SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH :

SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH : ROY FRANC J. S. NIM : 050 4 03 PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH : ROY FRANC J. S. NIM. : 050 4 03 Disetujui oleh : Dosen Pembimbing, Ir. Isril Amir NIP. : 30 57 50 PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH : ROY FRANC J. S. NIM. : 050 4 03 Telah diperiksa dan diperbaiki dalam seminar periode ke- Tanggal Februari 009. Dosen Pembanding I, Dosen Pembanding II, (Ir. Mulfi Hazwi, MSc) NIP. : 30 905 356 PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

KATA PENGANTAR Segala puji dan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas segala rahmat dan karunia yang telah diberikan-nya sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini yang merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan program pendidikan sarjana ekstensi di Fakultas Teknik, Departemen Teknik Mesin, Universitas Sumatera Utara. Adapun yang menjadi judul dari Skripsi ini yaitu Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM. Dalam menyelesaikan Skripsi ini, penulis banyak sekali mendapat dukungan dari berbagai pihak. Maka pada kesempatan ini penulis menyampaikan penghargaan dan ucapan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada :. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri sebagai ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU dan Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus, ST, MT sebagai sekretaris Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU.. Seluruh dosen staf pengajar dan pegawai Departemen Teknik Mesin USU yang telah banyak membimbing dan membantu penulis selama kuliah di Departemen Teknik Mesin USU. 3. Bapak Ir. Isril Amir sebagai dosen pembimbing yang telah membimbing penulis dari awal hingga akhir penyelesaian Skripsi ini. 4. Bapak Roby, Bapak Zulkarnaen Datuk Husen, Bapak Parlindungan S yang telah membantu penulis selama melaksanakan survey lapangan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sektor Belawan.. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

5. Kedua orang tua penulis, Drs. A. H. Simanjuntak dan R. br. Naiborhu, Abang dan kakak-kakakku, beserta adik-adikku yang telah memberikan doa dan dukungan dalam menyelesaikan Skripsi ini. 6. Teman-teman penulis Ocha P, Icha H, Rina S, Delima yang telah memberi semangat dan dukungan dalam penyelesaian Skripsi ini. 7. Teman-teman mahasiswa khususnya stambuk 005 yang telah banyak membantu penulis selama perkuliahan dan dalam penyelesaian Skripsi ini. Penulis sangat mengharapkan adanya saran dari para pembaca untuk memperbaiki dan melengkapi tulisan ini ke depan. Akhir kata, penulis berharap semoga tulisan ini dapat berguna dan memperkaya pengetahuan dari para pembaca. Terima kasih. Medan, Februari 009. Penulis, ROY FRANC J. S. NIM. : 050 4 03 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

DAFTAR ISI KATA PENGANTAR... i DAFTAR ISI... iii DAFTAR SIMBOL... v DAFTAR GAMBAR... viii DAFTAR TABEL... ix DAFTAR LAMPIRAN x BAB PENDAHULUAN. Latar Belakang Perancangan.... Tujuan Perancangan....3 Batasan Masalah....4 Metodologi Penulisan... 3 BAB TINJAUAN PUSTAKA. Prinsip Dasar Turbin Uap... 4. Tinjauan Termodinamika Siklus Renkine Pada PLTGU... 8.3 Klasifikasi Turbin Uap... 0.4 Kerugian Energi pada Turbin Uap... 3.4. Kerugian pada Katup Pengatur... 3.4. Kerugian pada Nosel... 4.4.3 Kerugian pada sudu Gerak... 5.4.4 Kerugian Akibat Kecepatan Keluar... 7.4.5 Kerugian Akibat Gesekan Cakram dan Pengadukan... 7.4.6 Kerugian akibat Ruang Bebas pada Turbin Impuls... 9.4.7 Kerugian Akibat Kebasahan Uap... 0.4.8 Kerugian Pemipaan Buang....4.9 Kerugian Luar....5 Efisiensi dalam Turbin Uap... 3.6 Pemilihan Jenis Turbin Uap... 4.7 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi... 5 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

.8 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi. 7 BAB 3 PERHITUNGAN THERMODINAMIKA TURBIN UAP 3. Perhitungan Daya Turbin Uap... 9 3. Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat... 3 3.3 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi. 39 3.4 Turbin Tingkat Pengaturan... 4 3.5 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan sampai Ekstraksi I... 49 BAB 4 PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTGU 4. Nosel dan Sudu Gerak... 58 4.. Tinggi Nosel dan Sudu Gerak... 59 4.. Lebar dan Jari-jari Busur Sudu... 6 4..3 Jarak bagi antara Sudu... 63 4..4 Jumlah Sudu... 64 4..5 Nosel dan Sudu Gerak Tingkat... 64 4. Kekuatan Sudu... 67 4.3 Getaran Sudu... 69 4.4 Pembahasan Perhitungan Ukuran Cakram... 7 4.5 Perhitungan Ukuran Poros... 8 4.6 Perhitungan Putaran Kritis... 83 4.7 Bantalan dan Pelumasan... 9 BAB 5 KESIMPULAN... 99 DAFTAR PUSTAKA Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

DAFTAR SIMBOL. Simbol dari abjad biasa Simbol Keterangan Satuan A o Luas penampang sudu paling lemah cm A s Luas plat penguat sudu cm a Ruang bebas bantalan mm b Lebar sudu mm C Kapasitas termal rata-rata minyak pelumas kkal/kg 0 C c ad Kecepatan mutlak uap keluar nosel tanpa m/s memperhitungkan derajat reaksi c Kecepatan mutlak uap keluar nosel m/s c t Kecepatan uap masuk mutlak teoritis m/s c Kecepatan uap pada saluran keluar m/s c kr Kecepatan kritis m/s d Diameter nominal sudu atau rotor mm d p Diameter poros mm E Modulus elastisitas poros kg/cm fd Frekuensi dinamis sudu rps fs Luas melingkar aliran uap kebocoran m fst Frekuensi statik getaran alami rakitan sudu rps f Luas penampang sudu gerak cm g Percepatan gravitasi bumi m/s G eks Massa alir uap ekstraksi kg/s G kebocoran Massa kebocoran uap pada perapat labirin kg/s Go Massa alir uap kg/s h b Kerugian energi dalam sudu-sudu gerak kj/kg h e Kerugian energi akibat aliran keluar kj/kg h ge.a Kerugian energi karena gesekan roda dan kj/kg ventilasi Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

h i tk Nilai penurunan kalor pada tiap tingkat turbin kj/kg h kebasahan Kerugian energi karena kelembaban uap keluar kj/kg h n Kerugian energi pada nosel kj/kg Ho Nilai penurunan kalor dengan kj/kg memperhitungkan kerugian tekanan Ho Nilai penurunan kalor dengan memperhitungkan kj/kg kerugian tekanan dan pemipaan buang H o,th Nilai penurunan kalor teoritis kj/kg I Momen inersia cm 4 i 0 Kandungan kalor uap saat masuk turbin kj/kg i t Kandungan kalor uap saat keluar turbin kj/kg i t Kandungan kalor uap setelah katup pengatur kj/kg l Tinggi nosel mm l Tinggi sisi masuk sudu gerak mm l Tinggi sisi keluar sudu gerak mm M t Momen puntir kg.mm n Putaran turbin rpm n kr Putaran kritis poros rpm P Daya nominal generator listrik MW P a Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap kg masuk P a Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum kg uap P G Daya yang dibutuhkan generator listrik MVA P N Daya netto turbin MW p o Tekanan awal uap masuk turbin kg/cm p o Tekanan uap sebelum nosel kg/cm p kr Tekanan kritis kg/cm P u Gaya akibat rotasi pada sudu gerak kg R Jari-jari konis sempurna mm r Jari-jari hub mm r s Jari-jari rata-rata plat penguat sudu mm Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

t 0 Temperatur uap awal u Kecepatan keliling sudu turbin m/s ν Volume spesifik uap m 3 /kg W Momen perlawanan poros cm 3 W cr,tot Berat total cakram kg W p Berat total poros kg W y Momen perlawanan terkecil sudu cm 3 z Jumlah sekat labirin Buah z s, Jumlah sudu gerak baris pertama Buah 0 C. Simbol dari abjad Yunani (Greek Letters) Simbol Keterangan Satuan α Sudut masuk kecepatan uap mutlak ke sudu gerak o α Sudut keluar kecepatan uap mutlak o β Sudut masuk kecepatan relatif uap ke sudu gerak o β Sudut keluar kecepatan relatif uap ke sudu gerak o ρ as Massa jenis bahan Alloy Steel kg/m 3 ρ Massa jenis minyak pelumas kg/ltr pl ρ Massa jenis uap kg/m 3 u p v Penurunan tekanan uap saat melewati katup kg/cm pengatur σ Tegangan kg/cm τ a Tegangan izin poros kg/cm ω Kecepatan sudut rad/s η g Efisiensi generator - η m Efisiensi mekanis - λ Koefisien jenis fluida pada rumus stodola - ϕ Faktor kecepatan (angka kualitas) nosel - ψ Koefisien kecepatan (angka kualitas) sudu - Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

DAFTAR GAMBAR Gambar Nama Gambar Halaman. Diagram alir dan T-S pembangkit tenaga uap sederhana... 5. Diagram alir dan T-S pemanasan ulang... 6.3 Diagram alir dan T-S sistem pemanas air terbuka... 7.4 Diagram alir dan T-S sistem pemanas air tertutup... 7.5 Diagram alir PLTGU... 9.6 Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai Fungsi Tinggi Nosel (l )...5.7 Grafik untuk menentukan koefisien ψ berdasarkan tinggi sudu gerak...6.8 Tingkat tekanan pada turbin impuls.... 9.9 Grafik efisiensi mekanis turbin uap.....0 Grafik efisiensi generator..... Grafik efisiensi efektif relatif turbin uap..... 4. Skema ekstraksi uap pada siklus renkine PLTGU... 6 3. Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator.... 9 3. Diagram alir PLTGU... 3 3.3 Diagram T-S.... 3 3.4 Proses penurunan kalor pada turbin uap..... 34 3.5 Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I... 43 3.6 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan.... 46 3.7 Segitiga kecepatan tingkat kedua.... 5 4. Ukuran Nosel dan Sudu Gerak... 6 4. Jarak bagi dari profil sudu gerak... 63 4.3 Gaya-gaya lentur pada Sudu... 68 4.4 Penampang Cakram Konis... 7 4.5 Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis... 74 4.6 Diagram reaksi pada bantalan dan beban pada poros turbin...87 4.7 Penentuan defleksi pada poros turbin... 88 4.8 Bantalan Luncur... 9 4.9 Kedudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan... 95 4.0 Grafik kriteria beban koefisien φ v...96 4. Grafik untuk Menentukan φ...96 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

DAFTAR TABEL Tabel Nama Tabel Halaman 3. Data hasil perancangan turbin lima tingkatan ekstraksi... 38 3. Fraksi massa tiap ekstraksi... 40 3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi... 4 3.4 Kondisi uap pada setiap bagian tingkat turbin uap PLTGU... 56 4. Ukuran nosel dan sudu gerak... 66 4. Tegangan-tegangan pada Cakram Konis... 77 4.3 Tegangan-tegangan pada Hub... 80 4.4 Ukuran dan berat cakram... 84 4.5 Penentuan putaran kritis poros... 90 4.6 Ruang Bebas yang diperbolehkan untuk Bantalan Luncur... 94 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

DAFTAR LAMPIRAN. LAMPIRAN I. GAMBAR ASSEMBLING TURBIN UAP PLTGU. LAMPIRAN II KONVERSI SATUAN 3. LAMPIRAN III. TABEL SIFAT BAHAN 4. LAMPIRAN IV. TABEL SATURATED WATER 5. LAMPIRAN V. TABEL SUPERHEATED WATER 6. LAMPIRAN VI. TABEL COMPRESSED LIQUID WATER 7. LAMPIRAN VII. SISTEM DATA BELAWAN PLTGU BLOK II Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

BAB PENDAHULUAN. Latar Belakang Perancangan Kehidupan manusia dari dahulu sampai sekarang yang terus berkembang dan semakin kompleks, selalu diiringin dengan kebutuhan yang semakin meningkat, terutama kebutuhan akan energi. 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. Energi listrik yang besar dan 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. Turbin uap merupakan salah satu mesin konversi energi yang sesuai sebagai salah satu alternatif karena dapat menghasilkan energi listrik dengan daya yang cukup besar, dan efisiensi yang tinggi. Ide tentang turbin uap sudah ada sejak turbin Hero kira-kira tahun 0 S.M, tetapi pada waktu itu masih berbentuk mainan atau tidak menghasilkan daya poros efektif. Giovani Branca juga mengusulkan turbin impuls pada tahun 69, tetapi tidak pernah dibuat. Turbin yang pertama rupanya dibuat pada tahun 83 oleh William Avery (Amerika Serikat) untuk menggerakkan mesin gergaji. Sistem tenaga turbin uap terdiri dari beberapa komponen utama, yaitu : ketel, turbin yang menggerakkan beban, kondensor, pemanas air pengisi ketel dan pompa-pompa. Jadi, turbin hanyalah merupakan suatu komponen dari suatu sistem pembangkit tenaga. Kemajuan sistem pembangkit tenaga saat ini semakin Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

berkembang, dimana uap yang berfungsi sebagai fluida kerja, telah dapat dihasilkan melalui sistem siklus uap untuk meningkatkan temperatur dan energi kalor uap masuk ke turbin dengan ekstraksi uap untuk memanaskan air pengisian HRSG, sehingga kerja HRSG dan kebutuhan bahan bakar berkurang.. Tujuan Perancangan Adapun tujuan dari perancangan ini adalah untuk memenuhi syarat memperoleh gelar Strata dari Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Sedangkan tujuan umum perancangan ini adalah : a. Untuk lebih mengetahui dan memahami aplikasi ilmu yang diperoleh di bangku kuliah terutama mata kuliah Turbin Uap dan Sistem Pembangkit Tenaga. b. Merancang sebuah turbin uap penggerak generator pada instalasi PLTGU dengan daya generator listrik 80 MW..3 Batasan Masalah Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah: a. Perhitungan thermodinamika turbin uap Yang meliputi perhitungan daya dengan pemanfaatan kalor yang akan terjadi pada turbin uap, perhitungan laju aliran massa, perancangan turbin tingkat pengaturan dan perhitungan kalor dari tingkat pengaturan sampai ekstraksi I. b. Perhitungan ukuran-ukuran utama turbin uap Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Yang meliputi perhitungan ukuran nosel, sudu gerak, perhitungan ukuran cakram, poros, bantalan dan pelumasan. c. Gambar penampang (gambar teknik) turbin uap..4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana 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 nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin - FT USU mengenai masukan dan kekurangan di dalam tulisan skripsi ini. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

BAB TINJAUAN PUSTAKA. Pandangan Umum Siklus Gabungan Pembangkit daya siklus gabungan pada dasarnya terdiri dari dua siklus utama, yakni siklus Brayton (siklus gas) dan siklus Rankine (siklus uap) dengan turbin gas dan turbin uap yang menyediakan daya ke jaringan. Dalam pengoperasian turbin gas, gas buang sisa pembakaran yang keluar mempunyai suhu yang relatif tinggi yaitu 00 0 C 650 0 C sehingga jika dibuang langsung ke atmosfer merupakan kerugian energi. Oleh karena itu, panas hasil buangan turbin gas tersebut dapat dimanfaatkan sebagai sumber panas ketel uap yang dalam hal ini disebut Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Keterangan : P = Pompa HRSG = Heat Recovery Steam Generator TU C K RB TG = Turbin Uap = Condensor = Kompresor = Ruang Bakar = Turbin Gas Gambar. Pembangkit Daya siklus Gabungan Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

Pembangkit daya seperti gambar di atas, disamping menghasilkan efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabungan ini bersifat luwes, mudah dinyalakan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi beban dasar dan turbin bersiklus yang mempunyai efisiensi yang tinggi dalam daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya, karena pada dasarnya instalasi ini menggabungkan dua teknologi di dalam satu kompleks pembangkit daya. Dalam skripsi perancangan ini, dipilih siklus gabungan dengan regenerasi karena siklus ini lebih efisiensi digunakan dibandingkan dengan siklus gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan mempergunakan masing-masing satu turbin gas dan turbin uap. Disamping itu juga, adanya pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG.. Siklus Gabungan dengan Regenerasi untuk PLTGU Siklus ini terdiri dari siklus gas sederhana dan siklus uap dengan regenerasi, dimana siklus gas sederhana terdiri kompresor, ruang bakar, dan turbin gas dimana gas buang dari turbin gas itu dimanfaatkan oleh HRSG untuk membangkitkan uap pada siklus uap. Siklus uap ini terdiri dari turbin uap dengan empat buah ekstraksi, kondensor, pompa kondensat, pemanas air umpan tertutup, dan pemanas deaerasi. Sisa gas buang dari HRSG keluar menuju cerobong asap. Turbin gas dan turbin uap itu keduanya berfungsi untuk memutar generator listrik secara terpisah. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

.3 Tinjauan Thermodinamika Siklus Rankine pada PLTGU Modifikasi siklus Uap atau siklus Rankine bertujuan untuk meningkatkan efisiensi siklus, dalam hal ini dibuat ekstraksi uap untuk memanaskan air pengisian HRSG, sehingga kerja HRSG akan berkurang dan kebutuhan bahan bakar juga berkurang. Uap kering dari HRSG memasuki turbin, setelah melalui beberapa tingkatan sudu turbin sebagian uap tersebut diekstraksikan ke pemanas awal tekanan tinggi dan tekanan rendah, sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan di kondensor, selanjutnya air dari kondensor dipompakan ke feed water tank (FWT) setelah melalui dua pemanas air tekanan rendah, kemudian dari feed water tank (FWT) air dipompakan kembali ke HRSG melalui dua pemanas air tekanan tinggi, dari HRSG ini air umpan yang sudah menjadi uap kering dialirkan ke turbin. Deaerator yang terdapat pada feed water tank (FWT) bertujuan untuk membuang gas-gas yang tidak terkondensasi sehingga pemanasan pada HRSG dapat berlangsung efektif. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 009.

8 TURBINE GENERATOR HRSG 9 0 3 ' DEAERATOR 5' FWT 7 5 4' 4 CONDENSOR H P H 6 H P H 5 POMPA L P H 3 L P H C P 4 4' 6' 6 7 7' Keterangan : - CP = Condensat Pump - HRSG = Heat Recovery Steam Generator - LPH = Low Pressure Heater - FWT = Feed Water Tank - HPH = High Pressure Heater 3000 RPM, 009.

Gambar. Diagram Alir PLTGU 3000 RPM, 009.

Dari diagram alir di atas, dapat digambarkan T-S diagram. T 8 9 7 4 0 6 5 4' 5 4' 5' 0' 4 6 3 7 7' 6' 3 Gambar.3 Diagram T-S S.4 Prinsip Dasar Turbin Uap Turbin uap merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi potensial uap menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin, langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi, dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Turbin uap dapat digunakan pada berbagai bidang industri, untuk pembangkit tenaga listrik, dan untuk 3000 RPM, 009.

transportasi. Dalam perancangan ini, turbin uap digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTGU. Untuk mengubah energi potensial uap menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros dilakukan dengan berbagai cara, sehingga turbin uap secara umum terdiri dari tiga jenis utama, yaitu : turbin uap impuls, reaksi, dan gabungan (impuls-reaksi). Selama proses ekspansi uap di dalam turbin juga terjadi beberapa kerugian utama yang dikelompokkan menjadi dua jenis kerugian utama, yaitu kerugian dalam dan kerugian luar. Hal ini akan menyebabkan terjadinya kehilangan energi, penurunan kecepatan dan penurunan tekanan dari uap tersebut yang pada akhirnya akan mengurangi efisiensi siklus dan penurunan daya generator yang akan dihasilkan oleh generator listrik..5 Klasifikasi Turbin Uap Turbin uap [Menurut lit., hal. 0-] dapat diklasifikasikan ke dalam kategori yang berbeda yang tergantung pada jumlah tingkat tekanan, arah aliran uap, proses penurunan kalor, kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin dan pemakaiannya di bidang industri, sebagai berikut :. Menurut jumlah tingkat tekanan, terdiri dari : a. Turbin satu tingkat dengan satu atau lebih tingkat kecepatan, yaitu turbin yang biasanya berkapasitas kecil dan turbin ini kebanyakan dipakai untuk menggerakkan kompresor sentrifugal. b. Turbin impuls dan reaksi nekatingkat, yaitu turbin yang dibuat dalam jangka kapasitas yang luas mulai dari yang kecil sampai yang besar. 3000 RPM, 009.

. Menurut arah aliran uap, terdiri dari : a. Turbin aksial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang sejajar terhadap sumbu turbin. b. Turbin radial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu turbin. 3. Menurut proses penurunan kalor, terdiri dari : a. Turbin kondensasi (condensing turbine) dengan regenerator, yaitu turbin dimana uap pada tekanan yang lebih rendah dari tekanan atmosfer dialirkan ke kondensor, disamping itu uap juga dicerat dari tingkat-tingkat menengahnya untuk memanaskan air pengisian ketel, dimana jumlah penceratan itu biasanya dari -3 hingga sebanyak 8-9. Kalor laten uap buang selama proses kondensasi semuanya hilang pada turbin ini. b. Turbin kondensasi dengan satu atau dua penceratan dari tingkat menengahnya pada tekanan tertentu untuk keperluan-keperluan industri dan pemanasan. c. Turbin tekanan lawan (back pressure turbine), yaitu turbin yang uap buang dipakai untuk keperluan-keperluan pemanasan dan untuk keperluankeperluan proses dalam industri. d. Turbin tumpang, yaitu suatu jenis turbin tekanan lawan dengan perbedaan bahwa uap buang dari turbin jenis ini lebih lanjut masih dipakai untuk turbin-turbin kondensasi tekanan menengah dan rendah. Turbin ini, secara umum beroperasi pada kondisi tekanan dan temperatur uap awal yang tinggi, dan dipakai kebanyakan untuk membesarkan kapasitas pembangkitan pabrik, dengan maksud untuk mendapatkan efisiensi yang lebih baik. 3000 RPM, 009.

e. Turbin tekanan lawan dengan penceratan uap dari tingkat-tingkat menengahnya pada tekanan tertentu, dimana turbin jenis ini dimaksudkan untuk mensuplai uap kepada konsumen pada berbagai kondisi tekanan dan temperatur. f. Turbin tekanan rendah (tekanan buang), yaitu turbin yang uap buang dari mesin-mesin uap, palu uap, mesin tekan, dan lain-lain, dipakai untuk keperluan pembangkitan tenaga listrik. g. Turbin tekanan campur dengan dua atau tiga tingkat-tekanan, dengan suplai uap buang ke tingkat-tingkat menengahnya. 4. Menurut kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin, terdiri dari : a. Turbin tekanan rendah, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan, sampai ata. b. Turbin tekanan menengah,yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan sampai 40 ata. c. Turbin tekanan tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan diatas 40 ata. d. Turbin tekanan yang sangat tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan 70 ata atau lebih dan temperatur diatas 550 o C atau lebih. e. Turbin tekanan superkritis, yaitu tubin yang memakai uap pada tekanan 5 ata atau lebih. 5. Menurut pemakaiannya di bidang industri, terdiri dari : a. Turbin stasioner dengan kepesatan putar yang konstan dipakai terutama untuk menggerakkan alternator. 3000 RPM, 009.

b. Turbin uap stasioner dengan kepesatan yang bervariasi dipakai untuk menggerakkan blower-turbo, pengedar udara (air circulator), pompa, dan lain-lain. c. Turbin yang tidak stasioner dengan kepesatan yang bervariasi, yaitu turbin yang biasanya dipakai pada kapal-kapal uap, kapal, dan lokomotif kerata api (lokomotif-turbo). Semua jenis turbin diatas tergantung kepada kepesatan putar dapat dihubungkan langsung atau melalui roda gigi reduksi dengan mesin-mesin yang digerakkan..6 Kerugian Energi pada Turbin Uap Pada saat pengoperasiannya turbin uap mengalami kehilangan atau kerugian energi yang dapat dikategorikan atas jenis, [Menurut lit, hal. 59-7] yaitu :. Kerugian dalam, adalah kerugian yang berkaitan dengan kondisi-kondisi uap sewaktu uap tersebut mengalir melalui turbin. Misalnya : kerugian pada katupkatup pengatur, kerugian pada nosel (sudu pengarah), kerugian kecepatan kecepatan-keluar, kerugian akibat gesekan cakram yang merupakan tempat pemasangan sudu-sudu dan kerugian pengadukan, kerugian akibat ruang bebas antara rotor dan cakram-cakram sudu pengarah, kerugian akibat kebasahan uap, dan kerugian pada pemipaan buang.. Kerugian luar, adalah kerugian yang tidak mempengaruhi kondisi-kondisi uap. Misalnya : kerugian mekanis dan kerugian akibat kebocoran uap dari perapatperapat gland labirin. 3000 RPM, 009.

.6. Kerugian pada Katup Pengatur Uap sebelum masuk ke turbin haruslah melalui katup penutup (stop valve) dan katup pengatur yang mana ini merupakan bagian terpadu dari turbin tersebut. Aliran uap melalui katup penutup dan katup pengatur disertai oleh kerugian energi akibat proses pencekikan. Kerugian energi akibat proses pencekikan dinyatakan sebagai : H ' =...(-) H o H o Dimana : H H o = Besarnya kerugian energi akibat proses pencekikan (kkal/kg). = Penurunan kalor isentropis dengan mengabaikan kerugian (kkal/kg). ' H o = Penurunan kalor isentropis dengan memperhitungkan kerugian kalor akibat proses pencekikan (kkal/kg). Besarnya kerugian tekanan akibat proses pencekikan untuk katup pengatur terbuka lebar dapat ditentukan sebesar 5% dari tekanan uap panas lanjut. Namun pada prakteknya, turbin uap sekarang ini telah memungkinkan untuk memperkecil kerugian tekanan ini sampai serendah 3% dan lebih di bawahnya lagi dengan pemakaian bentukbentuk katup pengatur yang baik (streamlined) pada tempat-tempat yang dialiri oleh uap. Untuk tujuan perancangan, kerugian tekanan [Lit, hal 60] adalah : Dimana : v ( 0,03 0, ) p o p = 05...(-) p v = Besarnya kerugian tekanan (bar). p o = Tekanan uap panas lanjut sebelum memasuki turbin (bar). 3000 RPM, 009.

.6. Kerugian pada Nosel Kerugian energi pada nosel disebabkan oleh adanya gesekan uap pada dinding nosel, turbulensi, dan lain-lain. Kerugian energi pada nosel ini dicakup oleh koefisien kecepatan nosel (φ) yang sangat tergantung pada tinggi nosel. Kerugian energi kalor pada nosel dalam bentuk kalor adalah [Lit, hal 5] : c t - c hn = atau : 8378 h n c = ( )...(-3) ϕ 8378 Dimana : h n c t = Besar kerugian pada nosel (kkal/kg) = Kecepatan uap masuk teoritis dari nosel (m/s) c = ϕ = Kecepatan uap masuk mutlak dari nosel (m/s) c t ϕ = Koefisien kecepatan atau angka kualitas nosel. Untuk tujuan perancangan, nilai-nilai koefisien kecepatan nosel dapat diambil dari grafik yang ditunjukkan pada gambar dibawah ini [Lit, hal 60]. Gambar.4 Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai Fungsi Tinggi Nosel (l ) 3000 RPM, 009.

.6.3 Kerugian pada Sudu Gerak Kerugian energi pada sudu-sudu gerak disebabkan oleh beberapa faktor yaitu : kerugian akibat olakan pada ujung belakang sudu, kerugian akibat tubrukan, kerugian akibat kebocoran uap melalui ruang melingkar antara stator dan selubung, kerugian akibat gesekan, kerugian akibat pembelokan semburan pada sudu, dan kerugian akibat penyelubungan. Semua faktor ini disimbolkan sebagai koefisien kecepatan (angka kualitas) sudu-sudu ( ψ), dimana koefisien kecepatan ini mempunyai nilai lebih kecil dari satu. Kerugian energi pada sudu-sudu menyebabkan penurunan kecepatan keluar relatif ω lebih kecil dari kecepatan masuk relatif ω (ω = ψ. ω ). Sebagai akibatnya akan terjadi kehilangan energi dalam sudu-sudu gerak sebesar [Menurut Lit, hal 34] : h b = ω -ω 8378 atau : ω h b =...(-4) ψ 8378 Dimana : ω = kecepatan uap masuk relatif dari nosel (m/s) ω = kecepatan keluar relatif dari sudu (m/s) h b = kehilangan energi dari sudu-sudu (kkal/kg) ψ = koefisien kecepatan atau angka kualitas laluan sudu. Untuk pemakaian praktis, harga ψ dapat ditentukan dengan tinggi sudu-sudu gerak pada gambar di bawah ini. 3000 RPM, 009.

Gambar.5 Untuk menentukan koefisien ψ berdasarkan tinggi sudu gerak.6.4 Kerugian Akibat Kecepatan-Keluar Uap meninggalkan sisi keluar sudu gerak dengan kecepatan mutlak c. Pada turbin nekatingkat (multistage), energi kecepatan uap yang keluar dapat dipakai sebagian atau seluruhnya pada tingkat-tingkat yang berikutnya. Untuk dapat memanfaatkan energi yang ekivalen dengan energi kecepatan uap yang keluar dari sudu perlu diperhatikan celah diantara sudu-sudu tingkat sebelumnya dan nosel-nosel berikutnya sesempit mungkin. Besarnya kerugian energi yang diakibatkan oleh kecepatan-keluar itu dalam satuan kalor diberikan oleh persamaan [Lit, hal 63] : Dimana : c h e =...(-5) 8378 h e = kerugian akibat kecepatan keluar (kkal/kg) c = kecepatan mutlak uap meninggalkan sudu gerak (m/s). 3000 RPM, 009.

.6.5 Kerugian Akibat Gesekan Cakram dan Pengadukan Kerugian ini terjadi karena adanya gesekan antara rotor dengan uap dan kerugian pengadukan dalam hal pemasukan parsial. Sebagai akibatnya kerja digunakan untuk melawan gesekan, dan kecepatan partikel uap akan dikonversi menjadi kalor, sehingga memperbesar kandungan kalor uap. Kerugian ventilasi sulit dihitung secara teoritis dan umumnya dihitung secara empiris. Salah satu rumus empiris yang dipakai adalah rumus Stodola, yaitu : N ge, a 3 0,5 u [,07d + 0,6 z( ε ) d l ] ρu = λ...(-6) 6 0 Dimana : N ge, a = daya yang hilang dalam mengatasi gesekan dan ventilasi (kw) λ = koefisien yang biasanya diambil sama dengan satu untuk udara dan uap panas-lanjut temperatur tinggi (menurut Levitsky) dan untuk uap panas jenuh sama dengan,3 d z ε l u = diameter cakram yang diukur pada tinggi rata-rata sudu (m) = jumlah tingkat kecepatan pada cakram = derajat pemasukan uap parsial = tinggi sudu (cm) = kecepatan keliling pada diameter rata-rata (m/s) ρ u = masssa jenis uap di dalam mana cakram tersebut berputar (kg/m 3 ). Penentuan daya yang hilang dalam mengatasi gesekan dan ventilasi juga dapat ditentukan dengan memakai rumus empiris Forner, yaitu : 0 4 3 N, = β 0 d n l ρ...(-7) ge a u 3000 RPM, 009.

Dimana : n β = putaran turbin (rpm) = koefisien gesekan yang sama dengan,76 untuk cakram baris tunggal dan,06 untuk cakram baris ganda, serta,8 untuk cakram tiga baris. Kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi dalam satuan kalor dapat ditentukan dari persamaan berikut [Lit, 64] : h ge 0 N ge, a, a =...(-8) 47 G Dimana : h ge, a = besar kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi (kkal/kg) G = massa alir uap melalui tingkat turbin (kg/s)..6.6 Kerugian Ruang Bebas Ada perbedaan tekanan di antara kedua sisi cakram nosel yang dipasang pada stator turbin, sebagai akibat ekspansi uap di dalam nosel. Diafragma yang mempunyai sudu sudu gerak adalah dalam keadaan berputar, sementara cakram-cakram adalah dalam keadaan diam sehingga selalu ada ruang bebas yang sempit antara cakram-cakram putar dan diafragma, seperti pada gambar di bawah ini. 3000 RPM, 009.

Gambar.6 Tingkat tekanan pada turbin impuls Tekanan sebelum melewati diafragma adalah p dan tekanan sesudah cakram yang mempunyai sudu-sudu gerak adalah p. Oleh sebab itu, seluruh penurunan tekanan yang terjadi pada perapat labirin dari p hingga ke p didistribusikan diantara ruangruang A, B, C, D, E, dan F. Adanya perbedaan tekanan menyebabkan adanya kebocoran melalui celah ini, yang besarnya [Lit, hal 64] : h kebocoran = G kebocoran ( i0 - i )...(-9) G Dimana G kebocoran ditentukan berdasarkan tekanan kritis, yaitu [Lit, hal 67] : p kr = 0,85 p z +,5...(-0) Bila tekanan kritis lebih rendah dari p, maka kecepatan uap di dalam labirin adalah lebih rendah daripada kecepatan kritis dan massa alir kebocoran ditentukan dengan persamaan [Lit, hal 67]: G kebocoran = 00 f s p ) g( p...(-) zp υ 3000 RPM, 009.

sebaliknya, bila tekanan kritis lebih tinggi dari p, maka kecepatan uap adalah lebih tinggi dari kecepatan kritisnya dan massa alir kebocoran dihitung [Lit, hal 67] : G kebocoran = 00 f s g p z +,5 v...(-).6.7 Kerugian Akibat Kebasahan Uap Pada tingkat yang terakhir biasanya beroperasi pada kondisi uap basah yang menyebabkan terbentuknya tetesan air yaitu dalam hal ini turbin kondensasi dengan regenerator. Tetesan air ini oleh pengaruh gaya sentrifugal akan terlempar ke arah keliling. Pada saat bersamaan tetesan air ini menerima gaya percepatan dari partikelpartikel uap searah dengan aliran, jadi sebagian energi kinetik uap hilang dalam mempercepat tetesan air ini. Kerugian akibat kebasahan uap dapat ditentukan dengan persamaan [ Lit, hal 68] : h kebasahan = ( -x) h i...(-3) Dimana : x = fraksi kekeringan rata-rata uap di dalam tingkat turbin yaitu sebelum nosel (sudu pengarah) dan sesudah sudu gerak tingkat tersebut. h i = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan memperhitungkan semua kerugian kecuali akibat kebasahan uap (kkal/kg)..6.8 Kerugian Pemipaan Buang Kerugian pemipaan buang terjadi karena kecepatan aliran pada pipa buang besar (00-0) m/s yang biasanya terjadi pada turbin kondensasi. Besarnya kerugian tekanan dalam pemipaan buang turbin-turbin kondensasi [Menurut Lit., hal. 70] dapat ditentukan, yaitu : 3000 RPM, 009.

P P k Cs = λ...(-4) 00 Dimana : p = tekanan uap sesudah sudu (bar) p k = tekanan uap di dalam pemipaan buang (bar) λ = koefisien yang nilainya dari 0,07-0, c s = kecepatan uap pada pemipaan buang (m/s)..6.9 Kerugian Luar. Kerugian Mekanis Kerugian mekanis disebabkan oleh energi yang digunakan untuk mengatasi tahanan yang diberikan oleh bantalan luncur dan dorong termasuk bantalan luncur generator atau mesin yang dihubungkan dengan poros turbin seperti pompa minyak utama, pengatur (governor), dan lain-lain. Untuk tujuan perancangan, kerugian mekanis [Menurut lit., hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik efisiensi mekanis turbin uap. 99, Gambar.7 Grafik efisiensi mekanis turbin uap 9756 kw 3000 RPM, 009.

Sedangkan efisiensi generator [Menurut lit., hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik. 97 9756 kw Gambar.8 Grafik efisiensi generator. Kerugian Akibat Kebocoran Uap yang Melalui Perapat Bagian Ujung Kerugian ini terjadi karena adanya perbedaan tekanan antara bagian dalam stator dan udara luar, sehingga terjadi kebocoran uap melalui perapat labirin bagian ujung turbin. Kebocoran uap melalui perapat ujung tidak akan mempengaruhi variasi kondisikondisi uap di dalam turbin, sehingga kebocoran ini diklasifikasikan sebagai kebocoran luar. Kebocoran uap ini dapat dihitung dengan menggunakan persamaan (-) dan (- ) seperti diatas..7 Efisiensi dalam (internal) Turbin Uap Hubungan antara kerja yang bermanfaat yang dilakukan oleh kilogram uap pada tingkat atau di dalam turbin terhadap kerja teoritis yang tersedia disebut sebagai efisiensi dalam (internal) turbin tersebut. Besarnya efisiensi dalam turbin uap ini [Menurut lit., hal. 7] dapat ditentukan sebagai : η re η oi =...(-5) η m 3000 RPM, 009.

Dimana : η oi = efisiensi dalam (internal) turbin uap (%) η re = efisiensi efektif relatif (%) η m = efisiensi mekanis (%) Besarnya efisiensi mekanis ditentukan dari gambar.7 di atas sedangkan efisiensi efektif relatif [Menurut lit., hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik. 86 Gambar.9 Grafik efisiensi efektif relatif turbin uap 9756 kw Besarnya harga efisiensi turbin uap juga tergantung kepada sistem sudu-sudu turbin dimana sudu-sudu yang pendek akan menghasilkan daya yang kecil, meskipun kondisi uapnya tinggi (temperatur dan tekanan uap tinggi). Ukuran-ukuran utama turbin ditentukan berdasarkan kapasitas uapnya dan untuk mendapatkan penentuan pendahuluan besarnya kapasitas uap dengan seteliti mungkin bisa menggunakan gambar jalannya efisiensi yang akan timbul seperti ditunjukkan pada gambar.7,.8, dan.9 diatas. 3000 RPM, 009.

.8 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi Dari gambar. sebelumnya telah diketahui, bahwa untuk siklus rankine PLTGU ini dirancang empat buah tingkatan ekstraksi dari turbin uap, sehingga fraksi massa pada tiap ekstraksi dapat ditentukan. eks I deaerator eks II pompa t II fw eks III eks IV t IVfw ke HRSG t III fw ts I ts II t I fw ts III t kond. dari kondensor ts IV ke kondensor Gambar.0 Skema Ekstraksi Uap pada Siklus Rankine PLTGU Sehingga dari gambar diatas dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi pertama hingga ekstraksi keempat [Menurut lit., hal. 37-38] sebagai berikut :. Fraksi massa pada ekstraksi I ( α ) α i = ( i V fw I eks IV i fw...(-6) i ) η s s. Fraksi massa pada ekstraksi II ( α ) I III ( i i ) ( is i fw )) α =...(-7) IV III ( fw fw α ηs II III ieks i fw 3. Fraksi massa pada ekstraksi III ( α 3 ) III II α α ( i fw i fw) α3 =...(-8) ) η ( ) III III ( ieks is s 3000 RPM, 009.

4. Fraksi massa pada ekstraksi IV ( α 4 ) α II I III IV ( α α) ( i fw i fw) α3( is is ) ηs 4 =...(-9) IV IV ( ieks is ) ηs Dimana : η, η, η 3, dan η 4 adalah efisiensi pemanas air pengisian HRSG tekanan rendah dan tekanan tinggi yang diakibatkan oleh kehilangan kalor ke medium di sekitarnya..9 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi Jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap [Menurut lit., hal. 39] dapat ditentukan sebagai berikut : 860 PN Do =...(-) I II III IV V [ h + ( α ) h + ( α α ) h + ( α α α ) h + ( α α α α ) h ] i i i 3 i 3 4 i Dimana : D 0 P N = jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap (ton/jam) = daya netto yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (kw) h, h, h, h, h = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin antara I i II i III i IV i V i titik-titik ekstraksi (kkal/kg). Kemudian jumlah uap yang dicerat dari setiap titik ekstraksi dapat ditentukan sebagai berikut :. D I eks = α D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang pertama. D II eks = α D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang kedua 3. D III eks = α 3 D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang ketiga 3000 RPM, 009.

4. D IV eks = α 4 D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang keempat. Sehingga jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi, menjadi :. D 0 = jumlah uap yang mengalir melalui ruang pertama sampai ke titik ekstraksi yang pertama. D I = D 0 D eks = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang pertama dan kedua 3. D I II = D 0 D eks Deks = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang kedua dan ketiga 4. D I II III 3 = D 0 Deks Deks Deks = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang ketiga dan keempat 5. D I II III IV 4 = D 0 Deks Deks Deks Deks = jumlah uap yang mengalir sesudah titik ekstraksi yang keempat. 3000 RPM, 009.

BAB 3 PERHITUNGAN THERMODINAMIKA TURBIN UAP PLTGU 3. Pemilihan Jenis Turbin Uap Dalam Bab sebelumnya telah dijelaskan tinjauan termodinamika turbin uap dalam instalasi PLTGU, jenis-jenis turbin uap dan pertimbangan kerugian-kerugian yang akan terjadi dalam siklus yang akan mempengaruhi efisiensi dalam turbin uap tersebut. Turbin uap yang akan dirancang akan mempunyai daya generator listrik 80 MW pada putaran turbin 3000 rpm. Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi. Turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi banyak dipakai di bidang industri sebagai penggerak mula untuk generator listrik kapasitas besar. Hal ini disebabkan kemampuannya menghasilkan daya yang lebih besar dibandingkan dengan turbin tingkat tunggal, sesuai untuk kondisi tekanan uap yang tinggi, dorongan aksial serta diameter tingkat akhir yang besar dan yang biasanya terjadi pada turbin impuls murni dapat diatasi dengan derajat reaksi. Distribusi penurunan kalor pada sejumlah tingkat tekanan akan memungkinkan mendapatkan kecepatan uap yang lebih rendah yang cenderung untuk menaikkan efisiensi turbin uap. Dalam perancangan ini, turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi mempunyai empat tingkatan ekstraksi uap yang akan diumpankan pada air umpan pengisian HRSG. Dengan membuat analisa perhitungan penurunan kalor dan fraksi massa serta laju aliran massa untuk tiap ekstraksi, akan dapat ditentukan daya akhir yang akan dihasilkan jenis turbin impuls nekatingkat yang sesuai untuk dipakai untuk instalasi PLTGU. 3000 RPM, 009.

3. Perhitungan Daya Turbin Uap Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada unsur yang terpakai dalam proses konversi daya, yaitu :. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang diukur dengan MW. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya.. Daya reaktif (V.I sin ϕ) yang diukur dengan MVAR. Besaran ini adalah suatu daya yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Dari penjelasan diatas, maka daya yang harus disuplai oleh turbin uap ke generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Diagram pada gambar di bawah ini menggambarkan daya yang bekerja pada generator listrik. Daya Reaktif Gambar 3. Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator Dari gambar 3. diatas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya generator listrik adalah daya nyata (MW), maka : P = P G. cos ϕ...(3-) Dimana : 3000 RPM, 009.

P P G = daya generator listrik = 80 MW (output generator) = daya semu yang dibutuhkan generator listrik (MVA) (input generator) cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 0,9. Namun berdasarkan harga yang umum dipakai di lapangan [Menurut lit. 3], maka diambil cos ϕ = 0,8. Dengan demikian dari persamaan 3- diatas : P G P = = cosϕ 80 0,8 P =94,8 MVA G Sehingga daya netto/nyata yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (P N ) adalah : P N G =...(3-) m P η η G Dimana : η m = efisiensi mekanis yang ditentukan dari gambar.7 = 0,995 η G = efisiensi generator yang ditentukan dari gambar.8 = 0,98, maka : P N 94,8 = 0,995 0,98 P =97,56 MW N 3000 RPM, 009.

3.3 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator listrik. Dalam perancangan ini, ditentukan kondisi-kondisi uap sebagai berikut :. Tekanan uap masuk turbin (p o ) = 8 bar. Temperatur uap masuk turbin (t o ) = 550 o C 3. Tekanan uap keluar turbin (p k ) = 0, bar 4. Turbin uap dirancang mempunyai empat tingkatan ekstraksi. Pada bagian.6. sebelumnya telah dibahas beberapa kerugian yang terjadi pada turbin uap, sehingga pada bagian ini akan dapat ditentukan besarnya penurunan kalor yang terjadi pada tiap ekstraksi. Kerugian pada katup pengatur [Menurut Lit., hal. 60] diambil sebesar 5% dari tekanan uap panas lanjut, sehingga tekanan di depan nosel tingkat pertama akan menjadi : ( 0,05) 8 77, 9 p bar ' 0 = = Kerugian pada pemipaan buang yang dapat ditentukan dari persamaan -4, dimana sesuai dengan kondisi lapangan maka diambil nilai koefisien λ sebesar 0,09 dan c s sebesar 0 m/s, maka : 0 p 0, = 0,09 00 0, 3000 RPM, 009.

p = 0, + 0,03 0,3 bar = Penurunan kalor teoritis yang terjadi pada turbin dengan mengabaikan kerugian pada katup pengatur dan pemipaan buang akan menjadi : H = 350,6 64, 356,4 kj/kg 0, th = Penurunan kalor adiabatik pada turbin dengan memperhitungkan baik katup pengatur maupun pemipaan buang akan menjadi : ' H = 350,6 00,8 39,8 kj/kg 0 = Dari gambar.6 dan.8 nilai efisiensi η re, dan η m diperoleh masing-masing sebesar 0,86 dan 0,995 sehingga nilai efisiensi dalam turbin, yaitu : η oi = 0,86 0,995 = 0,8643 Sehingga penurunan kalor yang dimanfaatkan di turbin menjadi : H H η = 356,4 0,8643 7,337 kj/kg i = 0, th 0i = 3000 RPM, 009.

Proses penurunan kalor ini dapat digambarkan dalam diagram Mollier : Gambar 3. Proses Penurunan Kalor pada turbin uap Untuk tekanan 0, bar didapat temperatur air jenuh t s = 45,84 o C. Dalam hal ini diambil temperatur air jenuh keluaran kondensor t kond = 45 o C. Guna menyederhanakan perhitungan, dibuat bahwa air pengisian HRSG dipanaskan dalam derajat yang sama pada semua pemanas air pengisian HRSG, sehingga pada masingmasingnya kenaikan temperatur air pengisian HRSG ( t ) menjadi [Menurut lit., hal. 36] : t t = HPH t z kond...(3-3) Dimana : t HPH = temperatur uap keluaran HPH = 85 o C 3000 RPM, 009.

t kond = temperatur air jenuh keluaran kondensor = 45 o C z = jumlah ekstraksi turbin uap = 4 tingkatan Maka : 0 0 85 C 45 C t = = 35 o C 4 Sehingga dapat ditentukan temperatur air pengisian HRSG setelah keluar dari pemanas [Menurut Lit., hal. 37], yaitu :. = 45 + 35 80 t LPH = o C. t = 80 + 35 5 o C LPH = 3. t = 5 + 35 50 o C HPH = 4. t = 50 + 35 85 o C. HPH = Kemudian temperatur jenuh uap pemanas pada pemanas air pengisian HRSG diperoleh dengan persamaan [Menurut lit., hal. 37] : t ' LPHn, HPHn = t LHPn, HPHn + δt...(3-4) Dimana : δ t = perbedaan temperatur antara temperatur uap pemanas air pengisian ketel dan temperatur air pengisian ketel pada sisi keluar dari pemanas air HRSG, yang biasanya diambil 5-7 o C. Dalam hal ini, perbedaan 3000 RPM, 009.

temperatur diambil 5 0 C Maka : '. = 80 + 5 85 t LPH = o C '. t = 5 + 5 0 o C LPH = ' 3. t = 50 + 5 55 o C HPH = ' 4. t = 85 + 5 90 o C. HPH = Dari interpolasi pada tabel saturated water diperoleh tekanan uap jenuh untuk masing-masing temperatur, yaitu : IV. p = 0, 5783 bar eks III. p =, 9853 bar eks II 3. p = 5, 43 bar. eks I 4. p =, 544 bar. eks Dengan interpolasi pada tabel saturated water juga dapat diperoleh kandungan kalor air jenuh untuk masing-masing tekanan, yaitu : IV. h = 354, 39 kj/kg f III. h = 503, 659 kj/kg f II 3. h = 66, 383 kj/kg f 4. h = 807, 506 kj/kg f 3000 RPM, 009.

Dari diagram Mollier (i-s) diperoleh temperature keluar ekstraksi turbin atau kebasahan untuk masing-masing tekanan ekstraksi uap, yaitu :. t IV = x IV =0, 96 atau kebasahan 4 % eks III. t =9, 67 0 C eks II 3. t =3, 88 0 C eks I 4. t =308, 333 0 C eks Dengan menggunakan diagram Mollier (i-s) juga dapat diperoleh kalor total uap keluar ektraksi turbin, yaitu : IV. i = 560 kj/kg eks III. i = 730, 769 kj/kg eks II 3. i = 9 kj/kg. eks I 4. i = 3060 kj/kg. eks Dari interpolasi pada tabel compressed liquid water diperoleh kalor sensibel air pengisian HRSG, yaitu : IV. i = 788, 99 kj/kg fw III. i = 637, 9 kj/kg fw II 3. i = 48, 994 kj/kg fw I 4. i = 335, 456 kj/kg fw 5. i = 88, 866 kj/kg kond 3000 RPM, 009.

Seluruh data hasil perhitungan diatas yang dibutuhkan untuk perancangan awal pada turbin dengan empat tingkatan ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3. berikut ini :Tabel 3. Data hasil perancangan turbin empat tingkatan ekstraksi No. Parameter Sebelum turbin Eks. I Eks. II Eks. III Eks. IV Kondensor Tekanan uap (bar) 8,544 5,43,9853 0,5783 0, Temperatur atau kebasahan uap ( o C atau %) 550 o C 308,33 o C 3,88 o C 9,67 o C 4,0% 0, % 3 4 5 6 7 Kandungan kalor uap/i eks (kj/kg) Temperatur jenuh uap pemanas ( o C) Kandungan kalor air jenuh/i s (kj/kg) Temperatur air pengisian HRSG ( o C) Kalor sensibel air pengisian HRSG/I fw (kj/kg) 350,6 3060 9 730,769 560 348,63 96,78 90 55 0 85-35,5 807,506 66,383 503,659 354,39 99,44-85 50 5 80 45-335,456 48,994 637,9 788,99 88,866 8 Penurunan kalor (kj/kg) 460,6 48 8,3 70,769,737-3.4 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi Dari bagian.7 dan.8 sebelumnya dengan mengambil nilai η, η, η 3, dan η 4, sama dengan 0,98 akan dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi yang pertama hingga ekstraksi keempat sebagai berikut : 3000 RPM, 009.

. Fraksi massa pada ekstraksi I ( α ) 788,99 637,9 α = (3060 807,506) 0,98 = 0,068796. Fraksi massa pada ekstraksi II ( α ) α = ( 0,98 = 0,059977 (637,9 48,994) 0,068796(807,506 48,994)) 9 48,994 3. Fraksi massa pada ekstraksi III ( α 3 ) α 3 ( 0,068796 0,059977) (48,994 335,456) = (730,769 503,659) 0,98 = 0,058494 4. Fraksi massa pada ekstraksi IV ( α 4 ) α 4 = ( 0,068796 0,059977) (335,456 88,866) 0,058494(503,659 354,39) 0,98 (560 354,39) 0,98 = 0,05559 5. Jumlah total uap panas lanjut yang memasuki turbin (D 0 ) 860 97,56 4,868 Do = [460,6 + (0,9304)48 + (0,877)8,3 + (0,8733)70,769 + (0,75764),737] = 33,8399 ton/jam atau = 9, 456 kg/s Sehingga jumlah fraksi massa uap tiap ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3. berikut ini : 3000 RPM, 009.

Tabel 3. Fraksi massa tiap ekstraksi Istilah Eks. Eks. Eks.3 Eks.4 α 0,068796 0,059977 0,058494 0,0559 D eks. (ton/jam),898 9,967 9,469 8,3458 G eks (kg/s). 6,36 5,545 5,408 5,096 Sedangkan jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut ini : Tabel 3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi Jumlah uap mengalir Sampai ke Dari eks. Dari eks. Dari eks. Sampai ke melalui tingkat turbin titik eks. I I II II - III III - IV Kondensor D eks. (ton/jam) 33,8399 309,949 89,979 70,50 5,644 G eks (kg/s). 9,456 86,095 80,5498 75,47 70,046 3.5 Turbin Tingkat Pengaturan Dalam perancangan ini, akan dibuat tingkat pengaturan (impuls) terdiri dari dua baris sudu (dua tingkat kecepatan) dimana pemakaian tingkat pengaturan ini akan memungkinkan untuk memanfaatkan penurunan kalor yang besar pada nosel dan oleh sebab itu membantu dalam mendapatkan temperatur dan tekanan yang lebih rendah pada tingkat-tingkat reaksi. Pemakaian tingkat impuls, yang beroperasi dengan penurunan kalor sebesar 40 60 kkal/kg [Menurut lit., hal. 8]. Untuk ini diambil penurunan kalor sebesar 55 kkal/kg atau 30,74 kj/kg, maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang sorong uap menjadi sebesar 40 bar dan dengan mengambil nilai (u/c ) opt sebesar 0,36 [Menurut Lit. hal 8], sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel : c = 9, 5 ho = 9,5 55 = 678, 58 m/s 3000 RPM, 009.

dan kecepatan keliling sudu : u = (u/c ) opt x c = 0,36 x 678,58 m/s = 60,45 m/s, Diameter rata - rata sudu menjadi : d 60 u = π n d 60 60,45 = π 3000 =,09 m = 09, mm Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, dimana derajat reaksi (ρ) yang dimanfaatkan pada sudu-sudu gerak dan sudu pengarah [Menurut lit., hal. 4] adalah :. untuk sudu gerak baris pertama = 4%. untuk sudu pengarah = 5% 3. untuk sudu gerak baris kedua = 4% Kecepatan mutlak uap keluar nosel menjadi : c = 9,5 ϕ ( ρ ) h 0 Dari gambar.4 untuk tinggi nosel 5 mm diperoleh ϕ = 0, 95, maka : c = 9,5 0, 95 ( 0,04) 55 = 63,68 m/s Kecepatan teoritis uap keluar nosel adalah : 3000 RPM, 009.

c t = c = ϕ 63,68 0,95 = 664,87 m/s Dengan mengambil sudut masuk uap α sebesar 7 0 [Menurut lit., hal. 8] diperoleh kecepatan pada pelek (rim) : c u = c cosα = 63,68 cos7 o = 604,007 m/s dan kecepatan relatif uap terhadap sudu (ω ) : ω = c + u c u cosα = o 63,68 + 60,45 63,68 60,45 cos7 = 480, 773m/s, Sudut kecepatan relatif menjadi : sin β = c sinα = ω 63,68 sin7 480,773 o ; β =,589 0 Gambar 3.3 Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I 3000 RPM, 009.

Dengan menetapkan sudut relatif uap keluar (β ) lebih kecil 3 0 [Menurut Lit. hal. 8] dari sudut kecepatan relatif uap masuk ( β ), maka : β =,589 0-3 0 = 9,589 0, sehingga dari gambar.5 diperoleh ψ = 0, 86. Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar sudu gerak I : ω 480,773 ω t = 9,5 + ρ h0 = 9,5 + 0,04 55 8378 8378 = 499,403 m/s Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I dengan memperhitungkan kerugian : ω = ψ x ω t =0,86 x 499,403 = 49,487 m/s dari gambar 3.3 diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I : c = ω + u ω u cos β o = 49,487 + 60,45 49,487 60,45 cos9,589 = 83, 747 m/s, dengan sudut keluar : sin α = ω sin β c = 49,487 sin9,589 83,747 o ; α = 30,496 0 maka kecepatan pada pelek (rim) adalah : c u = c x cos α = 83,747 x cos 30,496 o = 44,464 m/s Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah : ct c 664,87 63,68 h n = = =, 5389 00 00 kj/kg dan kerugian kalor pada sudu gerak I adalah : ωt ω 499,403 49,487 h b ' = = = 3, 4553 kj/kg 00 00 3000 RPM, 009.

Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II : c c ' = 9,5 ψ gb gb h0 8378 + ρ dimana ψ gb diambil sebesar 0,95, maka : 83,747 c ' = 9,5 0,95 + 0,05 55 = 305, 6 m/s 8378 Kecepatan teoritis uap pada sisi keluar dari sudu pengarah menjadi : c ' ' c t = = ψ gb 305,6 0,95 = 3,685 m/s Dengan mengambil sudut mutlak uap masuk sudu gerak II ( α ) sebesar 30 o diperoleh kecepatan pada pelek (rim) : c u' = ' ' c cosα = 305,6 cos30 = 64,66 m/s dan kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II : o ' ω ' = c + u c u α ' ' cos ' o = 305,6 + 60,45 305,6 60,45 cos30 = 85, 5 m/s Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II : sin β ' = ' c 305,6 sin α ' = sin 30 ' ω 85,5 o ; ' β = 55,64 0 Dengan mengambil sudut mutlak uap keluar sudu gerak II ( β ) sebesar 35 o, maka dari gambar.5 diperoleh ψ = 0, 9. Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II : 3000 RPM, 009. '

' ω 85,5 ω t' = 9,5 + ρ h0 = 9,5 + 0,04 55 = 85, 088 8378 8378 m/s Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak II dengan memperhitungkan kerugian : ' ω = ψ ω t' = 0,9 85,088 66,579 m/s = dan kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak II : c ' = ω ' ' + u ω u cos β ' o = 66,579 + 60,45 66,579 60,45 cos35 = 98, 478 m/s Dengan nilai-nilai kecepatan dan besar sudut yang sudah diketahui, maka dapat digambarkan segitiga kecepatan untuk tingkat pengaturan ini, yaitu : Gambar 3.4 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan ' Dari gambar 3.4 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak II ( ) kecepatan pada pelek (rim) menjadi : c u' = c ' x cos α ' = 98,478 x cos 04 o = -3,69 m/s α sebesar 04 o dan 3000 RPM, 009.

Sehingga kerugian kalor pada sudu pengarah adalah : ' ct' c 3,685 305,6 h gb = = = 5, 04 kj/kg 00 00 dan kerugian kalor pada sudu gerak baris II adalah : ' ωt' ω 85,088 66,579 h b '' = = = 3, 58 00 00 kj/kg serta kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak baris II : ' c 98,478 h e = = = 4, 8464 00 00 kj/kg Efisiensi pada keliling cakram dihitung adalah : u Σ( c u + η u = c cu) ' ' [( c u + c u) + ( c u c u) ]. u + = c =.60,45 (( 604,007 + 64,66) + ( 44,464 3,69) ) 678,58 = 0,70886 Untuk memeriksa ketepatan perhitungan kerugian kerugian kalor yang diperoleh diatas hasilnya dibandingkan dengan hasil hasil yang diperoleh untuk nilai u/c yang optimum : η u = h (h + h + h + h + h ' 0 n ' b gb ' 0 h '' b e ) = 30,74 (,5389 + 3,4553 + 5,04+ 3,58 + 4,8464) 94,69 = 0,7085, 0,70886 0,7085 kesalahan perhitungan 00% = 0,05079%, karena masih di bawah 0,70886 %, maka perhitungan diatas sudah tepat. 3000 RPM, 009.

Gambar 3.5 Diagram i-s untuk tingkat pengaturan Dari perhitungan sebelumnya untuk tinggi nosel 5 mm, akan dapat ditentukan derajat pemasukan parsial sebagai berikut : Gv ε = πdlc sinα 9,456x0,0747 = π.,09x0,05x63,68xsin7 0 = 0,7778 Sehingga dari persamaan -6 dapat ditentukan kerugian daya akibat gesekan cakram dan pengadukan, yaitu : N ge, a u 0 3 = λ,07 d 6 ρ u 3 60,45 =,07,09 6 0 = 6,77 kw 0,0747 dan kerugian kalor yang terjadi dari persamaan -8 adalah : 0 N ge, a 0.6,77 4,868 hge, a = = = 0,66 kj/kg 47 G 47 9,456 3000 RPM, 009.

Uap dari perapat labirin ujung depan dibuang ke ruang sorong uap ekstraksi yang kedua dengan tekanan II p eks = 5,43 bar, sedangkan tekanan sesudah nosel tingkat pengaturan sebesar ' p = 40,667 bar. Tekanan kritis pada perapat-perapat labirin persis sebelum ruangan dari mana uap dibuang adalah : ' 0,85 p 0,85 40,667 p kr = = = 3, 738 z +,5 84 +,5 bar Dimana z adalah jumlah ruang perapat labirin yang diambil sebanyak 84 buah. Sehingga besarnya kebocoran uap melalui perapat-perapat labirin dihitung dari persamaan -, yaitu : G kebocoran = 00 f s g ( p z p ' II eks ) ' p v = 00 0,9486 0 3 9,8 (40,667 5,43 ) 84 40,667 0,08556 = 0,73 kg/s Dimana dalam hal ini diambil diameter poros (d) sebesar 500 mm, lebar celah antara poros dengan paking labirin (Δs ) sebesar 0,6 mm, sehingga luas melingkar untuk aliran uap (f s ) adalah : f s = π x d x Δs = π x 0,5 x 0,6 x 0-3 = 0,9486 x 0-3 m Kalor total uap sebelum nosel tingkat kedua adalah : i 0 ' = i 0 - (h 0 - h kerugian ) = 350,6 - (30,74 67,7965) = 3358,5 kj/kg Dimana : h kerugian = ' '' h n + hb + hgb + hb + he + hge, a 3000 RPM, 009.

=,5389 + 3,4553 + 5,04 + 3,58 + 4,8464 + 0,66 = 67,7965 kj/kg Sehingga kondisi uap sebelum nosel tingkat kedua ditentukan oleh tekanan 40 bar dan temperatur 458,333 0 C. 3.6 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan sampai Ekstraksi I Penurunan kalor teoritis dari tekanan 40 bar dan temperatur 458,333 0 C ke tekanan sampai ekstraksi pertama adalah : h ' 0 = 3358,5 998,333 = 359,7895 kj/kg Perhitungan pendekatan menunjukkan bahwa empat tingkat dapat dipasang pada selang hingga ke titik ekstraksi pertama. Dengan membuat penurunan kalor yang sama pada setiap tingkat, diperoleh : : 359,7895 h 0 rata -rata = = 89, 947 kj/kg 4 Penurunan kalor untuk ketiga tingkat yang berurutan didistribusikan sebagai berikut. Pada tingkat yang kedua sebesar = 89,77 kj/kg =,44 kkal/kg. Pada tingkat yang ketiga sebesar = 89,85 kj/kg =,4603 kkal/kg 3. Pada tingkat yang keempat sebesar = 89,97 kj/kg =,489 kkal/kg 4. Pada tingkat yang kelima sebesar = 90,995 kj/kg =,5438 kkal/kg Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat, dari diagram Mollier (i-s) adalah II II p = 3,0769 bar setelah tingkat yang kedua, p = 3, 8889 bar setelah tingkat yang IV I ketiga, p = 7, 5 bar setelah tingkat keempat dan peks =, 544 bar setelah tingkat 3000 RPM, 009.

yang keempat. Pada tingkat kedua turbin untuk memperkecil kerugian pemasukan, akan dibuat terjadi 5% reaksi pada setiap baris sudu. Untuk tingkat kedua dipilih perbandingan kecepatan (u/c ) opt = 0,4, sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel tingkat kedua : c = 9,5 h0 = 9,5,44 = 43,687 m/s Kecepatan keliling pada sudu adalah : u = (u/c ) opt x c = 0,4 x 43,687 = 73,7 m/s Diameter rata-rata sudu pada tingkat pengaturan menjadi : d 60 u = π n 60 73,7 = π 3000 =,0544 m = 05,44 mm Penurunan kalor pada nosel tingkat kedua : h 0 = (-ρ) x h 0 = ( 0,05) x,44 = 0,369 kkal/kg, dan pada sudu gerak sebesar : h 0 =,44 0,369 =,07 kkal/kg Kecepatan aktual uap adalah : c =,5 ϕ h = 9,5 0,96 0,369 396,440 m/s 9 0 = Dimana ϕ = 0, 96 diambil dari gambar.4, maka kecepatan teoritis uap : 396,440 c t = = 4,959 m/s 0,96 3000 RPM, 009.

Sudut masuk uap (α ) diambil sebesar 4,9 o sehingga bila ε = tinggi nosel yang akan diperoleh berada dalam jangka yang diizinkan, sehingga kecepatan pada pelek (rim) adalah : c u = c x cos α = 396,440 x cos 4,9 o = 383, m/s dan kecepatan relatif uap terhadap sudu gerak : ω = c + u c u cosα o = 396,440 + 73,7 396,440 73,7 cos4,9 = 3, 894 m/s, besar sudut kecepatan relatif ini adalah : sin β = c sinα = ω 396,440 sin4,9 3,894 o β = 5,957 0 Sudut keluar relatif uap (β ) menjadi sebesar : β = β - 3 0 = 5,957 0-3 0 =,957 0 sehingga dari gambar.5 diperoleh ψ = 0,86 Kecepatan relatif uap meninggalkan sudu gerak ingkat kedua diperoleh melalui persamaan berikut ini : ω 3,894 ω = 9,5 ψ + ρ h0 = 9,5 0,86 + 0,05 0, 369 8378 8378 = 5,394 m/s maka kecepatan relatif uap teoritis menjadi : ω 5,394 ω t = = = 50,4563 m/s ψ 0,86 3000 RPM, 009.

Selanjutnya kecepatan uap meninggalkan sudu gerak tingkat yang kedua adalah : c = ω + u ω u cos β o = 5,394 + 73,7 5,394 73,7 cos,957 = 87, 545 m/s Dengan nilai-nilai kecepatan dan besar sudut yang sudah diketahui, maka dapat digambarkan segitiga kecepatan untuk tingkat kedua ini, yaitu : Gambar 3.6 Segitiga kecepatan tingkat kedua Dari gambar 3.6 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak tingkat kedua ( α ) sebesar 73 0 dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi: c u = c x cos α = 87,545 x cos 73 o = 5,5957 m/s Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah : ct c 4,959 396,440 h n = = = 6, 685 00 00 kj/kg dan kerugian kalor pada sudu gerak tingkat kedua adalah : ωt ω 50,4563 5,394 h b = = = 8, 63 00 00 kj/kg serta kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak tingkat kedua adalah : 3000 RPM, 009.

c 87,545 h e = = = 3, 830 kj/kg 00 00 Efisiensi pada keliling cakram dihitung sebagai berikut : η u = u Σ( c c u cu) 73,7 (383, + = 43,687 5,5957) = 0,79098 Untuk memeriksa ketepatan perhitungan kerugian kerugian kalor yang diperoleh diatas hasilnya dibandingkan dengan hasil hasil yang diperoleh untuk nilai u/c ad yang optimum : η u = h 0 ( hn + hb + he ) h 0 89,77 (6,685 + 8,63+ 3,830) = = 0,799, 89,77 0,799 0,79098 kesalahan perhitungan 00% = 0,53%, karena masih dibawah 0,799 %, maka perhitungan diatas sudah tepat. Untuk tingkat kedua ini ε =, maka dari persamaan -6 dapat ditentukan daya yang hilang akibat gesekan dan pengadukan, sebagai berikut : N 3 u 73,7 = λ,07 d ρ =,07,0544 6 6 0 0 ge, a u = 69,89 kw dan besarnya kerugian kalor, adalah : 3 0,098 3000 RPM, 009.

0 N gea 0 69,89 4,868 hge, a = = = 0,7553 kj/kg 47 G 47 9,456 Kalor total uap sesudah sudu-sudu dengan memperhitungkan kerugian adalah : ( 6,685 + 8,63+ 3,830 0,4599) ' i = 3358,5 89,77 + + kj/kg = 387,487 kj/kg Kebocoran uap melalui perapat labirin : G kebocoran = 00 f s g ( p z p I p ) v = 00 0,68 0 3 9,8 (40 3,0769 ) 8 40 0,09864 =,369 kg/s maka kerugian kalor akibat kebocoran adalah : h Gkebocoran,369 = ( i i ) = G 9,456 ( 70,36), 009 kebocoran 0 = kj/kg Penjumlahan seluruh kerugian kalor pada tingkat kedua ini menjadi : h kerugian = 6,685 + 8,63 + 3,830 + 0,4599 + 0,645 = 9,749 kj/kg maka penurunan kalor yang bermanfaat pada tingkat kedua ini adalah : h i = h 0 - h kerugian = 89,77 9,749 = 70,008 kj/kg dan efisiensi tingkat menjadi : tk η oi = h h i 0 70,008 = 00% = 78% 89,77 sehingga daya yang dibangkitkan oleh tingkat kedua ini adalah : 3000 RPM, 009.

70,008 47 9,456 47 G0 hi 4,868 N = = i = 6407,0 kw 0 0 Untuk tingkat ketiga, diperoleh tekanan uap sebelum nosel sebesar 3,0769 bar dan temperatur uap adalah 44,67 0C, sehingga kalor total uap sebelum nosel adalah : i III o + h pr e = i II o + h pr e h II i III i o III io + 3,904 = 3358,5 70,008 = 380,935 kj/kg Pada tingkat ketiga turbin ini juga, untuk memperkecil kerugian pemasukan akan dibuat terjadi 5% reaksi pada sudu pengarah, untuk tingkat ketiga dipilih perbandingan kecepatan (u/c ) opt = 0,4, sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel tingkat ketiga : C = 9,5 x ho = 9,5x,4603 = 43, 876 m/s dan kecepatan keliling pada sudu adalah : u = (u/c ) opt x c = 0,4 x 43,876 = 78,08 m/s serta diameter rata-rata sudu menjadi : d = 60 xu π. n = 60 x 78,08 π x 3000 =,39 m = 3, 9 mm Tingkat yang berikutnya sampai tingkat ke-8 didesain sama dengan cara yang sebelumnya dan hasilnya ditampilkan pada tabel 3.4 3000 RPM, 009.

Tabel 3.4 Kondisi Uap pada tiap tingkat Turbin Uap PLTGU Bagian Parameter Tingkat Ukuran Pengaturan Tingkat Tekanan Tinggi Tingkat Tekanan Menengah Tingkat Tekanan Rendah I II 3 4 5 6 7 8 9 0 3 4 5 Laju alir uap, Go kg/det 9,456 9,456 9,456 9,456 9,456 86,095 86,095 86,095 8,53 8,53 8,53 75,745 75,745 70,649 70,649 Tekanan uap masuk, Po bar 77,9 40 3,076 3,888 7,5,9 9,0 7,0 5,666 3,965,75,833,083 0,65 0,8 Temperatur uap, to 0 C 547,86 458,333 44,67 39,666 350 3,5 87,5 58,333 34,783 95,455 65,9 3,5 93,8 96,5 93 Entalpi uap masuk, io kj/kg 350,6 3358, 384,9 3,77 338,064 3063,086 3008,50 95,946 897,70 83,373 766,934 70,06 638,53 575,88 469,90 io+ h pr e kj/kg 350,6 3358, 388,85 35,947 34,346 3067,486 30,47 957,97 90,687 834,89 769,55 703,46 64, 579,74 479,7 P fiktif bar 77,9 40 3,57 3,969 7,58,98 9,08 7,08 5,73 4,009,78,85,095 0,63 0,83 Tekanan uap keluar 43 / 40,667 3,73 / 5,46 / 8,4 / 3,579 / 9,474 / 7,368 / 5,965 / 4,43 /,943/,96 /,9 / 0,753 / 0,35 / 0,44 / bar nosel/sudu, p '/p 4,333 / 40 3,076 3,888 7,5,9 9,0 7,0 5,66 3,965,75,833,083 0,65 0,8 0, Tekanan kritis, p kr bar - - - - - - - - - - - - 0,36 0,6 Entalpi tekanan kritis, i kr kj/kg - - - - - - - - - - - - - 56,66 375 Entalpi uap keluar, i t kj/kg 390,36 368,35 398,965 35,977 305,46 3004,506 949,473 894, 88,367 76,379 695,947 633,9 57,7 455,49 353,4 Penurunan kalor ke tekanan Kritis, ho, kr kj/kg - - - - - - - - - - - - - 59,9 94,905 Penurunan kalor, ho kj/kg 30,74 89,77 89,85 89,970 90,99 6,98 63,0 63,86 73,3 73,44 73,573 69,55 69,95 4,5 6,58 Derajat reaksi, ρ % 4 4 5 5 5 5 6 6 6 6 6 6 7 9 5 5 Penurunan kalor pada nosel, ho kj/kg,063 85,8 85,357 85,47 85,689 59,0 59, 59,395 68,90 69,033 69,58 64,68 63,654 05,6 94,93 Penurunan kalor sudu gerak, ho kj/kg 9, 9, 4,488 4,49 4,498 4,50 3,778 3,78 3,79 4,399 4,406 4,44 4,868 6,9 8,637 3,64 Kecepatan keluar pada tekanan Kritis, h kj/kg 0 0 3,904 4,9 4,8 4,400 4, 4,35 4,56,44,58,393 3,684 3,855 9,80 pr e pr ho, kr + h e kj/kg - - - - - - - - - - - - - 63,074 04,75 pr ho + h e kj/kg,063 85,8 89,6 89,690 89,970 63,60 63,44 63,746 73,437 7,479 7,740 67,074 67,339 09,467 04,757 C kr/w kr m/det - - - - - - - - - - - - - 355,46 457,6 Kecepatan uap teoritis, C t/c t m/det 664,87 3,685 4,959 4,04 43,00 43,656 355,886 355,467 356,30 38,504 377,679 378,349 365,777 366,05 466,63 45,97 Koefisien nosel, φ 0.95 0.95 0.96 0.96 0.96 0.965 0.97 0.97 0.97 0.97 0.976 0.973 0.975 0.975 0.975 0.975 Kecepatan uap mutlak, C /C m/det 63,68 305,6 396,44 405,43 406,08 408,88 345,0 345,58 346,35 37,869 367,330 368,33 356,635 356,899 454,964 440,989 pr h o + h e kj/kg 30,74 89,77 93,75 94,8 94,48 67,38 67, 67,53 77,83 75,88 76,5 7,94 73,63 8,0 36,40 3000 RPM, 009.

C ad m/det 678,58 43,68 43,98 433,99 434,66 367,068 366,63 367,49 394,5 389,54 390,3 379,9 383,7 506,3 5,6 u/c ad 0,36 0,4 0,4 0,4 0,4 0,5 0,505 0,5 0,49 0,5 0,5 0,53 0,53 0,4 0,4 u/c 0.54 0,438 0,438 0,438 0,436 0,53 0,536 0,54 0,50 0,530 0,54 0,564 0,570 0,467 0,497 Kecepatan keliling, u m/det 60,4 73,7 77,5 77,93 78, 83,53 85,5 87,4 93,3 94,77 99,0 0,0 03,37,57 9,35 Diameter rata-rata, d mm 09, 05,44 9,70 3,3 34,07 67,95 78,3 9,69 30,9 39,46 66,49 79,5 94,0 35,75 395,87 α derajat 7 30 4,9 4,9 4,9 4,9 6 6 6 3,4 3,4,4 4, 4, 3,7 6,5 Kecepatan relatif uap masuk, ω m/det 480,73 85,5 3,90 38,0 38,56 4,0 76, 74,80 74,0 89,0 83,50 78,94 69, 67,35 53,49 38,94 Sudut masuk uap relatif, β derajat,58 55,6 5,95 5,95 5,95 5,86 3,68 3,97 33,7 7,09 7,64 6, 3,54 3,54 5,5 3,6 Sudut keluar relatif relatif, β derajat 9,58 35,95 3,45 3,45 3,36 9,68 9,97 30,7,09,64 0, 5,5 5,54 9,5 5,6 ω t m/det 499,40 85,08 5,35 56, 56,65 58,97 93,0 9,9 9,5 07,6 0,47 98,37 9,5 97,93 355,43 38,64 Koefisien sudu, ψ 0,86 0,9 0,.86 0,865 0,868 0,87 0,895 0,898 0,9 0,90 0,903 0,904 0,904 0,905 0,907 0,95 ω m/det 49,487 66,57 6,67,54,773 5,305 7,9 7,35 7,3 87,7 8,83 79,33 73,80 79,3 3,37 349, C m/det 83,74 98,47 88,38 9,88 9,55 93,83 9,9 93,3 95,06 69,95 7,87 69,0 85,86 87,83 40,8 78,68 α derajat 30,49 04 73,0 73,7 73,4 7,,3,6 4, 05,5 0, 6,4 0,6 8,4 49,0 57,7 C u m/det 604,007 64,6 383, 39,5 39,4 395,07 33,8 33,77 33,89 36,73 357,3 359,53 345,7 345,98 44,00 4,8 C u m/det 44,46-3,69 5,78 5,69 6,4 8,6-33,43-35,98-38,88-8,69-4,9-30,8-43,8-4,86 9,93 95,509 η u 0,70886 0,79 0.790 0.79 0.799 0.8 0.84 0.86 0.85 0.853 0.859 0.843 0.840 0.886 0.833 Kerugian pada nosel, h n kj/kg,53 5,04 6,68 6,97 7,0 6,6 3,74 3,609 3,503 4,008 3,85 3.8 3,30 3,306 5,37 5,04 Kerugian pada sudu gerak h b kj/kg 3,45 3,5 8, 8,5 8, 8,4 3,7 3,563 3,473 4,0 3,78 3,59 3,356 3,543,9,84 Kerugian akibat kecepatan keluar, h e kj/kg 4,846 3,904 4, 4,8 4,4 4, 4,35 4,5,44,58.39 3,68 3,85 9,8 5,955 η u 0,7085 0,79 0.783 0.784 0.79 0.84 0.87 0,88 0.857 0.860 0.866 0.85 0.846 0.787 0,740 error, ε 0,7778,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0 V kr m 3 /kg - - - - - - - - - - - - - - 3,7 9,5 Volume spesifik uap sesudah nosel, v m 3 /kg 0.0747 0.083 0.098 0.33 0.67 0.7 0.84 0.353 0.45 0.496 0.68 0,88,476,53 4,463 9,56 Volume spesifik uap sesudah sudu, v m 3 /kg 0.0750 0.0835 0.033 0.4 0.76 0.8 0.30 0.376 0.45 0,533 0.733 0,948,64,98 5,95 3,66 Berat jenis uap, ρ u, kg/m 3 3,39 0,87 7,58 5,960 4,606 3,55,88,350,06.466.33 0.677 0.394 0,4 0.04 Nge.a kw 6, 69,8 57,44 46,06 35,88 3,7 6,66 3,55 3,58 7,8 5,34 9,63 5,95 4,3,30 Kerugian kalor akibat gesekan, hge.a kj/kg 0,66 0,755 0.6 0,49 0.388 0,36 0.309 0.7 0.9 0. 0.89 0, 0.078 0.059 0.03 hi" kj/kg 6,47 70,3 73,68 74,8 75,37 55,33 55,38 55,77 67,07 65,44 66,6 6,47 6,85 0,65 03,5 Penampang kebocoran, fs m - - 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 9,4 3000 RPM, 009.

G kebocoran kg/det 0 0,3,0 0.84 0.633 0.503 0.33 0.48 0.5 0.8 0.3 0,09 0.055 0.034 0.07 h kebocoran kj/kg 0 0,009 0.8 0.68 0.5 0.3 0.3 0.6 0.08 0.46 0. 0.076 0.046 0.05 0.06 hi' kj/kg 6,47 69,306 7,86 73,60 74,85 55,0 55,7 55,6 66,86 65,303 66,05 6,39 6,804 0,605 03,49 h kebasahan kj/kg 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0,58 0,3,58,96 hi kj/kg 6,47 69,306 7,86 73,60 74,85 55,0 55,7 55,6 66,86 65,303 66,05 6,3 6,47 00,0 00,53 Σ h kerugian kj/kg 67,79 0,46 0,885 0,58 9,6,36,04,9 0,96 0,58 0, 0,703,54 8,08 35,87 tk η oi % 70,55 77,0 8, 8,80 8,99 87,35 87,57 88,009 9, 88,9 89,78 88,05 89,3 80,49 79,4 Daya tingkat, N tk i kw 500,3 6407,0 6736,30 6804,00 690,3 4735,8 4749,69 4787,8 545,89 598,95 5359,903 4638,06 473,95 7065, 70,68 3000 RPM, 009.

Perhitungan Kalor dari Ekstraksi II sampai Kondensor Untuk tingkat ke-9 sampai tingkat ke-5 akan ditentukan jumlah tepat uap yang mengalir, dari perapat gland tekanan tinggi (ujung depan) sebagian kebocoran uap dialirkan ke ruang sorong ekstraksi II G kebocoran merupakan massa alir uap dari titik penceratan pertama ke penceratan kedua dari perapat labirin tekanan tinggi. Titik kedua penceratan mengalirkan ke dalam ruang uap ekstraksi IV dari turbin, dengan mengambil untuk bagian labirin antara titik penceratan pertama dan kedua terdapat delapan puluh lembar sekat (z = 80), tekanan pada ruang labirin sebelum penceratan kedua : II 0,85 x peks 0,85 x5,43 pkr = = = 0,54 bar z +,5 80 +,5 Tekanan uap di dalam ruang dari mana uap dicerat ke ruang sorong uap ekstraksi IV IV adalah p = 0, 5783 bar, dimana p kr < p IV eks Jumlah uap yang mengalir di antara titik penceratan pertama dan kedua : eks G kebocoran = 00xf x s g.( p II eks II. peks z. v IV peks ' ) 3 9,8.(5,43 0,5783 ) = 00x 0,9486.0 x = 0, 093 kg/s 80.5,43.0,49 Jumlah uap yang dicerat ke ruang ekstraksi II : G perapat = G G I kebocoran II kebocoran = 0,73 0,093 = 0,6038 kg/s Jadi jumlah uap yang mengalir melalui tingkat 9 adalah : G 9 = G 8 - G II eks + G perapat 3000 RPM, 009.

= 86,095 5,545 +0,6038 = 8,538 kg/s Dari diagram i-s diperoleh bahwa uap sewaktu mengembang dari tingkat ke- sampai tingkat ke-5 akan menjadi basah, jadi kerugian akibat kebasahan harus diperhitungkan. Untuk tingkat ke-, kerugian kalor akibat kebasahan adalah : x + x h kebasahan = ( ). h = ( 0,985).0, 5457 = 0,588 kj/kg 3000 RPM, 009.

BAB 4 PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTGU 4. Nosel dan Sudu Gerak Nosel merupakan suatu laluan yang penampangnya bervariasi dimana energi potensial uap dikonversikan menjadi energi kinetik berupa pancaran uap ke sudu gerak turbin. Dari penyelidikan-penyelidikan secara teoritis dan percobaan, ternyata bahwa uap yang mengalir melalui bagian nosel dengan penampang konvergen sewaktu berekspansi didalamnya hanya mencapai nilai minimum tertentu [Menurut Lit., hal. ] yang disebut tekanan kritis (p kr ) yang sama dengan 0,577.p o untuk uap jenuh dan 0,546.p o untuk uap panas lanjut. Kecepatan uap pada tekanan ini disebut kecepatan kritis. Bila tekanan sesudah nosel lebih besar dari tekanan kritis p > p kr, maka ekspansi uap yang terjadi hanya sampai tekanan p, dalam hal ini digunakan nosel konvergen, sedangkan untuk mendapatkan tekanan sisi keluar p < p kr dan kecepatan superkritis c > c kr digunakan nosel konvergen divergen [Menurut Lit., hal. ]. Untuk menentukan jenis nosel yang digunakan dalam perencanan ini, terlebih dahulu ditentukan hargaharga tekanan kritis p kr pada tiap-tiap tingkat. 3000 RPM, 009.

4.. Tinggi Nosel dan Sudu Gerak Kondisi uap pada tingkat pertama adalah uap panas lanjut, maka tekanan kritisnya : p kr = 0,546 x p 0 = 0,546 x 77,9 bar = 4,5334 bar dimana tekanan sesudah nosel p = 43bar, karena p lebih besar dari p kr, maka digunakan nosel konvergen. Penampang sisi keluar nosel [Menurut lit., hal. ] adalah : Dimana : Go f = υ (m )...(4-) c G 0 ν c = massa aliran uap = 9,456 kg/s = volume spesifik uap pada penampang sisi keluar = 0,0747 m 3 /kg = kecepatan aktual uap pada penampang sisi keluar = 63,68 m/s Maka : 9,456 f = 0,0747 = 0, 00934 m = 09,34 cm 63,68 Tinggi nosel disarankan antara 0 mm - 0 mm, dan derajat pemasukan parsial, ε tidak kurang dari 0, [lit, hal 56]. Untuk turbin-turbin dengan kapasitas besar dan menengah dengan sudu-sudu yang relatif besar, nilai derajat pemasukan parsial dapat mencapai satu. Sehingga dengan membuat tinggi nosel l n sebesar 5 mm akan 3000 RPM, 009.

diperoleh nilai derajat pemasukan parsial 0,7778. Jumlah nosel yang dipakai, direncanakan z n = 50 buah, dimana nosel dipasang disekeliling cakram, sehingga luas penampang setiap nosel adalah : f = f 09,34cm = =,868 cm 50 z n Lebar penampang sisi keluar nosel adalah : ' f,868 a = = =, 458 l,5 cm Tinggi sisi masuk sudu gerak baris yang pertama dibuat sebesar : l ' = l n + = 5 + = 7 mm Tinggi sudu gerak baris yang pertama pada sisi keluarnya, dari [Menurut lit., hal. 58] adalah : Dimana : l '' = G o π.d. ε. ω.v ' sin β...(4-) ν ' : volume spesifik uap keluar sudu gerak baris pertama = 0,075 m 3 /kg f ε = π. d. l.sinα 0,00934 = π 3.,09.5.0.sin7 = 0,7778 o Maka : 9,456x0,075 l '' = = 0, 0933m = 9,33 mm o π,09 0,7778 49,487 sin9,589 3000 RPM, 009.

Tinggi masuk sudu pengarah : l gb = l '' + 0,5 = 9,33 + 0,5 = 9,83 mm Tinggi sisi keluar sudu ini akan sebesar [Menurut lit., hal. 56] adalah : l gb '' = G o π.d. ε.c.v ' gb sin α '...(4-3) 9,456.0,083 = = 0, 008 o π,09 0,7778 305,6 sin 30 m = 0,8 mm Tinggi sudu gerak sisi masuk baris kedua : l ' = l gb " + l ' = 0,8 + =,8 mm Tinggi sudu gerak sisi keluar baris kedua, dari [Menurut lit., hal. 58] adalah : l '' = G o. v...(4-4) π. d. ε. ω sin β ' ' 9,456.0,0835 = = 0, 05 o π,09 0,7778 66,579 sin 35 m = 5, mm 3000 RPM, 009.

Berikut ini merupakan gambar penampang nosel, sudu gerak, dan sudu pengarah untuk tingkat pengaturan : Gambar 4. Ukuran Nosel dan Sudu Gerak 4.. Lebar dan Jari-jari Busur Sudu Dari pengalaman bahwa untuk hasil-hasil yang baik diperoleh bila lebar sudu gerak 40 mm dan lebar sudu pengarah 30 mm. Besarnya jari-jari busur dari profil sudu baris pertama dapat dihitung dengan persamaan : R = b cosβ + cosβ 40 cos,589 + cos9,589 = o o =,443 mm Jari-jari busur sudu pengarah : R gb = b cosα + cosα ' 30 cos 30,496 + cos30 = o o = 7,364 mm Jari-jari busur sudu gerak baris kedua : R = ' b cosβ + cosβ ' 40 cos 55,64 + cos35 = o o = 8,906 mm 3000 RPM, 009.

4..3 Jarak bagi antara Sudu Jarak antara masing-masing sudu pada sudu gerak turbin dapat dihitung dengan persamaan :. Jarak bagi sudu-sudu gerak baris pertama : t = R sin β + sin β,443 = = 9, 807 mm o o sin,589 + sin9,589. Jarak bagi sudu-sudu pengarah : t gb = sin α R gb + sin α ' 7,364 = = 7, 35 mm o o sin 30,496 + sin 30 3. Jarak bagi sudu-sudu gerak baris kedua : t = sin β ' R + sin β ' 8,906 = = 0, 663 mm O O sin 55,64 + sin 35 Berikut ini merupakan gambar penampang profil sudu gerak dengan jarak bagi antara sudu : Gambar 4. Jarak bagi dari profil sudu gerak 3000 RPM, 009.

4..4 Jumlah Sudu Jumlah sudu pada tingkat pengaturan dihitung dengan persamaan :. Pada sudu gerak baris pertama : π. d 09, z s, = = π = 07 t 9,807 sudu Dimana : d t = diameter sudu rata rata tingkat pertama = 09, mm = jarak bagi sudu baris pertama = 9,807 mm. Pada sudu pengarah : π. d 09, z gb = = π = 86 7,35 t gb sudu 3. Pada sudu gerak baris kedua : π. d 09, z s, = = π = 55 t 0,663 sudu 4..5 Nosel dan Sudu Gerak Tingkat Tinggi sisi keluar nosel tingkat kedua, disebabkan adanya kebocoran melalui diafragma, ditentukan dengan persamaan : l n ( G = G kebocoran πdc sinα ) υ (9,456,369).0,098 = π.,0544.396,440.sin4,9 = 0,055 m = 5, 5 mm o 3000 RPM, 009.

Dan tinggi sisi keluar sudu : G υ l" = πdω sin β 9,456x0,033 = π.,0544.5.394.sin,957 = 0,0353 m = 3, 53 mm o Untuk tingkat ke-3 sampai tingkat ke-5 dengan cara yang sama seperti diatas diperoleh ukuran utama nosel dan sudu gerak dan hasilnya ditabelkan pada tabel 4. berikut ini : 3000 RPM, 009.

Tabel 4. Ukuran Nozel dan Sudu Gerak Parameter Bagian Tingkat Pengaturan Tingkat Tekanan Tinggi Tingkat Tekanan Menengah Tingkat Tekanan Rendah I II 3 4 5 6 7 8 9 0 3 4 5 Laju aliran uap, Go (kg/s) 9,45 9,45 9,45 9,45 9,45 86,09 86,09 86,09 8,5 8,5 8,5 75,74 75,74 70,64 70,64 G kebocoran (kg/s) 0,36,00 0,848 0,633 0,503 0,33 0,48 0,5 0,8 0,37 0,093 0,055 0,034 0,07 Tekanan masuk, P 0 (bar) 77,9 40 3,07 3,88 7,5,9 9,0 7,0 5,67 3,96,75,83,08 0,6 0,8 Tekanan kritis, P kr (bar) 4,53,84 6,96 3,04 9,55 7,04 4,9 3,8 3,09,6,50,05 0,6 0,36 0,6 4,53 Tekanan keluar, P (bar) 43 40,66 3,7 5,4 8,4 3,57 9,47 7,36 5,96 4,4,94,96,9 0,75 0,35 0,4 Diameter rata-rata, d (mm) 09, 05,4 9,7 3,3 34,07 67,9 78, 9,6 30, 30,4 66,4 79, 94, 35,7 395,8 Volume spesifik keluar nozel, v (m 3 /kg) 0.074 0.083 0.098 0.33 0.67 0.7 0.84 0.353 0.45 0.496 0.68 0,88.476,533 4,464 9,56 Kecepatan uap keluar nozel, C (m/s) 63,6 305,6 396,4 405,4 406,08 408,8 345, 345,5 346,3 37,86 367,33 368,3 356,63 356,89 454,96 440,98 Penampang nozel, f (cm ) 09,3 5,4 8,9 303,5 38,9 490,9 709,4 88,8 057,7 08,3 506,6 944, 334,8 5375,8 693,4 539,0 Tinggi nosel, ln (mm) 5 0,8 3.9 5.34 34.97 40.04 46.89 47.39 53.9 73.7 06.54 44.5 00.76 80. 438.85 605. Jumlah nozel, z n (buah) 50 65 50 50 50 50 55 55 55 50 50 50 50 50 50 65 Lebar nozel, a (mm) 4,58 9,7 8,3 8,47 8,48 8,46 8,5 864 8,85 7,98 8,0 7,3 9,76 9,98 8,97 0,03 Tinggi sudu gerak masuk, l' (mm) 7,8 7,5 34,87 43,34 55,8 7,68 88,03 04,03,37 68,46 8,98 39,34 540,7 73,70 76,64 Volume spesifik keluar sudu gerak, v (m 3 /kg) 0.075 0.083 0.03 0.4 0.76 0.8 0.30 0.376 0.45 0.533 0.733 0,948.64,98 5,95 3,66 α (derajat) 7 30 4,9 4,9 4,9 4,9 6 6 6 3,4 3,4,4 4, 4, 3,7 6,5 β (derajat),58 55,6 5,95 5,95 5,95 5,86 3,68 3,97 33,7 7,09 7,64 6, 3,5 3,54 5,5 3,6 β (derajat) 9,58 35,95 3,45 3,45 3,36 9,68 9,97 30,7,09,64 0 5,5 5,54 9,5 5,6 ω (m/s) 49,48 66,57 6,67,54,77 5,30 7,9 7,35 7,3 87,7 8,83 79,33 73,80 79,3 3,37 349,0 Tinggi sudu gerak keluar, l'' (mm) 9,33 5, 3,53 4,3 5,7 66,3 8,86 0,5 9,77 66,00 6,5 3,84 48,08 78,7 934,7 456,7 Lebar sudu gerak, b (mm) 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 45 50 50 Jari-jari busur, R (mm),44 5,4,98,0,0,005 3,38 3,46 3,53,94,03,79,7 5,65 7,03 8,5 Jarak bagi sudu, t (mm) 9,80 0,66 6,54 6,34 6,34 6,4,58,46,35 6,89 6,45 7,66 4,09 6,86 35,87 9,80 Jumlah sudu gerak Z s (buah) 07 55 3 35 35 35 63 65 68 44 47 44 67 5 9 47 3000 RPM, 009.

4. Kekuatan Sudu Kekuatan sudu turbin cukup dihitung pada bagian-bagian yang terlemah, dan bila pada bagian ini ternyata sudah aman, maka bagian yang lain akan lebih aman.besarnya tegangan tarik akibat gaya sentrifugal dengan nilai terbesar yaitu pada sudu gerak tingkat akhir (tingkat ke-5), yang dapat dihitung dengan persamaan dari lit. hal. 88 : π n ρ as As σ = l5xr + xts xrs (kg/cm )...(4-5) 900xg Ao Dimana : n = putaran roda turbin = 3000 rpm ρ as = massa jenis bahan Alloy Stell = 0,8 lb/in3 = 0,00785 kg/cm 3 l 5 r r s = tinggi rata-rata sudu gerak tingkat ke-5 = 3,7675 cm = jari-jari rata-rata sumbu sudu = 39,5878/ = 69,794 cm = jari-jari rata-rata plat penguat sudu = r + 0,5 x l 5 + 0,5 x s ; (s = tebal selubung = 0,3 cm) = 69,794 + 0,5 x 3,7675 + 0,5 x 0,3 = 35,88 cm t s = panjang setiap bilah selubung r s 35,88 = π. = x π x = 5, 808 cm z 47 5 A o = luas penampang sudu paling lemah, pada akar sudu = 5,4 cm A s = luas plat penguat sudu =, cm maka : 3000 RPM, 009.

x3000 x0,00785 σ = π x 3,7675x69,794 900x98 + = 738,3 kg/cm = 0,88 kpsi, 5,4 x5,808x35,88 kg / cm Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal yang diizinkan untuk bahan Alloy Steel AISI 050 As-rolled (Lampiran IV) adalah sebesar 05,0 kpsi, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman. Tegangan lentur akibat tekanan uap [Menurut lit., hal. 9-9] dapat ditentukan dari persamaan berikut ini :. Besarnya gaya akibat rotasi pada sudu gerak tingkat ke-5 : Dimana : P u,5 = 47. G h ε. u. z o s,5 i (kg)...(4-6) h i = penurunan kalor yang berguna pada tingkat ke-5 = 4,0 kkal/kg ε = derajat pemasukan parsial = z s,5 = jumlah sudu tingkat ke-5 = 47 buah u Go = kecepatan keliling = 9,353 m/s = laju aliran uap pada tingkat ke-5 = 70,6498 kg/s Maka : P u,5 = 47 70,6498 4,0 9,353 47 =,465 kg. Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap masuk dan keluar sudu adalah : 3000 RPM, 009.

P a,5 = l " 5. t 5 (p p ) (kg)...(4-7) Dimana : l " 5 = tinggi sudu gerak keluar tingkat ke-5 = 45,67 cm t 5 = jarak antara sudu pada diameter rata rata =,9807 cm p = tekanan uap sebelum sudu = 0,447 bar = 0,4736 kg/cm p = tekanan uap sesudah sudu = 0,3 bar = 0,33 kg/cm Maka : P a,5 = 45,67 x,9807 (0,4736 0,33) = 4,93045 kg 3. Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum uap yang mengalir : P a,5 = G o ( c u - c u) g. ε. z s,5 (kg)...(4-8) P a,5 = 70,6498(4,85 95,509) = 6,0354 kg 9,8.,0.47 Gambar berikut ini menunjukkan arah resultan gaya yang dikerjakan oleh uap pada sudu gerak : Gambar 4.3 Gaya-gaya lentur pada Sudu 3000 RPM, 009.

Sehingga besarnya resultan gaya (P o5 ) akibat tekanan uap dihitung dengan persamaan : P o,5 =, 5 ( P a,5 Pa,5 ') Pu + + (kg)...(4-9) Po, 5 = (,465) + (4,93045 + 6,0354) = 38,57 kg Dengan menganggap Po, 5 konstan sepanjang sudu gerak ke-5 maka momen lengkung yang terjadi (Mx, 5 ) adalah : Mx, 5 = P 5. l 5 (kg.cm)...(4-0) Dimana : P 5 = Po, 5 cosϕ = Po, 5 (karena turbin impuls ϕ = 0) Sehingga : l 5 = 3,7675 cm Mx, 5 = 8,57 3,7675 = 50,55 kg.cm Tegangan lentur akibat tekanan uap dengan nilai terbesar yang terjadi di sepanjang sudu gerak tingkat ke-5 dapat dihitung dengan persamaan : σ = Mx (kg/cm )...(4.) b, 5 / Wy,5 Dimana : Wy, 5 : momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap yy = 7,6 cm 3 maka : 50,55 σ b = = 35,07 kg/cm 7,6 3000 RPM, 009.

untuk turbin pemasukan penuh : σ b 380 kg / cm, dengan demikian konstruksi sudu yang direncanakan sudah aman. 4.3 Getaran Sudu Getaran yang terjadi pada turbin adalah karena ketidakteraturan aliran uap yang keluar nosel dan sudu pengarah. Frekuensi dinamis (f d ) dari getaran yang terjadi [Menurut lit., hal. 98] dapat dihitung dengan persamaan : f d = f st + B.n (rps)...(4-) Dimana : fst B = frekuensi statik getaran alami rakitan sudu = 60 rps = koefisien yang memperhitungkan pengaruh putaran yang dihitung dengan : Drata rata B = 0,8 x 0, 85 " l 395,878 B = 0,8 x 0, 85 456,7 = 0,08 n = putaran turbin = 3000 rpm = 50 rps. Maka : f d = ( 60) + 0,08(50) = 60,843 rps Nilai dari f d mempunyai batasan : Fd 7n, maka : f d 7 x 50 3000 RPM, 009.

60,843 rps 350 rps, maka perancangan turbin aman dari getaran. 4.4 Perhitungan Ukuran Cakram Jenis cakram yang dipilih adalah jenis cakram konis karena sesuai untuk tingkat dengan diameter besar dalam hal distribusi tegangan yang lebih merata pada kelepak. Tegangan radial akibat sesuaian paksa pada poros, σ r0 = -00 kg/cm [Menurut lit., hal. 307]. Tegangan radial pada jari-jari r akibat gaya sentrifugal sudu-sudu dan pelek (rim) adalah σ r = 0,89 kg/cm. r o = jari-jari dalam cakram = 0,5 d p = 0,5 x 500 = 50 mm r = jari-jari luar cakram = d/ = 697,939mm r = jari jari hub = r / = 348,9695 mm y = tebal kaki cakram = 70 mm (ditetapkan). [lit, hal 86] y = tebal cakram bagian atas = 0 mm (ditetapkan) y 0 = tebal hub =.y = 40 mm (ditetapkan) konis. Gambar berikut ini akan menunjukkan parameter-parameter yang ada pada cakram 3000 RPM, 009.

R Gambar 4.4 Penampang Cakram Konis Jari-jari konis sempurna (R pada gambar 4.4) dihitung dari persamaan : R = = ry y - r y - y (697,939.70) (348,9695 0) 70 0...(4-3) = 837,56 mm = 83,756 cm Tegangan lentur pada bagian cakram yang tipis pada jari-jari R = 83,7568 cm dihitung dengan persamaan : ρ as σ u = U (kg/cm )...(4-4) g Dimana : U = kecepatan keliling pada jari-jari R 3000 RPM, 009.

U = π. R. n π.83,756.3000 = 30 30 = 698,345 cm/s ρ as = massa jenis bahan Alloy steel = 0,00785 kg/cm 3 Maka : σ u = 0,00785.(698,345) 98 σ u = 5534,3 kg/cm Tegangan pada bagian dalam cakram pada jari-jari r dihitung dari : Dimana : σ u = ρ as U (kg/cm )...(4-5) g U = π. R. n.34,89695 3000 = π 30 30 = 0957,643 cm/s Maka : σ u = 0,00785.(0957,643) 98 σ u = 960,804 kg/cm Untuk menghitung tegangan-tegangan pada bagian utama cakram konis, dihitung melalui persamaan-persamaan [Menurut lit., hal. 3] : a. Tegangan radial pada jari-jari r σ r = σ u. p 0 + A.p + B.p (kg/cm )...(4-6) b. Tegangan radial dan tangensial pada kelepak (collar) jari-jari r 3000 RPM, 009.

σ r = σ u. p 0 + A.p + B.p (kg/cm )...(4-7) σ t = σ u. q 0 + A.q + B.q (kg/cm )...(4-8) Dimana : A dan B adalah konstanta integrasi yang diperoleh dari kondisi batas, sedangkan p dan q adalah koefisien yang tergantung pada perbandingan r/r = x. Tegangan-tegangan pada bagian utama hub [Menurut lit., hal. 3-33] adalah : a. Pada jari-jari r hub = r σ t = σ thub + (-y /y 0 ). v. σ r (kg/cm )...(4-9) Dimana : v = koefisien pemampatan melintang = 0,3. [lit b, hal 308] b. Pada permukaan melingkar cakram pada jari-jari r 0 σ r0 = l o. σ u + l o y. σr + l o σ thub (kg/cm )...(4-0) y 0 Dimana : koefisien p 0, p, p, q 0, q dan q diperoleh dari kurva kurva yang diberikan pada gambar 4.5 berikut ini : Gambar 4.5 Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis 3000 RPM, 009.

Koefisien-koefisien untuk persamaan (4-6) diperoleh dari : x = r = R 69,7939 = 0,8333 83,756 Maka dari gambar 4.5 diperoleh : p 0 = 0,07 ; p = 6,5 ; p = -0,5. Koefisien untuk persamaan (4-7) dan (4-8) : x = r = R 34,89695 83,756 = 0,467 Diperoleh : p 0 = 0,65 ; p =,3 ; p = -,85 ; q 0 = 0,73 ; q =,93 ; q = 6,35. Koefisien - koefisien o o,, l o dihitung dari r o /r hub = 50/348,9695 = 0,764 dan r hub /r 0 = 348,9695/50 =,39588, sehingga : o = 3,3/8 [0,7875 (r 0 /r hub ) + 0,5(r hub /r 0 ) ] o = 3,3/8 [0,7875 (0,764) + 0,5(,39588) ] = 0,839 l o = 0,5 [ + (r 0 /r hub ) ] (r hub /r 0 ) l o = 0,5 [ + (0,764) ] (,39588) =,474 o = -0,5 [ - (r 0 /r hub ) ] (r hub /r 0 ) o = -0,5 [ - (0,764) ] (,39588) = -0,474 Dengan mensubstitusikan koefisien koefisien dan nilai numerik y, y o dan y ke persamaan (4-6), (4-7), (4-8), (4-9) dan (4-0) dengan bilangan yang belum diketahui pada sisi kiri diperoleh : 0,89 = 5534,3 (0,07) + A.6,5 + B (-0,5) 6,5 A 0,5 B = 833,438...) σ r = 5534,3 (0,65) + A.,3 + B (-,85),3 A,85 B - σ r = -93,48...) 3000 RPM, 009.

σ t = 5534,3 (0,73) + A.,93 + B (6,35),93 A + 6,35 B - σ t = -957,4...3) σ t = σ thub + (- 70/40) 0,3. σ r σ thub + 0,5σ r - σ t = 0...4) -00 = 0,839 (960,804) +,474 (70/40). σ r + (-0,474). σ t hub 0,474 σ thub 0,737 σ r = 37,77...5) Persamaan diatas diselesaikan dengan jalan menghilangkan bilangan yang tidak diketahui secara berurutan. Dengan membagi persamaan 5) dengan 0,474 dan mengurangkannya ke persamaan 4) diperoleh :,7044 σ r - σ t = -768,07...6) Persamaan (3) dikurangkan dengan persamaan (6) diperoleh :,93 A + 6,35 B -,7044 σ r = -7,35...7) Dengan membagi persamaan (7) dengan,7044 dan mengurangkannya dengan persamaan () diperoleh :,68 A 6,576 B = -8,635...8) A dan B dapat dihitung dari persamaan () dan (8) : 6,5 A 0,5 B = 833,438,68 A 6,576 B = -8,635 Diperoleh : A = 88,793 kg/cm B = 74,874 kg/cm Maka tegangan tegangan σ r, σ t, σ thub dan σ rhub menjadi : σ r = 5534,3 (0,65) + 88,793 (,3) + 74,874 (-,85)) 3000 RPM, 009.

= 078,98 kg/cm σ t = 5534,3 (0,73) + 88,793 (,93) + 74,874 (6,35) = 65,43 kg/cm σ t hub = -0,5 (078,98) + 65,43 = 463,395 kg/cm y σ rhub =. σ r y 0 [lit, hal308]...(4-) 70 = 078, 98 40 = 539,49 kg/cm. Hasil-hasil semua perhitungan tegangan radial dan tangensial pada cakram konis diatas ditunjukkan pada tabel 4. berikut ini : Tabel 4. Tegangan-tegangan pada cakram konis dengan: A = 88,793 kg/cm B = 74,874 kg/cm σ u = 5534,3 kg/cm. Tegangan-tegangan radial Koefisien Jari-jari, r, cm 34,89695 5,3454 69,7939 x = r/r 0,467 0,65 0,8333 p 0 0,65 0,3 0,07 p,3 3,5 6,5 p -,85-0,87-0,5 σ u p 0 93,483 79,450 387,396 A p 664,39 938,5773 877,545 B p -498,3909-5,404-43,785 σ r, kg/cm 078,98 50,8870 0,83 3000 RPM, 009.

. Tegangan-tegangan tangensial Koefisien Jari-jari, r, cm 34,89695 5,3454 69,7939 x = r/r 0,467 0,65 0,8333 q 0 0,73 0,55 0, q,93,5 4 q 6,35 3,5,5 σ u q 0 957,4 857,8060 675,763 A q 557,3705 7,985 55,70 B q 0,4499 6,0590 437,850 σ t, kg/cm 65,43 9,8475 67,5333 Tegangan-tegangan pada hub [Menurut lit., hal. 306-307] dapat diperoleh dengan persamaan : σ r = l o.σ u + l o.σ rhub + l o.σ thub...(4-) σ r = l o. 960,804 + l o o. 539,49 + l. 463,395 σ t = k.σ u + k.σ rhub + k.σ thub...(4-3) σ t = k.. 960,804 + k. 539,49 + k. 463,395 Dimana koefisien - koefisien k, k, dan k dihitung dari persamaan berikut ini : k = 3,3/8 [0,7875 0,575 (r/r hub ) - 0,5(r hub /r) ] k = -0,5 [ - (r/r hub ) ] (r hub /r) k = 0,5 [ + (r/r hub ) ] (r hub /r) Dengan menghitung konstanta pada r tertentu, dapat dicari tegangan-tegangan tangensial dan radial pada titik tersebut, dan hasilnya dapat ditabelkan berikut ini : Tabel 4.3 Tegangan-tegangan pada hub ' dengan: σ u = 960,804 kg/cm σ r,hub = 539,49 kg/cm 3000 RPM, 009.

σ t,hub = 463,395 kg/cm. Tegangan-tegangan radial Koefisien Jari-jari, r, cm 5,0 9,948 34,89695 r/r hub 0,764 0,858 l o 0,839 0,4 0 o l,474,789 o l -0,474-0,789 0 l o σ u 77,96 34,56 0 l o σ rhub 795,376 635,995 539,49 l o σ thub -68,4-440,65 0 σ r, kg/cm -94,864 39,904 539,49. Tegangan-tegangan tangensial Koefisien Jari-jari, r, cm 5,0 9,948 34,89695 r/r hub 0,764 0,858 k 0,033 0,033 0 k -0,474-0,567 0 k,474,789 kσ u 3,034 9,9 0 k σ rhub -55,87-38,487 0 k σ thub 363,537 904,096 463,395 σ t, kg/cm 3406,744 795,59 463,395 Jenis baja yang digunakan untuk konstruksi cakram turbin tergantung pada besarnya tegangan yang dialami dan kondisi operasi dimana tegangan tegangan yang diizinkan untuk masing masing hal ditentukan dengan memperhatikan sifat sifat fisis baja maupun temperatur operasi cakram yang direncanakan. Umumnya tegangantegangan yang diizinkan tidak pernah lebih dari 0,4 kali tegangan titik searah bahan pada temperatur yang dimaksudkan.[lit, hal 35] 3000 RPM, 009.

Dari hasil perhitungan tegangan-tegangan pada bagian-bagian yang penting untuk cakram yang direncanakan, jenis bahan yang dipakai adalah dipilih bahan Alloy Steel AISI 050 As-Rolled (Lampiran IV) dengan tegangan tarik = 05 kpsi = 7383,966 kg/cm. Sehingga tegangan yang diizinkan adalah : σ max = σ t 0,4. 7383,966 65,43 953,586 kg/cm Maka desain cakram ini sudah memenuhi. 4.5 Perhitungan Ukuran Poros Pada perancangan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran turbin serta tempat pemasangan cakram dan sudu, sehingga beban yang akan dialami poros ini adalah :. Beban lentur yang berasal dari berat sudu-sudu dan cakram.. Beban puntir yang berasal dari cakram Untuk poros putaran sedang dan beban berat, maka pada perancangan ini digunakan bahan Alloy steels AISI 095 As-rolled (Lampiran IV) dengan tegangan tarik 40 kpsi = 98,46 kg/mm. Sehingga tegangan geser yang diizinkan untuk bahan poros ini [Menurut lit. 3, hal. 8] dapat dihitung berdasarkan persamaan : σ b τ a = Sf.Sf...(4-4) Dimana : Sf = faktor keamanan karena berat poros, untuk baja paduan = 6 Sf = faktor keamanan karena adanya pasak, untuk poros bertingkat dengan konsentrasi tegangan (=,3 3,0), diambil =, 3000 RPM, 009.

Maka : τ a = 98,46 6, = 7,459 kg/mm Daya nominal (N) yang ditransmisikan pada perancangan ini = 9756 kw pada putaran (n) = 3000 rpm. Maka besarnya momen torsi poros (M t ) [Menurut lit. 4, hal. 7] dapat dihitung dengan persamaan : M t = 9,74. 0 5 N n...(4-5) M t = 9,74. 0 5 9756 3000 M t = 36,60 x 0 5 kg.mm Diameter poros (d p ) [Menurut lit. 3, hal. 8] dapat dihitung dengan persamaan : d p = [5,. K t. c b. M t /τ a ] /3...(4-6) Dimana : K t = faktor pembebanan (=,5 3,0), maka untuk beban kejutan dan tumbukan yang besar diambil =,5 c b = faktor pembebanan lentur (=,,3), maka diambil =, Maka : d p = 5 36,60 0 5,,5, 7,459 / 3 d p = 49,95 mm 3000 RPM, 009.

Dari standarisasi poros, maka dipilih diameter poros yang dipakai pada perancangan ini (d p ) sebesar 500 mm. 4.6 Perhitungan Putaran kritis Putaran kritis adalah putaran permenit yang secara numerik berimpit dengan frekuensi alami getaran-getaran poros. Secara teoritis putaran kritis menyebabkan lendutan poros cenderung untuk memperbesar sampai ke tak hingga. Jadi pengoperasian pada putaran kritis haruslah dihindari, untuk menghitung putaran kritis harus menghitung terlebih dahulu pembebanan yang terjadi pada poros. Pembebanan yang dimaksud adalah pembebanan statis yang disebabkan berat cakram dan berat poros itu sendiri. Berat cakram pada tingkat terakhir (ke-5) dapat dihitung melalui persamaan berikut ini : W cr W cr y + y = ρ as. π.[( r r0 ). yo + ( r r )( )]...(4-7) = 0,00785. π.[(34,89695 5 ).4 + (69,7939 7 34,89695 )( )] + W = 60,357 kg cr Untuk massa cakram dari tingkat pengaturan sampai tingkat ke-5 dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya ditabelkan pada tabel 4.4 berikut ini. 3000 RPM, 009.

Tabel 4.4 Ukuran dan Berat Cakram No Parameter Bagian Tingkat Pengaturan Tingkat Tekanan Tinggi Tingkat Tekanan Menengah Tingkat Tekanan Rendah I II 3 4 5 6 7 8 9 0 3 4 5 d (cm) 0,9 0,543,970 3,3 3,407 6,794 7,83 9,69 3,09 3,946 6,649 7,95 9,40 35,75 39,587 l" (cm),933,5 3,5 4,3 5,7 6,63 8,8 0,5,97 6,60,65 3,8 4,80 7,8 93,47 45,67 3 r (cm) 50,955 50,955 55,7 56,485 56,66 56,703 58,397 58,9 59,634 6,509 6,973 63,34 63,96 64,70 67,637 69,793 4 r (cm) 5,477 5,477 7,635 8,4 8,308 8,35 9,98 9,455 9,87 30,754 30,986 3,66 3,98 3,355 33,88 34,896 5 r o (cm) 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 6 y (cm) 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 5 6 7 7 7 y o (cm) 9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 0 4 4 8 y (cm),5,5,5,5,5,5,5,5,5 9 W cr (kg) 49,48 49,48 00,39 5,44 7,08 8,9 39,83 46,53 56,04 98,76 305,38 34,97 363,0 434,8 560,09 60,35 Sehingga Berat Total Cakram (Wcr, tot ) adalah : Wcr, tot = ( 49,486 + 49,486 + 00,39 + 5,445 + 7,089 + 8,9 + 39,833 + 46,535 + 56,049 + 98,767 + 305,388 + 34,973 + 363,0 + 434,88 + 560,093 + 60,357 ) kg Wcr, tot = 4790,005 kg 3000 RPM, 009.

Pengaruh ujung poros berjuntai (overhang) [Menurut lit., hal. 33] harus diabaikan untuk idealisasi, karena hal seperti ini hanya sedikit akan menurunkan putaran kritis, sehingga berat total poros (W p ) dapat dihitung dengan persamaan : W p = π d p 4 ρ as l p...(4-8) Dimana : l p = panjang total poros antar bantalan = 368,8 cm Maka : W p = π 50 0,00785 368, 8 4 = 5687,073 kg Sebelum menghitung putaran kritis poros terlebih dahulu ditentukan : a. Modulus elastisitas poros untuk bahan Alloy steel, E =, x 0 6 kg/cm b. Momen inersia untuk poros, dicari dengan persamaan : 4 π d I = p 64 π 50 = 4 64 = 30699,643 cm 4 3000 RPM, 009.

c. Mencari reaksi pada bantalan A B 9 44, Gambar 4.6 Diagram reaksi bantalan dan beban pada poros turbin Σ M A = 0 W cri, (8,63)+W cri, (33,75)+W cr, (44,35)+W cr,3 (5,3)+W cr,4 (63,87)+W cr,5 (7,8)+W cr,6 (85,34)+W cr,7 (94,57)+W cr,8 (03,8)+W cr,9 (5,64)+W cr,0 (4, 76)+W cr, (33,83)+W cr, (50,85)+W cr,3 (64,85)+W cr,4 (83,85)+W cr,5 (306, 35)+W P (84,4) R B (368,8) = 0 49,486(8,63)+49,486(33,75)+00,39(44,35)+5,445(5,3) +7,089(63,87)+8,9(7,8)+39,833(85,34)+46,535(94,57)+56, 049(03,8)+98,767(5,64)+305,388(4,76)+34,973(33,83) +363,0(50,85)+434,88(64,85)+560,093(83,85)+60,357(306,3)+5687, 073(84,4) R B (368,8) = 0 R B = 550,445 kg 3000 RPM, 009.

Kemudian : ΣF y = 0 R A + R B (W cr,tot +W p ) = 0 R A + 550,445 (4790,005 + 5687,073) = 0 R A = 4975,6355 kg d. Defleksi pada poros ditentukan secara grafis dengan memperhitungkan berat masing-masing cakram dan berat poros yang telah diketahui sebelumnya, sehingga akan didapat defleksi pada poros seperti gambar berikut ini : 368, Gambar 4.7 Penentuan defleksi pada poros turbin Putaran kritis poros [Menurut lit., hal. 3] dapat ditentukan dengan mempergunakan persamaan berikut ini : 3000 RPM, 009.

n kr M F yi = 300...(4-9) F y i i i Dimana : M = skala defleksi poros = 0000 (gambar 4.7) F i yi = Wcr, i ycr, i F y = W i i y cr, i cr, i Sehingga untuk mempermudah perhitungan, data-data yang dibutuhkan dapat dibuat dalam tabel berikut ini : Tabel 4.5 Penentuan putaran kritis poros No. W cr,i y cr,i y cr,i W cr,i x y cr,i W cr,i x y cr,i 49,486 63,83 4074,69 954,69 609046,6 49,486 69,3 4805,6 036,370 7839,455 3 00,39 7,4 543,08 450,385 050696,958 4 5,445 74,33 554,949 604,07 903,66 5 7,089 76,53 5856,84 663,8 7455,734 6 8,9 77,75 6045,063 6964,350 38978,3 7 39,833 78,55 670,03 8838,88 479794,93 8 46,535 78,46 655,97 9343,36 5766,458 9 56,049 77,8 6055,95 995,733 55060,556 0 98,767 76,8 588,638 789,947 73847,39 305,388 74,55 5557,703 766,675 69755,65 34,973 7,4 544,656 3534,545 70437,74 3 363,0 66,93 4479,65 430,47 66560,760 4 434,88 6,45 3776,03 679,566 6497,337 5 560,093 5,53 759,40 94,685 5455,8 6 60,357 39,93 594,405 437,555 97356,9 Jumlah 3600,785 634096,94 Selanjutnya dengan menggunakan persamaan (4-7) dan tabel 4.5 diatas akan dapat ditentukan putaran kritis yang terjadi, yaitu : n kr = 300 0000 3600,785 634096,94 3000 RPM, 009.

= 365,849 rpm Sehingga besarnya perbedaaan putaran kritis dengan putaran normal turbin, diperoleh : n = n kr n - n kr t x00% 365,849-3000 = x 00% 365,849 = 7,6%. Dari praktek [Menurut lit., hal. 38] ternyata, bila putaran kritis berbeda dengan putaran normal sebesar 5 sampai 0%, dapat dipastikan bahwa turbin sudah berada dalam operasi yang aman. 4.7 Bantalan dan Pelumasan Bantalan merupakan bagian utama dari elemen mesin sehingga dalam pemilihannya harus dipertimbangkan peranannya. Bantalan yang dipakai pada rancangan ini adalah bantalan luncur, karena beban yang dialami cukup besar dan putaran yang tinggi. Gambar 4.8 berikut ini menunjukkan gambar bantalan luncur yang didesain. Gambar 4.8 Bantalan Luncur 3000 RPM, 009.

Pendesainan bantalan ini dilaksanakan menurut metode yang disarankan oleh M.I. Yanovsky untuk bantalan luncur 80 0. Jenis bantalan yang digunakan adalah bantalan radial (journal bearing). Untuk bantalan radial, dalam hal ini menerima beban dalam arah tegak lurus dengan poros dan gaya radial dari poros ditentukan dengan persamaan : F r = R A + F s...(4-30) Dimana : R A = 4975,6355 kg F s = m (y + e) ω /g Dengan : y e = lendutan = jarak pusat massa poros dengan sumbu geometri poros dan ditetapkan (y+e) = 5x0-4 m = massa beban = massa poros + massa cakram = 5687,073 + 4790,005 = 0477,078 kg w = kecepatan sudut putaran poros = π x 3000/60 = 34,86 rpm Maka : F s = 0477,078 (5.0-4 ) (34,86) /9,8 F s = 5703,588 kg Sehingga besar gaya radial adalah : F r = 4975,6355 + 5703,588 F r = 57679,4 kg 3000 RPM, 009.

Tabel 4.6 Ruang bebas yang diperbolehkan untuk Bantalan Luncur [lit, hal 77] No. Bantalan tanpa lapisan logam putih Bantalan dengan lapisan logam putih Diameter Ruang bebas Ruang bebas Ruang bebas Ruang bebas poros, atas, mm bawah, mm atas, mm bawah, mm Mm Minimal Maksimal Minimal Maksimal Minimal Maksimal Minimal Maksimal 50 0,5 0,5 0,0 0,5 0,0 0, 0,5 0,0 00 0,0 0,30 0,0 0,0 0,0 0,5 0,0 0,5 3 50 0,30 0,40 0,5 0,5 0,0 0,5 0,30 0,40 4 00 0,40 0,55 0,0 0,30 0,0 0,30 0,35 0,45 5 50 0,50 0,65 0,5 0,35 0,5 0,35 0,45 0,55 6 300 0,60 0,75 0,30 0,40 0,30 0,45 0,55 0,6 7 350 0,70 0,85 0,35 0,45 0,35 0,50 0,6 0,70 Ruang bebas a dipilih sesuai dengan diameter poros 450 mm dari Tabel 4.6 diatas. a = 0,85 mm dan nilai d/l [Menurut lit., hal. 78-79] diambil =,5 Maka : l = (/d) x d = (/,5) x 450 = 300 mm Dimana : l = panjang permukaan bantalan Gambar 4.9 Kedudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan Koefisien (kriteria beban) bantalan [Menurut lit., hal. 78] diperoleh dengan persamaan : 3000 RPM, 009.

F r ( a ) φ d v =...(4-3) l. u. µ Dimana : F r = beban bantalan = 57679,4 kg l = panjang permukaan bantalan = 30 cm u = kecepatan keliling permukaan poros = π. d. n = 707,43 cm/s 60 µ = viskositas rata-rata minyak pelumas jenis TZOUT (GOST 3-53) = 0,3 x 0-6 kg.det/cm [lit, hal 78] Maka : φ v ( 0,85/ 45) 57679,4 = 30 707,43 0,3 0 = 3,3357 6 Besar harga koefisien x diperoleh dari gambar 4.0 berikut ini. Dan untuk bantalan luncur θ = 80 0 dan harga ε = d/l =,5 diperoleh x = 0,97. 3, Gambar 4.0 Grafik kriteria beban koefisien φ v 3000 RPM, 009.

Sedangkan koefisien gesek (f) untuk bantalan dapat dihitung dengan menggunakan data-data pada gambar 4. berikut ini. Dan untuk bantalan luncur θ = 80 0 dan harga ε =,5 dan x = 0,97, diperoleh φ s = 7,6. 7, Gambar 4. Grafik untuk Menentukan φ s Maka, dari lit., hal. 79, didapat nilai koefisien gesek (f) : f a φ s =....(4-3) d φ v f = 0,85 7,6 450 3,3357 = 0,00004 Dan besarnya kerja untuk melawan gesekan, yaitu : f. Fru Aγ =...(4-33) 00 A γ 0,00004 57679,4 707,43 = 00 = 4088,535 kgm/s 3000 RPM, 009.

Sehingga ekivalensi kalor kerja ini adalah : Q x = (kkal/kg.m) x A y 47 Q 4088,535kg. m / s = x 47 kkal / kg. m = 9,575 kkal/s Dengan mengabaikan kerugian akibat radiasi, maka jumlah minyak yang dibutuhkan untuk menyerap kalor yang timbul akibat gesekan pada bantalan akan sebesar adalah : Qx q = γ ρ C.( t t )...(4-34) pl. Dimana : ρ pl = massa jenis pelumas = 0,9 kg/ltr C t = kapasitas termal rata-rata minyak pelumas = 0,45 kkal/kg 0 C = temperatur minyak pada sisi masuk, diandaikan 35 45 0 C, untuk perancangan ini diambil = 40 0 C. t = temperatur minyak pada sisi keluar = t + (0 5) 0 C ; t = 5 0 C. Maka : q γ = 9,575 0,9 0,45 (5 40) =,99 ltr/s 3000 RPM, 009.

BAB 5 KESIMPULAN Dari perhitungan-perhitungan yang dilakukan, maka dapatlah dibuat beberapa kesimpulan dalam perancangan turbin uap penggerak generator pada instalasi PLTGU, antara lain : 5. Spesifikasi turbin uap untuk PLTGU. Tekanan uap masuk turbin = 8 bar. Temperatur uap masuk turbin = 550 0 C 3. Tekanan uap keluar turbin = 0, bar 4. Tingkat turbin = 5 tingkat 5. Jumlah ekstraksi = 4 ekstraksi 6. Laju aliran massa uap = 9,456 kg/s 7. Daya netto yang harus disuplai turbin = 95,78 MW 8. Efisiensi turbin = 84,5 % 5. Ukuran bagian utama turbin uap untuk PLTGU. Poros a. Diameter = 500 mm b. Panjang = 368,8 cm c. Bahan = Alloy Steels AISI 095 As- Rolled d. Tegangan tarik = 98,453 kg/mm e. Tegangan geser yang diizinkan = 7,459 kg/mm 3000 RPM, 009.

f. Momen torsi poros = 50,34 x 0 5 kg.mm. Nosel No. Tingkat Jenis Jumlah (buah) Tinggi (mm) Lebar (mm) I Konvergen 50 5,00 4,58 II Konvergen 65 0,8 9,7 3 Konvergen 50 5,5 8,3 4 3 Konvergen 50 3,87 8,47 5 4 Konvergen 50 4,34 8,48 6 5 Konvergen 50 53,8 8,46 7 6 Konvergen 55 69,68 8,5 8 7 Konvergen 55 86,03 8,64 9 8 Konvergen 55 0,03 8,85 0 9 Konvergen 50 0,37 7,98 0 Konvergen 50 66,46 8,0 Konvergen 50 6,98 7,3 3 Konvergen 50 37,34 9,76 4 3 Konvergen 50 538,7 9,98 5 4 Konvergen-divergen 50 730,70 8,97 6 5 Konvergen-divergen 65 76,64 0,03 No. 3. Sudu gerak Tingkat Jumlah (buah) Tinggi sisi masuk (mm) Tinggi sisi keluar (mm) Lebar (mm) Bahan I 07 7,00 9,33 40 AISI 050 As-rolled II 55,8 5, 40 AISI 050 As-rolled 3 3 7,5 3,53 40 AISI 050 As-rolled 4 3 35 34,87 4,3 40 AISI 050 As-rolled 5 4 35 43,34 5,7 40 AISI 050 As-rolled 6 5 35 55,8 66,3 40 AISI 050 As-rolled 7 6 63 7,68 8,86 40 AISI 050 As-rolled 8 7 65 49,393 54,99 0 AISI 050 As-rolled 9 8 68 55,90 59,09 0 AISI 050 As-rolled 0 9 44 75,79 75,9 0 AISI 050 As-rolled 0 47 68,46 6,50 40 AISI 050 As-rolled 44 8,98 3,84 40 AISI 050 As-rolled 3 67 39,34 48,08 40 AISI 050 As-rolled 4 3 5 540,7 78,7 45 AISI 050 As-rolled 5 4 9 73,70 934,7 50 AISI 050 As-rolled 6 5 47 78,64 456,7 50 AISI 050 As-rolled 3000 RPM, 009.

4. Cakram No. Tingkat Jari-jari luar Jari-jari Tebal kaki Tebal cakram (cm) hub (cm) cakram (cm) hub (cm) Bahan I 50,95 5,477 4,5 9 AISI 050 As-rolled II 50,95 5,477 4,5 9 AISI 050 As-rolled 3 55,7 7,635 4,5 9 AISI 050 As-rolled 4 3 56,48 8,4 4,5 9 AISI 050 As-rolled 5 4 56,6 8,308 4,5 9 AISI 050 As-rolled 6 5 56,70 8,35 4,5 9 AISI 050 As-rolled 7 6 58,39 9,98 4,5 9 AISI 050 As-rolled 8 7 58,9 9,455 4,5 9 AISI 050 As-rolled 9 8 59,63 9,87 4,5 9 AISI 050 As-rolled 0 9 6,50 30,754 4,5 9 AISI 050 As-rolled 0 6,97 30,986 4,5 9 AISI 050 As-rolled 63,3 3,66 4,5 9 AISI 050 As-rolled 3 63,96 3,98 5 0 AISI 050 As-rolled 4 3 64,7 3,355 6 AISI 050 As-rolled 5 4 67,63 33,88 7 4 AISI 050 As-rolled 6 5 69,79 34,896 7 4 AISI 050 As-rolled 5. Bantalan a. Diameter dalam = 450 mm b. Panjang = 300 mm 6. Pelumasan a. Jenis minyak pelumas = TZOUT (GOST 3-53) b. Temperatur minyak sisi masuk = 40 o C c. Temperatur minyak sisi keluar = 5 o C d. Kapasitas minyak yang dibutuhkan =,99 ltr/s 3000 RPM, 009.

DAFTAR PUSTAKA. Shlyakhin, P, Turbin Uap (Steam Turbines) Teori dan Rancangan, Penerbit Erlangga, Jakarta, 990.. Dietzel, Fritz, Turbin, Pompa dan Kompresor, Terjemahan Dakso Sriyono, Penerbit Erlangga, Jakarta, 993. 3. Sularso, Kiyokatsu Suga, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramita, Jakarta, 994. 4. El-Wakil, M.M, Instalasi Pembangkit Daya, Penerbit Erlangga, Jakarta, 985. 5. SIEMENS, PLTGU Theory Document, PLN Pulau Sicanang, Belawan, Medan,994. 3000 RPM, 009.

3 4 5 6 7 8 9 0 B A B 3 A POTONGAN A - A 6 5 4 POTONGAN B - B 3000 RPM, 009. 6 5 4 3 0 9 8 7 6 5 4 3 47 65 BANTALAN AKSIAL BESI COR RUMAH TURBIN BESI COR PIPA EKSTRAKSI UAP ST 67 PIPA EKSTRAKSI UAP 4 ST 67 HUB TINGKAT 5 AISI 050 AS-ROLLED SALURAN UAP KE KONDENSOR POROS AISI 095 AS-ROLLED BANTALAN LUNCUR BELAKANG BESI COR PAKING LABIRIN BELAKANG BESI COR SUDU GERAK TINGKAT 5 AISI 050 AS-ROLLED NOSEL TINGKAT 5 AISI 050 AS-ROLLED 50 NOSEL TINGKAT PENGATURAN AISI 050 AS-ROLLED SALURAN UAP MASUK 4 KATUP PENGATUR BESI COR PAKING LABIRIN DEPAN BESI COR BANTALAN LUNCUR DEPAN BESI COR NO. JLH NAMA BAGIAN BAHAN NORMALISASI KETERANGAN PERINGATAN : SKALA : : 30 DIGAMBAR : ROY FRANC J. S. SATUAN :mm NIM : 050 4 03 TANGGAL :06-0-009 DILIHAT : Ir. ISRIL AMIR STUDIO GAMBAR MESIN FT-USU TURBIN UAP PLTGU TUGAS SARJANA A

LAMPIRAN II KONVERSI SATUAN SATUAN PANJANG mil : 760 yards pound (lb) : 6 ounces : 580 feet : 7000 grains :,609 km : 0,454 kg yard : 3 feet ounces (oz) : 0,065 pound : 0,94 meter : 8,35 gr foot : inches grain : 64,8 mgr : 308,4 mm : 0,003 ounces inch : 5,4 mm lb/ft :,488 kg/m 00 ft/min : 0,508 m/det metrik ton : 000 kg km : 000 meter : 0,984 long ton : 094 yard : 05 lbs : 38 feet kilogram : 000 gram : 0,6 mil :,05 pounds meter : 000 mm gram : 000 mgr : 39,37 inches : 0,0357 ounces mikron : 0,00 mm : 5,43 grains : 0,000039 inch kg/m : 0,67 lbs/ft m/det : 96,9 ft/min US short : 000 lbs : 907 kg 3000 RPM, 009.

SATUAN BERAT US long ton : 40 lbs : 06 kg SATUAN LUAS mil : 640 acres US Gallon : 0,833 Imp Gallon : 59 hektar : 3,785 liter acre : 4840 sq yards : 3 cu inches : 0,4047 hektar US Barrel : 4 US gallon sq yard : 9 sq feet : 35 Imp gallon : 0,836 m m 3 : 000 liter km : 00 hektar :,308 cu yards : 0,386 sq mil : 35,3 cu feet sq foot : 44 sq inches liter : 000000 cc : 0,099 m : 0, Imp gallon hektar : 0000 m : 0,64 US gallon :,47 acres : 6 cu inches m : 0000000 mm cu ft/min :,669 m 3 /jam :,96 sq yards m 3 /jam : 0,589 cu ft/min : 0,76 sq feet SATUAN VOLUME SATUAN KERAPATAN cu yard : 7 cu feet lb/cu ft : 6,0 kg/m 3 : 0,766 m 3 m 3 /kg : 6,0 cu ft/lb cu foot : 78 cu inches kg/m 3 : 0,064 lb/cu ft : 8,3 liter g/m 3 : 0,437 grain/cu ft 3000 RPM, 009.

cu inches : 6,39 mm 3 : 0,0584 grain/us Imp Gallon : 77,4 cu inches gallon : 4,55 liter g/liter : 58,4 grain/us gallon m Hg : 33,3 kilo pascal SATUAN TEKANAN :,360 kg/cm atm standart : 035 pascal : 333 milibar : 760 mm Hg kg/cm : 98,066 kilo pascal : 4,696 psi : 735,5 mm Hg :,033 kg/cm : 0,98 bar : 03 milibar : 4, psi atm metric : 98066,5 pascal SATUAN PANAS DAN ENERGI : kg/cm BTU : 778 ft.lbn : 0 m kolom air : 07,6 kg.m : 4, psi : 0,5 KKal bar : 00000 pascal BTU/lb : 0,556 KKal/kg : 000 milibar BTU/cu ft : 8,9 KKal/m 3 : 750, mm Hg BTU/hr.ft.F/ft :,488 KKal/j.m.C/m :,0 kg/cm Kilokalori : 3088 ft.lbs : 4,50 psi : 47 kg.m lb/ft : 47,88 pascal : 3,968 BTU : 4,88 kg/m : 4,868 KJ psi : 6894 pascal Kilojoule : 0,388 KKal :,036 in Hg : 0,948 BTU 3000 RPM, 009.

: 0,0703 kg/cm kw : 738 ft.lbs/det : 0,69 bar : 0 kg.m/det m kolom air : 9806 pascal :,34 HP : 0, kg/cm :,36 DK (metrik) HP : 33000 ft.lbs/det : 0,00078 Watt.jam : 550 ft.lbs/sec WH : 34,4 BTU : 76,04 kg.m/det : 860 KKal : 0,746 kw : 3600000 Joule :,36 DK metrik : 3600000 Watt.jam DK metrik : 3550 ft.lbs/sec : 367000 Kg.m : 54 ft.lbs/sec Kg.m : 0,0034 KKal : 75 kg.m/det : 9,8 N.m : 0,735 kw : 9,8 Joule : 0,986 HP : 9,8 Watt.sec KKal/kg :,8 BTU/lb : 0,0074 Watt.jam : 4,87 KJ/Kg : 0,0000037 DK.jam KKal/m 3 : 0,4 BTU/cu.ft Watt.jam : 0,8599 KKal : 4,87 KJ/m 3 : 367 Kg.m KKal : 47 Kg.m : 3600 Joule : 487 N.m : 3600 Watt.sec : 487 Joule : 0,00 KWH : 487 Watt.sec : 0,0036 DK.jam : 0,0063 KWH DK.jam : 63, KKal : 0,0058 DK Jam : 70000 Kg.m 3000 RPM, 009.

N.m : Joule : 650000 N.m : Watt.sec : 650000 joule : 0,000388 KKal : 0,736 KWH : 0,094 Kg.m 3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.

3000 RPM, 009.