk nilai k, dapat dihitung dengan persamaan k = 3 ( 1 ) λ m sn PLF λ. r 1 dimana : m sn = Perbandingan saluran udara masuk dengan udara total, harga optimalnya = 0,1 λ = koefisien penurunan tekanan udara masuk, harga optimalnya adalah 0,5 r = Perbandingan luas casing dengan luas penampang masuk ruang bakar, harga optimalnya = 6,0 maka : 1 0,1 0,5 35 0,5 (6,0) k = ( ) 3 = 0,75 m sehingga diperoleh luas penampang setiap liner adalah : 1 A L.in = Ac. k = 1,470 0,75 = 1,10 m Diameter liner adalah :

93 D L.in = 4.A L. in π = 4 1,10 π = 1,184 m Luas annulus ruang bakar (ruang diantara casing dan liner) adalah : π Aan =.( Dc D L. in ) 4 π =.(1,36 1,184 ) 4 = 0,35 m Panjang liner dapat ditentukan dengan persamaan (Lit. 7 hal.148) yaitu : P L.in = D L.in P A. qref L 1.ln 1 pf 1 dimana : A = Konstanta = 0,07 untuk ruang bakar jenis tubular P q ref L = PLF = 35 pf = Pattern factor, dapat dihitung dengan persamaan : pf = T T max 03 T T 03 0 [ = ( 1,07 177,16 ) 177,16 ] 177,16 66,69 = 0,137 maka panjang linernya adalah : P L.in = 1,3 1 0,07 35 ln 1 0,137 1 =,1 m 4.3. Unit Turbin

94 Adapun perencanaan perancangan bagian bagian utama pada unit turbin gas tipe axial reaksi yang akan dibahas meliputi : 1) Perencanaan sudu turbin dan disk turbin ) Perencanaan poros penghubung (Central Hollow Shaft) Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin Menurut (Lit., hal. 49) untuk turbin dengan derajat reaksi (Λ) =50 % ditentukan bahwa : 1 φ = tan β 3 tanβ Perbandingan langsung β 3 = α dan β = α 3 dan diagram kecepatan akan menjadi simetris. Selanjutnya untuk multi stage c 3 = c 1 dalam arah sebagai besarnya, α 1 = α 3 = β dan sudu stator dan rotor memiliki sudut sisi masuk dan keluar yang sama.

95 Gambar Percent Reaction Design Untuk flow coefficient (φ ) = 0,8 dan nilai optimum temperatur drop coefficient (ψ) yaitu dari 3 ke 5, sehingga besarnya sudut gas (α) adalah : ψ = 4 φ tan α dan, tan α = Ψ + 4φ = ,8 = 1,565 α = 57,38º Kemudian untuk sudut putaran angin (swirl angle), α 3 adalah : ψ = 4 φ tan α + tan α 3 = Ψ 4φ = 3 4 0,8 = 0,315

96 α 3 =17,35º Dari geometri diagram kecepatan diperoleh : C a = C a = C a3 = U. φ = 350 0,8 = 80 m/s Kecepatan gas absolut (C ) adalah : C = V 3 = 350 0,8 = 437,5 m/s C a1 = C 1 = C 3 = C a 3 cosα 3 = 80 cos17 35' = 93,35 m/s Dikarenakan α 3 = β = 17,35º maka bentuk diagram kecepatan adalah simetrical seperti gambar berikut : Gambar. 4.5 Diagram kecepatan untuk derajat reaksi Maka dari gambar diatas dapat diperoleh data-data sebagai berikut: C 3 = V = 93,35 m/s V 3 = C = 437,35 m/s α 3 = β = 17,35º

97 α = β 3 = 57,38º i Kondisi gas pada tingkat turbin a. Kondisi sudu tetap turbin tingkat I Gambar. 4.6 Diagram h s untuk satu tingkat turbin Pada gambar diatas ditunjukkan diagram sederhana untuk satu tingkat turbin Enthalpy Drop actual pada tingkat I menurut (Lit. 8, hal 149) yaitu : (Δha) 1t = C α) ( σ C ) (1 + φ φ cos C g J pg Dimana : σ = koefisien kecepatan sudu yaitu 0,7 0,8 (dipakai 0,8) C pg φ J = panas spesifik gas = 1,148 kj/kg K = flow coefficient = 0,8 (dipakai) = mechanical equivalent in engineering units = 778, ft-lb /Btu C = 437,5 m/s, atau =1435,43 ft/s α = 17,35º

98 sehingga : (Δha) 1t = 1435,43 (0,8 1435,43) (1 + 0,8 0,8cos17,35 ) 1,148 3, 778, = 33,06 BTU /lb atau 76,91 kj /kg Kondisi gas keluar sudu tetap tingkat I (pada titik t) adalah : h t = h 1t (Δha) 1t dimana : h 1t = h 03, dari tabel gas untuk T 03 = T 1t = 1004ºC = 1839, ºF h 1t Pr 3 = 588,49 BTU /lb = 1368, 9 kj /kg = Pr 1t = 307,5 psi maka : h t =1368,9 76,91 =19,01 kj/kg 555,46 BTU /lb Dari tabel ideal properties untuk h t = 555,46 BTU /lb diperoleh : T t Pr t = 17,7 ºF =11, K = 48,18 psi Maka tekanan pada titik t adalah : Prt P t = P 1 t Pr 1t Dimana : P 1t = P 03 = 9,769 bar =141,65 psi P t 48,18 = 141, 68 = 7,89 bar 114,44 psi 307,5 Efisiensi isentropis turbin (η s ) adalah 0,9. Untuk itu penurunan enthalpi isentropis (Δhs) 1t adalah :

99 ( ha) 1t (Δhs) 1t = 0,9 = 76,91 0,9 = 85,45 kj /kg Enthalpy isentropis gas keluar sudu tetap tingkat I adalah : h ts = h 1t (Δhs) 1t = 1368,9 85,45 = 183,47 kj /kg 551,76 BTU /lb Dari tabel ideal gas properties diperoleh untuk h ts = 551,76 BTU /lb yaitu : Pr ts = 4,17 psi T ts = 1709,31 ºF 105 K Volume spesifik gas keluar sudu tetap tingkat I (ν t ) adalah : ν t = T R P t t dimana : R = konstanta gas = 87 J /kg K 11, ν t = ,89 10 = 0,44 m 3 / kg Kapasitas aliran gas (Q t ) adalah : Dimana : maka : m t = massa campuran bahan bakar, (m f ) + udara, (m ac ) = 9, ,77 = 605,51 kg /s Q t = 605,51 0,44 = 66,4 m 3 /s

100 b. Kondisi sudu gerak turbin tingkat I Tinggi sudu gerak dibuat lebih tinggi dari sudu tetap agar pancaran aliran gas yang keluar dari sudu tetap dapat ditampung oleh sudu gerak, karena pancaran gas tersebut menyebar kearah seksi keluar. Enthalpy drop actual sudu gerak tingkat I adalah : (Δha) t = (Δha) 1t = 76,91 kj /kg Seksi keluar sudu gerak tingkat I diberi notasi 3t sehingga enthalpi aktual sudu gerak tingkat I adalah : h 3t = h t (Δha) t = 19,01 76,91 = 115,1 kj /kg 5,37 BTU /lb Dari tabel ideal properties untuk h 3t = 5,37 BTU /lb diperoleh : T 3t Pr 3t = 1604,19 ºF = 1146,6 K = 197,75 psi Tekanan gas aktual keluar sudu gerak tingkat I adalah : Pr3t 197,75 P 3t = P t = 114, 44 Pr 48,18 t = 91,18 psi 6,8 bar Enthalpi isentropis keluar sudu gerak tingkat I adalah : h 3ts = h ts - ( h s ) t η s = 183,47-85,45 0,9

101 = 1188,5 kj /kg 510,94 BTU /lb Dari tabel ideal gas properties diperoleh untuk h 3ts = 510,94 BTU /lb : T 3ts Pr 3ts = 1563,15 ºF = 113,8 K = 18,4 psi Volume spesifik gas keluar Dari sudu gerak tingkat I adalah : ν 3t = R. T 3 t = 87 5 P 3t 1146,6 6,8 10 = 0,5 m 3 /kg Kapasitas aliran gas (Q 3t ) adalah : Q 3t = mt. ν 3t = 605,51 0,5 = 314,86 kg /s c. Jumlah tingkat (stage) turbin direncanakan adalah : Zt = h 1t h 1t h h 4t 3t dimana : h 4t = h 04 Dari tabel ideal gas properties diperoleh untuk T 04 = 803,4 K 986,144 ºF : maka : h 04 = 354,98 BTU /lb 85,69 kj /kg Zt = 1368,9 85, ,9 115,1 = 3,531

102 = 4 tingkat (diambil) Maka untuk turbin gas dengan derajat reaksi (Λ) = 0,5, penurunan entalpi (enthalphy drop) adalah sama pada sudu tetap dan sudu geraknya. Untuk kondisi setiap tingkatnya ditabulasikan pada tabel sebagai berikut: Tabel 4.5. Kondisi tiap tingkat turbin Kondisi Gas Tingkat Turbin I II III IV ST SG ST SG ST SG ST SG M h (kj /kg) , A Pr (psi) S T (K) U P (psi) 141, K ν (m³ /kg) Q (m³ /s) K h (kj /kg) 19., E Pr (psi) L T (K) U P (psi) A ν (m³ /kg) R Q (m³ /s) Dalam penentuan ukuran ukuran sudu turbin, maka terlebih dahulu ditentukan besarnya kerapatan gas (ρ) pada sisi masuk dan keluar sudu, dimana : 1 ρ 1 = ν = 1 0, 37 1 =,70 kg /m 3 Luas Annulus : dimana : m t = massa udara (mf) + massa bahan bakar (m ac ) = 9, ,777 = 605,51 kg /s

103 A 1 = m t ρ 1 Ca 1 = 605,51,70 93,5 = 0,764 m Untuk mengatasi akibat adanya boundary layers (Lit. 6 hal. 451, 45), maka diambil harga harga koreksi yaitu : Ka = 0,997 ; Kv = 0,983 maka luas annulus terkoreksi (A 1t ) adalah : A 1t = A Ka Kv 1 = 0,764 0,997 0,983 = 0,779 m Tinggi sudu notasi I dapat diproleh dari persamaan : h 1 = A N 1 t U m dimana : N = putaran kerja = 3000 rpm = 50 rps U m = kecepatan keliling sudu rata rata = 350 m/s h 1 = A1 t N Um = 0, = 0,111 m Radius annulus rata rata (r m ) adalah : r m = U m π N = 350 π 50 = 1,115 m Ratio radius annulus (r t /r r ) adalah : r t r r = r r m m + ( h / ) ( h / ) = 1, ,111 = 1,104 1,115 0,111

104 Gambar 4.7 Axial flow turbin stage Pada titik 1 - ρ = ν = 1 0, 44 1 =,7 kg /m 3 - A = m t ρ C a = 605,51,7 80 = 0,95 m A t = A Ka Kv = 0,95 0,98 = 0,971 m - h = A t = U N m 0, = 0,139 m - r t /r r = 1, ,139 = 1,13 1,115 0,139 Pada titik 3 - ρ 3 1 = ν 3 = 1 0,5 = 1,93 kg /m 3

105 - A 3 = m t ρ C 3 a 3 = 605,51 1,93 80 = 1,14 m A 3t = A 3 Ka Kv = 1,14 0,98 = 1,146 m - h 3 = A N 3 t = U m 1, = 0,163 m - r t /r r = 1, ,163 1,115 0,163 = 1,157 Untuk turbin ini kita peroleh tinggi sudu tetap tingkat I (h NI ) yaitu : h NI = 1 (h 1 + h ) = 1 (0, ,139) = 0,15 m = 1,5 cm Radius puncak (tip radius), r t adalah : h NI r t = 1,115 + = 1, ,15 = 1,177 m Radius dasar (root radius), r r adalah : h NI r r = 1,115 - = 1,115-0,15 = 1,05 m Tinggi sudu gerak tingkat I (h RI ) adalah : h RI = 1 (h + h 3 ) = 1 (0, ,163) = 0,151 m = 15,1 cm Radius puncak (tip radius), r t adalah :

106 h RI r t = 1,115 + = 1, ,151 = 1,1905 m Radius dasar (root radius), r r adalah : h RI r r = 1,115 - = 1,115-0,151 = 1,0395 m ii Aspect ratio (h/c) Aspect ratio merupakan perbandingan antara tinggi sudu dengan panjang chord. Menurut (lit. hal. 96) bahwa nilai h/c yang baik digunakan adalah berada diantara 3 dan 4. Maka dalam perencanaan ini dipakai h/c = 3 C NI = h NI 3 = 0,15 3 = 0,041 m = 4,1 cm C RI = h RI 3 = 0,151 3 = 0,050 m = 5,0 cm iii Pitch/chord ratio (s/c)

107 Gambar 4.8 Nilai optimum pitch/chord ratio Dari grafik optimum pitch /chord ratio, untuk α = 57,38º dan α 3 = 17,35º diperoleh nilai s/c = 0,9 dimana : s = space atau pitch antar sudu Untuk sudu tetap dan sudu gerak tingkat I besarnya s adalah : S NI = 0,9. C NI = 0,9 0,046 = 0,041 m atau = 4,1 cm S RI = 0,9. C RI = 0,9 0,051 = 0,045 m atau = 4,5 cm Menurut (Lit. hal. 85), dalam menggambarkan sudu ditetapkan harga harga sebagai berikut : W = Width (lebar) sudu min h/3. Untuk tip dan root dipakai h/3 dan h/5 t/c = 0,1 s/d 0,. Untuk tip dan root dipakai t t = 0,5 dan t r =0,1 LER TER = Leading Edge Radius = 0,1. t = Trailing Edge Radius = 0,06. t

108 CLL = Camber Line Length max = 0,4. c i = Angle of incidence = 5º Gambar 4.9 Profil sudu turbin gas dan T6 aerofoil section Hasil selengkapnya dari ρ 1, A, A t, r t /r r dan h untuk setiap bagian dari turbin (lihat gambar 4.1.7), ditabelkan sebagai berikut : Tabel 4.6. Ukuran ukuran sudu turbin Bagian Notasi ρ (kg /m³) A (m²) At (m²) r r/r t h (m) Dengan demikian dapat pula ditabelkan ukuran ukuran sudu turbin keseluruhan sebagai berikut : Tabel 4.7. Ukuran ukuran utama sudu turbin

109 Tingkat Turbin Satuan ukuran I II III IV ST SG ST SG ST SG ST SG h (m) r t (m) r r (m) c (m) S (m) h/t (m) Wt (m) Wr (m) t t (m) t r (m) LER (m) TER (m) CLL (m) iv Berat Sudu Tiap Tingkat Sudu Turbin Berat Sudu = Volume sudu Berat jenis material sudu atau, Gs = Vs γ Volume sudu = Tinggi sudu Tebal sudu chord atau, Vs = h t s c Perhitungan volume sudu tingkat I yaitu : Vs = h 1 t s1 c 1 = 15,1 0,93 5 = 70,1 cm 3 70 cm 3 berat jenis sudu tingkat I (γ) = 0,05 kgf /cm 3 (dipakai) maka berat per_sudu gerak Tingkat I adalah : Gs = 70 0,05 = 1,755 kg Jumlah sudu gerak tingkat I dari hasil survey adalah Z 1 = 88 buah. Sehingga berat tingkat I sudu gerak adalah : 1, = 154,46 kg

110 Dari data survey lapangan, berat stage (tingkat I) + ring adalah 688 kg. Sehingga berat disc turbin tingkat I adalah : ,46 = 533,54 Kg. Diameter disc turbin tingkat I adalah jari jari dasar turbin (r r ) dikali dua D d1 = 1,040 =,08 cm Berdasarkan data yang diperoleh dari hasil survey lapangan dan perhitungan, diperoleh berat sudu dan disc turbin pada tabel sebagai berkut : Tabel 4.8. Berat tingkat (stage) turbin Satuan Tingkat (stage) Ukuran I II III IV Z V (cm³) γ (kg /cm³) Gs (kg) Gs tot (kg) D d (cm) G stage (kg) G d (kg) Perencanaan Poros Penghubung (Central Hollow Shaft) Poros yang berfungsi sebagai penghubung antara disk kompresor dan disk turbin dinamakan Central hollow shaft. Dikatakan Central hollow shaft karena poros ini terletak ditengah dan bentuknya adalah poros bolong serta berada diantara disk kompresor dan disk turbin. Adapun perencanaan poros penghubung ini terlihat pada gambar sebagai berikut :

111 Gambar 4.10 Poros penghubung Berdasarkan survey di lapangan, diperoleh data-data sebagai berikut: t 1 L r 3 r r 1 = t = t 3 = t 4 = 7 cm = 160 cm = 73 cm = 67 cm = 35,5 cm Berat poros penghubung yaitu: W = π. r. t. γ Dimana : γ = Berat jenis poros = 7, kgf /cm 3 Bagian 1 : W 1 = π(r r 1 ) t 1. γ = π.(67 35,5 )7. 7, = 539,4 kg Bagian : W = W 3 = W 4 = W 1 = 539,4 kg Bagian 5 : W 5 = π(r 3 r ) L. γ = π.(73 67 )160. 7,6 x 10-3 = 307,3 kg

112 Dengan demikian berat total poros penghubung adalah: W TP = (W 1 + W + W 3 + W 4 ) + W 5 = 157, ,3 = 5364,9 kg.

113 BAB V BANTALAN DAN PELUMASAN 5.1. Jenis Pembebanan Poros utama turbin menerima dua jenis pembebanan yaitu pembebanan aksial dan pembebanan radial. Hal ini dikarenakan adanya tekanan gas pada sudusudu turbin serta berat rotor turbin dan kompresor Pembebanan Aksial Pembebanan aksial terjadi disepanjang arah sumbu rotor dimana pembebanan ini terjadi karena adanya perubahan momentum dari fluida kerja. Pada perhitungan sebelumnya telah diperoleh besar gaya aksial dari kompresor yaitu, F AK = 4610 kg. Diperoleh besarnya gaya aksial pada turbin yaitu : F AT = Sm. ρ. Ca. (tan α - tan α 1 ) Dimana : Sm = Pitch space rata-rata ρ = kerapatan gas masuk turbin =,70 kg /m 3 C a = kecepatan aksial gas = 80 m/s α 1 = α = sudut gas masuk = 17,35º Maka : F AT = 0,0975,70 80 (tan 57,38º tan 17,35º) = 5799,15 kg. Gaya aksial yang terjadi pada sistem turbin gas dapat dipreoleh yaitu : F TG = F AT - F AK

114 =5799, = 1189,15 kg Pembebanan Radial Beban radial ini merupakan berat dari komponen-komponen rotor turbin gas yaitu berupa berat poros, berat rotor turbin, berat rotor kompresor, berat central hollow shaft, dan komponen lainnya yang termasuk dalam bagian rotor turbin gas. Wk Wp Wsp Wt A B Dimana : W K = Berat total kompresor = kg W P = Berat poros (Tie rod) = 3143 kg W SP = Berat poros penghubung = 5365 kg W T = Berat total turbin = kg Reaksi-reaksi yang terjadi yaitu: Reaksi pada bantalan A

115 ΣM B = 0 R A = [( 6495 Wk ) + ( 4345 Wp ) + ( 4145 Wsp ) + ( 645 Wt )] 8690 = [( ) + ( ) + ( ) + ( )] = 15586,45 kg Reaksi pada bantalan B ΣM A = R B = (Wk + Wp +Wsp +Wt) R A = ( ) 15586,45 = 7463,55 kg 5.. Perencanaan Bantalan Luncur Bantalan luncur dapat diklasifikasikan menurut beberapa cara. Menurut bentuk dan letak bagian poros yang ditumpu bantalan yaitu bagian yang disebut jurnal. Macam-macam bentuk bantalan adalah sebagai berikut : a) Bantalan radial, yang dapat berbentuk silinder, belahan silinder, elips, dll. b) Bantalan aksial, yang dapat berbentuk engsel, kerah, michel, dll. c) Bantalan khusus, yang berbentuk bola, dll. Adapun bahan untuk bantalan luncur secara umum adalah : a) Paduan tembaga, b) Logam putih.

116 Secara umum bantalan luncur digambarkan sebagai berikut : Gambar 5. Bantalan luncur Pada perencanaan ini direncanakan bantalan luncur dengan data-data sebagai berikut : 1. Diameter poros (ds) = 355 mm. Putaran poros (N) = 3000 rpm 3. Ruang bebas antara permukaan poros dan bantalan, a = 0,6 4. Bantalan logam putih 5. Panjang bantalan, L = (0,5-,0)d,dimana pada perencanaan ini direncanakan, L/d = 1,50 maka, L = 1,50 ds = 1, = 53,5 mm 6. Kecepatan keliling poros (U) yaitu ; π ds N U = 60 = π

117 = mm/s 55,735 m/s 7. Minyak pelumas Adapun jenis minyak pelumas yang digunakan pada pereencanaan ini adalah jenis TD 3 yang sesuai dengan data survey dilapangan, dengan karakteristik sebagai berikut : a) Temperatur minyak masuk bantalan (t 1 ) = 40 ºC b) Temperatur minyak keluar bantalan (t ) = 5 ºC c) Rapat massa (ρ) = 0,9 kg/l d) Panas spesifik minyak (Cpo) = 0,5 kkal/kg e) Viskositas (μ) = 3 Cp = 3, 1, = 3, kgs/mm Perencanaan Bantalan Luncur Turbin Menurut (Lit.9 hal. 78) perhitungan untuk beban bantalan luncur diperoleh dengan persamaan : Φv = a ds L U µ R B 0,6 7463, , ,64 10 = 10 = 0,809 Dan, ds 355 ε = = = 0,66 L 53, 5

118 Gambar 5.3 Grafik koefisien kriteria beban, Φv Pada gambar grafik 5.3, diperoleh harga eksentrisitas relatif bantalan pada Φv = 0,809 dan ε = 0,66 adalah sebesar, χ = 0,7 Maka harga eksentrisitas (e) antara sumbu poros dan sumbu bantalan yaitu : χ a e = = 0,7 0,6 = 0,081 cm Sedangkan harga koefisien bantalan dapat diperoleh dari gambar 5.4 pada χ = 0,7 dan ε = 0,66, yaitu Φv = 3,