Perhitungan

BAB III

PENETAPAN SPESIFIKASI DAN PEMBAHASAN MATERI

3.1. Spesifikasi Teknis Perencanaan

Seperti telah diutarakan pada Bab I, perancangan turbin gas ini adalah

sebagai pembangkit daya listrik. Sebelum memulai perencanaan turbin pada

instalasi turbin gas, maka perlu kiranya untuk menganalisa sistem secara

keseluruhan dengan analisa termodinamika untuk mendapatkan kondisi awal

perencanaan.

Spesifikasi teknis perencanaan yang ditetapkan sesuai dengan data

referensi dari buku yang disesuaikan dengan data hasil survey studi pada sebuah

instalasi pembangkit tenaga listrik (PLTG).

3.1.1. Penentuan Putaran Turbin

Putaran turbin dapat ditentukan dengan menentukan putaran generator

sebagai berikut, unit generator listrik mempunyai :

Jumlah pasang kutub : 2 pasang

Frekuensi : 50 Hz

Maka putaran generator :

pxfng

120=

250120x

=

=3000 rpm

Generator dan turbin satu poros (dikopel langsung) maka putarannya

sama. Dengan menetapkan putaran generator sebesar 3000 rpm, maka putaran

poros turbin adalah 3000 rpm.

Universitas Sumatera Utara

3.1.2. Temperatur Masuk Turbin

Karena terbatasnya kekuatan material sudu turbin terhadap temperatur dan

tegangan termal, maka temperatur gas masuk turbin dibatasi menurut [Lit 13, Hal

184] untuk turbin industri (850 1100)C. Dalam perencanaan ini dipilih rata

ratanya agar lebih efisien, sebesar 975C.

3.1.3. Data Spesifikasi Teknis Perencanaan

Adapun data spesifikasi teknis dari sistem instalasi turbin gas yang akan

dirancang adalah sebagai berikut :

Daya keluar generator : 130 MW

Bahan bakar : Gas Bumi (Lit 3, Hal 169)

Putaran turbin : 3000 rpm

Temperatur lingkungan : 30C

Tekanan barometer : 1,013 bar

Temperatur masuk turbin : 975C

Temperatur udara yang dihisap kompressor mempunyai pengaruh yang

besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran

massa udara yang dihisap kompressor akan berubah sesuai dengan persamaan

umum gas ideal, m = pV / RT, yaitu bila temperatur masuk gas rendah maka

massa aliran gas akan naik atau sebaliknya. Hal ini berarti bila temperatur

atmosfer turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya.


3.2. Analisa Termodinamika

Gambar 3.1 Diagram T-S (aktual) Siklus Brayton

3.2.1. Analisa termodinamika pada kompresor

Analisa termodinamika pada kompresor dimaksudkan untuk menentukan

kondisi udara masuk dan keluar kompresor. Pengambilan asumsi untuk

perhitungan termodinamika kompresor adalah didasarkan pada effisiensi

politropis, yaitu effisiensi isentropis dari sebuah tingkat kompresor dan turbin

yang dibuat konstan untuk setiap tingkat berikutnya.

1. Kondisi udara masuk kompresor : Pa = Tekanan barometer (1,013 bar)

Ta = Temperatur lingkungan (30 C)

= 30 + 273 K = 303 K

= Konstan adiabatik

= 1,4 (untuk udara)

Sehingga : PPP fa =1

Dimana, P f = Proses tekanan pada saringan udara masuk kompresor

= 0,01 bar (hasil survey)

Maka:

P1= 1,013 - 0,01

P1= 1,003 bar


Dengan demikian akan diperoleh suhu keluar saringan udara :

T1 = 4,1

14,1

013,1003,1303

T1 = 302,14 K

Sehingga dari tabel properti udara (Lamp.1) dengan cara interpolasi

diperoleh:

h1=302,34 KJ/Kg udara

2. Kondisi udara keluar kompresor

Untuk mendapatkan nilai effisiensi yang lebih tinggi, maka perbandingan

tekanan yang digunakan yang optimum yaitu :

)1(2

minmax

=

kk

p TTr [Lit 4, Hal 296]

Dimana, r p = Perbandingan tekanan optimum

T max = T 3 = Temperatur masuk turbin = 1248 K

T min = T1 = Temperatur masuk kompresor = 302,14 K

Maka,

r p = )14,1(2

4,1

14,3021248

r p = 12,0

PP r p 12 =

P2 = 12 x 1,003

P2 = 12,036 bar

kk

PP

TT

1

1

2

1

2

=

( ) 14,30212 4,114,1

2 xT

=

T 2 = 614,53 K


Maka setelah diinterpolasi dari tabel property udara diperoleh :

h2 = 622,3046 Kj/Kg

3. Kerja kompresor

Kondisi ideal kompresor

Kerja kompresor ideal adalah :

hhW Ki 12 = =622,3046-302,34

=319, 9646 Kj/Kg

Kondisi aktual perencanaan

Untuk menentukan keadaan pada titik 2, yaitu keadaan aktualnya maka

ditetapkan k = 0,88 (antara 0,85 0,90 untuk kompresor aksial) [Lit 13, Hal 198]

Maka kerja aktual kompresor adalah :

88,09646,319

=W Ka

=W Ka 363,5961 Kj/Kg

Sehingga akan diperoleh h a2 : hW Kaah 12 += h a2 =363,5961+302,34 h a2 = 665,9361 Kj/Kg Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur

aktual perencanaan keluar kompresor )( 2T a yaitu sebesar : T a2 =655,73 K=

382,73C


Gambar 3.2 Diagram h-s pada kompresor

3.2.2. Proses Pada Ruang Bakar

Daya yang dihasilkan turbin tergantung dari entalpi pembakaran. Untuk itu

perlu dianalisa reaksi pembakaran yang terjadi pada ruang bakar. Dari analisa ini

akan didapat perbandingan bahan bakar dengan udara yang dibutuhkan (FAR)

yang dipergunakan, sehingga diperoleh laju aliran massa yang dialirkan ke turbin.

Bahan bakar yang dipakai adalah gas alam dengan komposisi pada tabel 3.1

berikut.

Tabel 3.1. Komposisi Bahan Bakar

No. Komposisi % Volume

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.

CO2

N2

CH4

C2H6

C3H8

C4H10

C5H12

C6H14

C7H16

2,86

1,80

88,19

3,88

2,1

0,83

0,25

0,05

0,04

= 100%

LHV 45.700 Kj/Kg

Sumber : PT. PLN (Persero) Sicanang


Dengan reaksi pembakaran komponen bahan bakar adalah:

No.

Untuk CH4

0,8819 CH4 + a (O2 + 3,76 N2) b CO2 + CH2O + d N2

Persamaan reaksi diatas disetarakan sebagai berikut :

Unsur C : b = 0,8819

Unsur H : 2c = 4b

c = 1,7638

Unsur O : 2a = 2b + c

a = 1,7638

Unsur N2 : d = 3,76 a

d = 6,6318

Sehingga persamaan reaksi (stoikiometri) yang terjadi :

0,8819 CH4 + 1,7638 (O2 +3,76 N2) 0,8819 CO2 + 1,7638 H2O +6,6318 N2

Maka akan diperoleh massa bahan bakar CH4 :

Untuk massa CH4 = 0,8819 x 16

= 14,1104 Kg CH4/1 mol bahan bakar

Dengan cara yang sama akan diperoleh hasil pada tabel 3.2. berikut :

Tabel 3.2. Kebutuhan udara pembakaran

Komposisi

B.Bakar

Fraksi Mol

B.Bakar (%

Volume)

Mol udara

yang

dibutuhkan

Massa B.Bakar

(KgCmHn/1mol

BB)

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.

CO2

N2

CH4

C2H6

C3H8

C4H10

C5H12

C6H14

C7H16

0,0286

0,018

0,8819

0,0388

0,021

0,0083

0,0025

0,0005

0,0004

-

-

1,7638

0,1358

0,105

0,05395

0,02

0,00475

0,0044

1,2584

0,504

14,1104

1,164

0,924

0,4814

0,18

0,043

0,04

= 1 = 2,08628 = 18, 7052


Sedangkan massa udara yang dibutuhkan adalah :

Massa = mol x Mr

= 2,08628 x (32 + 3,76 . 28)

= 286,4045 Kg

maka,

BakarBahanMassa

UdaraMassaAFRTH =

=7025,184045,286

= 15,3137 bakarbahanudara KgKg /

Untuk menghitung perbandingan bahan bakar aktual, dapat dilihat dari

gambar 3.3 berikut, dengan menghitung temperatur udara keluar dari kompresor

382,73C dan dengan pertimbangan bahan yang dipakai sudu, ditetapkan

temperatur gas masuk turbin 975C. Maka dapat ditentukan faktor kelebihan

udara (excess air) sebasar 3,334 sehingga :

( )

015066,03741,66

3137,153137,15334,3

%1003137,15

3137,15334,3

%100

=

=

+=

=

=

AKT

AKT

AKT

AKT

TH

THAKT

AFRAFR

xAFR

AFRAFR

AFRAFR


Gambar 3.3 Grafik faktor kelebihan udara

(sumber : Turbin Pompa dan Kompresor, Fritz Dietzel)

Kerugian tekanan pada ruang bakar (gambar 3.3) sebesar (2-3) % [Lit 1,

Hal 198], diambil 2%, maka :

barx

PbPP a

8,11)0,1202,0(0,12

23

===

Gambar 3.4 Kerugian tekanan pada ruang bakar

Sehingga keadaan pada titik 3:

K

T1248

2739753=

+=

Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi maka diperoleh

kgkjh /354,13343 =


3.2.3 Analisa termodinamika pada turbin

1. Temperatur dan Tekanan udara keluar turbin

Tekanan keluar turbin (ideal) sama dengan tekanan atmosfir, sehingga :

KT

T

PP

TT

barPP

KK

a

8213,618

1248013,1

8,11

013,1

4

4,114,1

4

1

3

4

3

4

4

=

=

=

==

Dengan cara interpolasi dari tabel udara diperoleh entalpi keluar turbin :

kgkjh /82944,6264 =

2. Kerja turbin

Kondisi kerja ideal turbin

kgkjwn

/524558,707

82944,626354,1334

=

=

Kondisi kerja aktual turbin

Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan effisiensi

insentropis turbin yakni dipilih 0,87 (antara 0,82 0,89)

87,0== turbineffisiensir

Maka :

kgkj

kgkjW Ta/5463,615

/524558,70787,0=

=

Sehingga diperoleh entalpi dan temperatur perencanaan :

kgkj

Whh Taa

/8076,7185463,615354,1334

34

==

=


Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur udara

keluar turbin secara aktual sebesar : CKT a == 14,43214,7054

Gambar 3.5 Diagram h-s pada turbin

3.2.4 Generator lisrik

Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur

yang terlihat dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya nyata yang diukur dengan Watt dikatakan daya nyata, karena

besaran yang terlihat dalam proses konversi daya.

2. Daya listrik yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi

daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis

dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan

biaya operasi.

Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang sebesar karena dua hal, yaitu :

a) Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bias dielakkan

b) Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya harus disuplai oleh tubin kepada

generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif.

Gambar 3.6 berikut menggambarkan daya yang bekerja pada generator.

Daya yang dibutuhkan menggerakkan generator untuk menghasilkan daya

listrik merupakan daya netto dari turbin. Dengan daya netto besarnya :


Cos

PP

TrG

GE ..=

Dengan,

=PG daya keluaran generator

=G effisiensi generator

=Tr effisiensi transmisi

Dimana daya semu generator adalah :

CosP

PG

S =

Dengan, Cos = 0,8-0,9

Gambar 3.6 Daya pada generator

Daya keluaran (nyata) generator :

MWPG 130=

Daya semu generator :

MVA

CosPP GS

5,1628,0

130

=

=

=

Daya netto turbin :

Cos

PPTrG

Gg ..=


dimana :

G = effisiensi generator (direncanakan 0.98)

Tr = effisiensi tranmisi (direncanakan 1 karena turbin dan

generator dikopel langsung )

Cos = 0.8 0,9 (dipilh 0,8)

Maka :

MW

PE

816,1658,0198,0

130

=

=

3.2.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar

Laju aliran massa menurut adalah :

KTE PPP =

PE = ( ) ( )WWWmm KaaTafa +

WW

mm

pma

KaTaa

f

E

+

=

1

Dimana,

PE = Daya netto turbin (kW)

PT = Daya brutto turbin (kW)

Pk = Daya kompressor (kW)

WTa = Kerja turbin aktual(kJ/Kg)

Wka = Kerja kompressor aktual (kJ/Kg)

ma = Laju aliran massa udara (kg/s)

mf = Laju aliran massa bahan bakar (kg/s)

Laju aliran massa udara dan bahan bakar ini akan digunakan untuk

menentukan daya dari kompressor dan turbin, serta dalam perancangan sudu

turbin.


WW

mm

PmKaTa

a

f

Ea

+

=

1

Dengan :

PE = 165,816 MW

mm

a

f = FARAKT = 0,015066

Dan,

FARAKT = 66,3741

Sehingga :

[ ]

skg

FARmm

skg

m

AKTaf

a

/563396085,9015066,07667652.634

/7667652,6345961,3635463,615015066,01

165816

==

=

=+

=

3.2.6. Kesetimbangan Energi Pada Ruang Bakar

Ruang bakar tidak menghasilkan dan tidak memerlukan energi mekanis,

jadi w = 0, jika proses pembakaran dianggap adiabatik maka EP 0 karena

relative kecil dibanding dengan besaran lainnya. Maka persamaan untuk ruang

bakar dapat dituliskan menurut [Lit 1, Hal 74] :

( ) ( )hmhm reakreakprodukproduk xx tantan=


Maka, ma h2a + mfLHV = ( ma + mf ) h3

634,76676 x 665,9361 + 9,56339608 x 45700 = (634,766 + 9,563) x 1334,354

859.761,3051 kW = 859.761,3051 kW

Artinya didalam ruang bakar terjadi kesetimbangan energi.

3.2.7. Udara Pembakaran

Udara pembakaran adalah perbandingan antara AFRAKT dengan AFRTH

yang digunakan untuk menentukan persentase udara pembakaran.

334,43137,153741,66

=

=

=AFRAFR

HT

AKT

3.2.8. Kerja Netto

Kerja spesifik netto adalah selisih antara kerja spesifik turbin dengan kerja

spesifik kompresor yang digunakan untuk menentukan nilai effisiensi siklus. WWW aa KTNET =

= 615,5463-363,5961

=251,9502 kj/kg

3.2.9 Back Work Ratio

Back Work Ratio merupakan nilai persentase kerja spesifik turbin yang

digunakan untuk menggerakkan kompresor.

5906,05463,6155961,363

=

=

=WT

W k

a

arbw

3.2.10 Effisiensi Thermal Siklus

Effisiensi thermal ini merupakan effisiensi total dari siklus yang terjadi

pada analisa termodinamika tersebut.


( )%7,37

%1009361,665354,1334

9502,251

%100

23

=

=

=

=

hhW

QW

a

net

RB

NETTH

3.2.11. Panas Masuk

Panas masuk adalah suplai panas dari ruang bakar sebesar:

hhQQ aRBin 23 ==

= 1334,354 kJ/kg 665,9361 kJ/kg

= 668,4179 kJ/kg

3.2.12. Panas keluar

Panas keluar dari turbin gas sebesar:

hhQ aout 14 =

= 718,8076kJ/kg 302,34 kJ/kg

= 416,4676 kJ/kg

3.2.13. Daya Tiap Komponen Instalasi Turbin Gas

1. Daya Kompresor

Daya kompresor dari instalasi turbin gas adalah:

( )WmP aKaK =

= (643,766) 363,5961

= 230798,44 kW

= 230,798 MW

2. Daya Turbin Gas

Daya brutto turbin dari instalasi turbin gas adalah: PPP EKT +=

= 230,79844 MW + 165,816 MW = 396,614 MW


3.2.14. Hasil Analisa Termodinamika

Setelah diadakan analisa termodinamika, sebagai langkah awal

perencanaan, maka diperoleh hasil-hasil sebagai berikut :

1. Temperatur lingkungan (Ta) : 303 K

2. Temperatur keluar kompresor (T2) : 614,53 K

3. Kerja kompresor aktual ( )W aK : 363,5961 kJ/kg udara 4. Suplai panas dari ruang bakar ( )QRB : 668,4179 kJ/kg udara 5. ( )AKTAFR : 66,3741 kg udara /kg bakarbahan

6. ( )AKTFAR : 0,015066 kg bakarbahan /kg udara

7. Temperatur gas masuk turbin ( )T 3 : 1248 K

8. Temperatur gas buang turbin ( )T a4 : 705,14 K 9. Kerja turbin aktual ( )W aT : 615,5463 kJ/kg udara 10. Laju aliran massa udara ( )ma : 634,766 kg/s

11. Laju aliran massa bahan bakar ( )m f : 9,56 kg/s 12. Daya kompresor ( )PK : 230,798 MW 13. Daya turbin ( )PT : 396,614 MW 14. Daya nyata generator ( )PG : 130 MW

15. Daya poros efektif turbin gas ( )PE : 165,816 MW 16. Effisiensi thermal siklus ( ) siklth. : 37,7%


BAB IV

PERENCANAAN TURBIN

4.1. Parameter Perencanaan Turbin

Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial, karena turbin jenis aksial

mempunyai keuntungan: effisiensi yang lebih baik, perbandingan tekanan dapat

diubah lebih tinggi, konstruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang

terlalu besar. Turbin aksial yang direncanakan adalah bertingkat banyak, dimana

tiap tingkat terdiri dari satu baris sudu diam dan satu baris sudu gerak. Sudu diam

berfungsi mempercepat aliran fluida kerja dan sudu gerak berfungsi untuk

mengkonversikan energi kinetik menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran

poros turbin.

Turbin aksial terdiri dari turbin curtis (turbin dengan kecepatan

bertingkat), turbin reteau (turbin dengan tekanan bertingkat), turbin reaksi (turbin

yang proses ekspansinya terjadi tidak hanya pada laluan sudu diam, tetapi juga

pada laluan sudu gerak sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua

tingkat terdistribusi secara merata).

Gambar 4.1. Grafik Effisiensi Turbin Velocity Ratio ()

(Sumber : Energy Conversion System, Sorensen)


Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial reaksi

karena :

1. Effisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya,

dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar.

2. Pada tipe reaksi, effisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah

perbandingan (U/V) = 0,8 s/d 0,9

3. Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu

adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan

juga tidak terlalu besar.

Untuk perencanaan turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan

dan ditetapkan, sebagai berikut :

Koeffisien aliran sudu () = 3.[Lit 7, Hal 111]

Kecepatan tangensial rata-rata (Um) = (350-400)m/s

Kecepatan aliran gas (Ca) = 150 m/s.[Lit 7, Hal 67]

Derajat reaksi tingkat (R R ) = 0,5 ..[Lit1, Hal 546]

4.1.1. Klasifikasi Turbin Gas

Secara umum turbin gas dapat dibedakan atas :

a. Turbin aliran radial (radial flow turbine)

Turbin radial adalah suatu jenis turbin dimana arah aliran fluida kerjanya

tegak lurus terhadap sumbu poros yaitu arah radial. Turbin jenis ini dapat dilihat

pada gambar 4.2 berikut.


Gambar 4.2 Turbin aliran radial

(Sumber: www.fatimberlake.blogspot.com)

b. Turbin aksial

Pada jenis tubin ini, arah aliran fluida kerjanya sejajar terhadap sumbu

poros. Turbin jenis ini terdiri dari :

Turbin aksial reaksi

Turbin aksial aksi (impuls)

Jenis turbin aksial ini dapat ditunjukkan seperti pada gambar 4.3 berikut.

Gambar 4.3. Turbin aliran aksial

(Sumber: www.fatimberlake.blogspot.com)


4.1.2. Jumlah Tingkat Turbin

Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan

penurunan temperatur tiap tingkat turbin. Menurut [Lit7, Hal 110] :

U m

Toc Spg2

2 =

Dimana, = koefisien pembebanan suhu

cpg = panas jenis gas pada tekanan konstan (kJ/Kg.K)

sTo = penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K)

U m = Kecepatan tangensial rata-rata sudu (m/s)

Sedangkan total penurunan temperatur gas adalah :

TTTo 43 =

Dimana, To = Total penurunan temperatur (K)

T 3 = Temperatur gas masuk turbin (K)

T 4 = Temperatur gas keluar turbin (K)

Jumlah tingkat turbin :

Dimana, n = Jumlah tingkat turbin

4.1.3. Kondisi Gas dan Dimensi Sudu

Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan keadaan statik. Keadaan

stagnasi maksudnya adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan diam tanpa

memperhitungkan kecepatannya. Sedangkan kondisi statik adalah kondisi gas

yang dianalisa dalam keadaan diam dengan memperhitungkan kecepatannya.

Persamaan- persamaan stagnasi menurut (Lit 2, Hal 144) :

1

11

2

..1

=yy

st

RS

ToRTo

PoPo

Dengan, P01= Tekanan gas sebelum terjadinya proses (bar)

To

Tons

=


P02 = Tekanan gas setelah terjadinya proses (bar)

RR = Derajat reaksi tingkat (untuk turbin reaksi = 0,5)

st = Effisiensi statik

y = Eksponen isentropik

T 02 = Temperatur pada P02 (K)

Persamaan-persamaan statik menurut (Lit 2, Hal 257] :

C pg

CToT

2

2

11 =

yr

ToT

PoP

1

1

111

=

Dengan, T1 = Temperatur gas pada kondisi statik (K)

T 01 = Temperatur gas pada kondisi stagnasi (K)

P1 = Tekanan gas pada kondisi statik (bar)

P01= Tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar)

Dari kondisi gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir [Lit 2, Hal

116] :

TRgP

..100

=

Dimana, = Massa jenis gas (kg/m 3 )

Dengan menghitung laju aliran massa gas maka luas annulus [Lit 2, Hal

258] :

CamA g

=

Dengan, A = Luas annulus (m 2 )

mg = Laju aliran massa gas, yang dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda

karena pengaruh laju aliran massa pendinginan sudu (kg/s).


Perhitungan tinggi sudu menurut [Lit 2, Hal 258] :

60..

U

nAhm

=

Dengan, h = tinggi putaran (m)

n = putaran sudu (rpm)

Jari-jari sudu (jarak dari pusat cakram ke pitch sudu) besarnya menurut

[Lit 2, Hal 271]

2h

rr mr =

2h

rr mt +=

Dimana, rt = Jari-jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m)

Tebal sudu dan celah antar sudu menurut persamaan [Lit 1, Hal 265] :

3h

WR

R =

C= 0,25.W R

Dimana, W = Tebal sudu (m)

C = Celah antar sudu (m)

4.1.4. Segitiga Kecepatan Gas

Untuk menggambarkan kecepatan aliran gas perlu dihitung besar sudut

kecepatan gas tersebut untuk sudut masuk dan sudut keluar relatif gas [Lit 2, Hal

249] :

Gambar 4.4. Segitiga kecepatan pada sudu

(Sumber: Gas turbine theory, Cohen. H)


2..4 2 += mtg

2..4 3 = mtg

Dimana, = Koefisien aliran gas

1 = Sudut relative kecepatan gas masuk sudu ( )

0 = Sudut relative kecepatan gas keluar sudu ( )

4.2. Perhitungan Jumlah Tingkat Turbin

1. Penurunan temperatur tiap tingkat turbin )( STo

Penurunan temperatur tiap tingkat turbin ini masih merupakan nilai yang

diperoleh dari penentuan harga mU , setelah itu akan disubtitusikan kembali untuk

mendapatkan nilai yang sebenarnya.

KTo

ToxxU

Toc

S

s

m

spg

675958,188)380(

10148,123

2

2

3

2

=

=

=

2. Total penurunan temperatur gas )( To

Total penurunan temperatur ini merupakan selisih dari temperatur masuk

dan keluar turbin.

K

TTTo

86,54214,7051248

43

==

=

3. Jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan (n)

sToTon

=

675,18886,542

=

88,2= tingkat 3 tingkat


Hasil ini disubstitusikan kembali untuk mendapatkan harga sTo dan

mU yang sebenarnya.

KTo

To

s

s

9533,180

86,5423

=

=

Maka,

smUU

xxU

Toc

m

m

m

spg

/14,372

9533,180114823

23

2

2

=

=

=

4.3. Kondisi Gas Dan Dimensi Sudu Tiap Tingkat

Untuk merancang sudu turbin dibutuhkan kondisi gas baik dalam keadaan

statis maupun stagnasi pada setiap tingkat. Baik pada saat gas masuk sudu diam,

keluar sudu diam dan masuk sudu gerak, serta keluar sudu gerak dan masuk sudu

diam lagi.

Gambar 4.5. Penampang annulus turbin aksial

Dalam rancangan ini akan dibahas analisis data kondisi gas meliputi

perhitungan temperatur dan tekanan juga massa jenis aliran untuk setiap tingkat

turbin.


A. TINGKAT SATU 1. Gas masuk sudu diam

Dari gambar 4.2 diatas yaitu pada titik 1.

Kondisi pada keadaan stagnasi

Kondisi pada keadaan statik

Kxx

CpCToT

g

2003,12310148,12

1501248

2

3

2

2

11

=

=

=

bar

ToTPoP

43,111248

2003,12388,1133,1

133,1

1

1

111

=

=

=

3

1

11

/216,32,1238287,0

43,11100..100

mkgxx

TRgP

=

=

=

2. Gas keluar sudu diam dan masuk sudu gerak

Pada gambar 4.2 yaitu pada titik 2.

Kondisi pada keadaan stagnasi

1

11

2

..

1

=

ToRTo

PoPo

st

RS

barPoKTo

8,111248

1

1

=

=


Dimana :

st = Effisinsi statik (direncanakan 0,9)

RR = Derajat reaksi (0,5)

Sehingga :

Kx

RToToTo

barPoxPo

PoPox

xPoPo

RS

523,1157)5,09533,180(1248

.

411,88,1173,0)7128,0(

12489,05,09533,1801

12

2

2

12

133,133,1

1

2

==

=

=

=

=

=


3

2

22

33,1133,1

1

2

222

3

2

2

22

/46,2723,1147287,0

127,8100

.100

127,8523,1157723,1147411,8

723,114710148,12

150523,1157

2

mkgxx

TRP

bar

ToTPoP

Kxx

CpCToT

g

g

=

=

=

=

=

=

=

=

=


3. Gas keluar sudu gerak dan masuk sudu diam

Pada gambar 4.5 yaitu pada titik 3.

Kondisi pada keadaan stagnasi :

( )K

x

RTTT

barPox

xPoPo

ToRTo

PoPo

R

st

RS

S

046,10675,09533,180523,1157

.

832,55,11579,05,09533,1801

..

1

00203

3

133,133,1

2

3

1

22

3

==

=

=

=

=


3

3

33

33,1133,1

1

3

333

3

2

3

2

33

/8518,12,1057287,0

619,5100

.100

619,5046,1067246,1057832,5

246,105710148,12

150046,1067

2

mkgxx

TRP

bar

ToTPoP

Kxx

T

CpCToT

g

g

=

=

=

=

=

=

=

=

=


Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya

dapat dilihat pada tabel berikut.

Tabel 4.1. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin

TINGKAT 1 2 3

01P (bar) 11,8 5,832 2,526

01T (K) 1248 1067,046 886,0923

1T (K) 1238,2003 1057,246 876,2927

1P (bar) 11,43 5,619 2,415

1 (kg/m3 ) 3,216 1,8518 0,960

02P (bar) 8,411 3,914 1,853

02T (K) 1157,523 976,569 795,615

2T (K) 1147,723 966,799 785,816

2P (bar) 8,127 3,758 1,666

2 (kg/m3 ) 2,46 1,354 0,738

03P (bar) 5,832 2,526 1,07508

03T (K) 1067,046 886,0923 705,138

3T (K) 1057,246 876,2927 695,3387

3P (bar) 5,619 2,415 1,016127

3 (kg/m3 ) 1,8518 0,960 0,509

Ukuran-ukuran (jari-jari sudu) sesuai gambar 4.5 dapat dihitung untuk

setiap jumlah aliran massa gas masing-masing baris. Menurut [Lit 2, Hal 294],

pendinginan sudu menggunakan 1,5%-2% udara kompresi pada tiap tingkat sudu

sehingga tiga tingkat turbin didinginkan dengan (4,5-6)% udara kompresi. Maka

laju aliran massa pendinginan (mp) adalah :

mp= (4,5-6)%. ma

= (4,5-6)% x 634,766 kg/s

= (28,5644-38,08596) kg/s direncanakan 30 kg/s


Untuk setiap baris sudu didinginkan oleh :

udaraskg

mn

/56

30

=

=

Dimana udara pendingin ini ikut berekspansi pada tingkat berikutnya.

Kecepatan keliling rata-rata sudu (Um) adalah :

nrU mm ..2=

Dimana:

Um = Kecepatan keliling rata-rata sudu (m/s)

rm = Jari-jari rata-rata sudu (m)

n = Putaran poros turbin (rpm)

Maka :

mxx

xn

Ur mm

184,1300014,3214,37260

.2.60

=

=

=

1. Kondisi masuk pada sudu diam (kondisi -1)

Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada

tingkat 1 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

Ca

mA g

1

11 =

Dimana :

1gm = Laju aliran massa gas masuk sudu diam

= 1npfa mmmm ++

= 634,766 + 9,56 -30 +5

= 619,326 kg/s

Maka :

2

1

1

28,1150216,3

326,619

mAx

A

=

=


60..1

1mU

nAh =

Dimana :

h1 = Tinggi blade (m)

A1 = Luas annulus (m2)

maka :

mh

h

172,06014,372

300028,1

1

1

=

=

m

hrr mr

098,12172,0184,1

21

1

=

=

=

2. Kondisi keluar sudu diam, masuk sudu gerak (kondisi-2)


tingkat 2 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut

Cam

A g2

22

=

Dimana : 2g

m = Laju aliran massa gas masuk sudu

= 1gm + 2nm

=619,326 +5

=624,326kg/s

Maka :

2

2

2

69,115046,2

366,624

mA

A

=

=


mh

h

UnAh

m

227,06014,372

300069.160..

2

2

22

=

=

=

m

hrr mr

0705,12227,0184,1

22

2

=

=

=

m

hrr mt

2975,12227.0184,1

22

2

=

+=

=

3. Kondisi keluar sudu gerak,masuk sudu diam (kondisi-3)


tingkat 3 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

Cam

A g3

33 =

Dimana : mg3 = Laju aliran massa gas masuk sudu diam

skg

mm gg

/326,6295326,624

32

=+=

+=

Maka :

23

3

2656,2150858180,21

326,629

mA

A

=

=

mh

h

UnAh

m

304,06014,372

30002656,260..

3

3

23

=

=

=


mhrr mr

032,12304,0184,1

23

3

=

=

=

m

hrr mt

336,12304.0184,1

23

3

=

+=

=

4. Tinggi rata-rata sudu diam (hN)

Tinggi rata-rata sudu diam adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada

kondisi 1 dan 2

( )

( )

1995,0

227,0172,021

21

21

=

+=

+= hhhN

5. Tinggi rata-rata sudu gerak (hg)

Tinggi rata-rata gerak adalah nilai rata-rata dari sudu pada kondisi 2 dan 3.

( )

( )

m

hhhR

2655.0

304.0227,02121

32

=

+=

+=

6. Tebal (lebar) sudu gerak (w)

Tebal sudu gerak pada tingkat 1 adalah :

m

hw RR

0885,03

2655.03

=

=

=


7. Lebar celah aksial (c)

Lebar celah aksial merupakan celah yang dirancang antara sudu gerak

dengan penutup agar sudu dapat berputar bebas.

0225.00885,025,0

.25,0

==

= wRc

Dengan cara yang sama dapat dihitung dimensi sudu untuk tingkat berikutnya dan

hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.2 berikut.

Tabel 4.2 Dimensi sudu turbin

TINGKAT 1 2 3

1gm (Kg/s) 619,326 629,3226 639,326

1A (m2 ) 1,28 2,2656 4,439

1h (m) 0,172 0,304 0,596

rr1 (m) 1,27 1.336 1,482

rt1 (m) 1,27 1,336 1,482

mg2 (kg/s) 624,326 634,326 644,326

A2 (m 2 ) 1,69 3,123 5,730

h2 (m) 0,227 0,419 0,769

rr2 (m) 1,0705 0,974 0,7995

rt2 (m) 1,2975 1,393 1,5685

mg3 (Kg/s) 639,326 639,326 639,326

A3 (m 2 ) 2,2656 4,439 8,504

h3 (m) 0,304 0,596 1,142

rr3 (m) 1,032 0,886 0,613


rt3 (m) 1,336 1,482 1,755

hN (m) 0,4995 0,3615 0,6815

hR (m) 0,2655 0,5075 0,955

wR (m) 0,0885 0,1691 0,3185

c (m) 0,022 0,042 0,0796

Dari perhitungan di atas, dapat digambarkan ukuran turbin yang dirancang.dengan

skala 1:30 yaitu untuk tingkat 1:

Gambar 4.6 Dimensi sudu tingkat 1

4.4 Diagram Kecepatan dan Sudut Gas Tiap Tingkat Turbin

Untuk dapat menggambarkan kecepatan gas dengan menggunakan

diagram segitiga kecepatan perlu untuk menghitung sudut-sudut saat gas melalui

sudu-sudu.


Gambar 4.7 Diagram kecepatan pada sudu turbin

TINGKAT SATU

Dari gambar 4.6 dimana sudut gas tingkat -1, yaitu pada dasar,tengah dan

puncak sudu dapat dihitung :

1. Sudut Gas pada Tengah Sudu

Sudut-sudut yang terjadi pada tengah sudu antara lain :

Sudut masuk realitif gas ( m2 )

2..4 2 += mtg

Dimana :

4030,014,372

150

=

=

=

mU

Ca

Maka :

8,31620232,0

24030,0432..4

2

2

2

=

=

+=

+=

m

m

m

tgxtgx

tg


Sudut keluar relatif gas ( m3 )

13,72

10173,3234030,043

2..4

3

3

3

=

=

=

=

m

m

m

tgmxtgx

tg

Menurut [Lit 2, Hal 249],sudut masuk absolute gas pada sudu diam dan

sudut keluar gas pada suhu gerak adalah sama dengan sudut relative gas

( mmm 312 == ) yaitu 31,8 . Sudut keluar relative gas pada sudu diam sama

dengan sudut keluar relative gas pada sudu gerak ( mm 32 = ) yaitu 72,13

Kecepatan absolute gas masuk sudu gerak (C m2 )

(Lit 2, Hal 256)

Kecepatan absolute gas masuk sudu diam (C m1 )

sm

CC am

/492,1768,31cos

150cos 3

1

=

=

=

Kecepatan relative gas masuk sudu gerak (V m2 )

(Lit 2, Hal 260)

sm

CCm

am

/84.48813,72cos

150cos 2

2

=

=

=


sm

CCm

am

/34,1725,29cos

150

cos 22

=

=

=

Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak ( mC3 )

Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak sama dengan kecepatan relative

gas masuk sudu gerak maka C3m = C1m = 172,34 m/s

Kecepatan relative gas keluar sudu gerak (V m3 )

sm

CVm

am

/84.48813,72cos

150cos 3

3

=

=

=

2.Sudut Gas pada Dasar Sudu

Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain :

Sudut keluar gas dari sudu diam ( r2 )

( )

( )

404,745827,3

56,700705,1184,1

2

222

=

=

=

=

r

mr

mr

tg

tgrrtg

(Lit 2, Hal 263)


Sudut keluar absolute gas dari sudu gerak ( r3 )

( )

( )

42,35711,

5,29032,1184,1

2

333

=

=

=

=

r

mr

mr

o

tg

tgrrtg

Kecepatan rotasi sudu (Ur)

2

=

r

mm r

rUUr (Lit 2, Hal 236)

sm /596,4110705,1184,114,372

=

=

Sudut keluar relatif gas pada sudu diam ( r2 )

3,3532 == rr

Sudut keluar relative gas pada suhu gerak ( r3 )

45,7323 == rr

Kecepatan absolut gas masuk sudu gerak (C r2 )

sm

CCr

ar

/926,557404,74cos

150cos 2

2

=

=

=

Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C3r)

sm

CCr

ar

/065,18442,35cos

150cos 3

3

=

=

=


Kecepatan whirl gas masuk sudu gerak ( rwC 2 )

rrw tgCaC 22 . = (Lit 2, Hal 263)

smtg

/384,537404,74150

==

Kecepatan relative gas masuk sudu gerak ( rV2 )

sm

CVr

ar

/065,18442,35cos

150cos 2

2

=

=

=

Kecepatan whirl gas keluar sudu gerak ( rwC 3 )

rrw tgCaC 33 . =

smtg

/67,10642,35150

==

Kecepatan relative gas masuk sudu gerak ( rV2 )

sm

CVm

am

/926,557404,74cos

150cos 2

2

=

=

=

Diagram kecepatan dan sudut gas pada puncak sudu serta perhitungan

untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama seperti diatas

dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.3 berikut :


Tabel 4.3 diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat

TINGKAT 1 Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu

U 411.596 372,14 339,58

1 35,42 31,8 29,50

2 74,40 72.13 70,92

3 35,42 31,8 29,50

2 35,42 31,8 29,50

3 74,40 72,13 70,92

Cw 2 537,38 465,174 433,66

Cw 3 106,67 93,032 84,86

C 2 557,926 488,76 458,87

C 3 184,065 176,508 172,34

V 2 184,065 176,508 172,34

V3 557,926 488,76 458,87


U 452,37 372,14 216,30

1 37,0 31,8 27,78

2 75,14 72.13 69,227

3 37,0 31,8 27,78

2 37,0 31,8 27,78

3 75,14 72,13 69,227

Cw 2 565,32 465,174 395,43

Cw 3 113,03 93,032 79,01

C 2 584,89 488,76 422,93


C 3 187,82 176,508 169,54

V 2 187,82 176,508 169,54

V3 584,89 488,76 422,932


U 551,11 372,14 280,91

1 42,55 31,8 25,08

2 77,17 72.13 66,189

3 42,55 31,8 25,08

2 42,55 31,8 25,08

3 77,17 72,13 66,87

Cw 2 658,63 465,174 351,16

Cw 3 137,69 93,032 79,20

C 2 675,49 488,76 381,85

C 3 203,61 176,508 169,61

V 2 203,61 176,508 169,61

V3 675,49 488,76 381,85

4.5 Jumlah Sudu Tiap Tingkat Turbin

Untuk menentukan jumlah sudu gerak dan sudu diam tiap tingkat turbin,

maka dapat dilakukan perhitungan pada tengah-tengah sudu dengan

mempergunakan tinggi rata-rata sudu. Perbandingan tinggi sudu dengan chord

sudu (aspek ratio,h/c) menurut [Lit 2, Hal 271] dapat direncanakan antara 3 dan 4.

Harga perbandingan pitch dengan chord sudu (s/c) dapat diperoleh dari gambar

4.8 berikut dengan bantuan sudu-sudu gas.


Gambar 4.8 grafik (s/c)Vs sudu-sudu gas

(sumber Turbine theory, cohen. H)

Jumlah sudu gerak tingkat-1 Dapat ditentukan sebagi berikut ;

Panjang chord sudu (c)

m

hc r

0885,03

2655,03

=

=

=

Perbandingan pitch sudu dengan chord sudu (s/c) untuk harga 8,312 =m dan

13,723 =m didapat harga (s/c) = 0,6327{dari gambar 4.6},maka :

Panjang pitch sudu (s)

05592,06327,00885,0

==

=

xcscc


Jumlah sudu (z)

buah

x

srz m

85,13205922,0158,114,32

2

=

=

=

(Lit 2, Hal 271)

Menurut [Lit 2, Hal 271] digunakan komponen bilangan prima untuk sudu

gerak dan komponen bilangan genap untuk sudu diam. Maka direncanakan :

jumlah sudu gerak tingkat satu adalah 133 buah, sehingga pitch sudu (s)

menjadi 0,05593 ; chord sudu (c) adalah 0,0884 dan tinggi sudu gerak ( Rh ) =

0,2652 dengan aspect ratio (h/c) adalah 3.

Untuk tingkat selanjutnya baik sudu diam maupun sudu gerak dapat

dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.4 dan

tabel 4.5 berikut.

Tabel 4.4 Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin

TNGKAT 1 2 3

Rh (m) 0,2655 0,5075 0,955

C (m) 0,0885 0,1691 0,03183

s/c 0,6327 0,6327 0,06327

S (m) 0,5592 0,1069 0,2013

Z (buah) 132,66 69,59 36,94

Z (buah) 133 71 37

S (m) 0,5593 0,1047 0,2010

C (m) 0,0884 0,1656 0,3177

Rh (m) 0,2652 1,4968 0,9533

(h/c) 3 3 3


Tabel 4.5 Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin

TNGKAT 1 2 3

Rh (m) 0,1995 0,3615 0,6825

c (m) 0,0665 0,1205 0,2275

s/c 0,6327 0,6327 0,06327

S (m) 0,0420 0,0762 0,1439

Z (buah) 176,81 95,57 51,68

Z (buah) 178 96 52

S (m) 0,0417 0,0774 0,1430

c (m) 0,0660 0,1224 0,2261

Rh (m) 0,1981 1,3674 0,6783

(h/c) 3 3 3

4.7 Sudut-Sudut Tiap Tingkat Turbin

Profil sudu direncanakan dari tipe NACA seri C-7 Sudu tingkat satu pada

dasar sudu dapat dihitung sebagai berikut. Dari perhitungan sebelumnya diperoleh

Sudut relatif masuk gas ( r2 )

( r2 ) = 35,42

Sudut relative keluar gas ( r3 )

( r3 ) = 74,40

Menurut [Lit 2, Hal 268] untuk sudu tipe reaksi, maka sudut jatuh gas (i)

berada pada interval -15 dan 15 dan harga yang disarankan untuk dasar sudu

adalah -5 dan untuk tengah sudu 5 serta untuk puncak sudu adalah 10.

Sudut masuk sudu ( r2 )

( r2 ) =( r2 ) + i

=35,3 + (-5)

=30,3


Sudut Keluar sudu ( r3 )

Sudut keluar sudu dapat diperoleh dengan bantuan gambar 4.9 dimana untuk

setiap harga sudut relatif keluar gas,maka dapat ditentukan besar sudut keluar

sudu. Untuk sudut keluar relatif gas, ( r3 ) = 74,40 diperoleh ( r3 ) = 74,347

Gambar 4.9 Grafik hubungan antara sudut masuk gas sudut keluar gas

(sumber : Gas turbine theory, cohen. H)

Sudut chamber sudu ( r )

r = ( r2' ) + ( r3' ) ...(Lit 2, Hal 189)

= 30,42 + 74,347

= 104,767

Sudu relatif rata-rata sudu ( mr )

tg( mr ) = 0,5 (tg r3 - tg r2 ) ...(Lit 2, Hal 189)

= 0,5 (tg74,40 - tg35,42)

=1,4352

= 55,13225

Sudut pemasangan sudu ( )

r = r2' -

2r ...(Lit 2, Hal 189)

= 30,422

67,104

= -21,395


Panjang chord sudu arah aksial (c xr )

c xr = c.cos r ...(Lit 2, Hal 189)

= 0,0884.cos(-21,395)

= 0,082308 m

Dengan cara yang sama, maka harga sudut-sudut sudu untuk tiap tingkat

lainya dapat dihitung dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.6 dan tabel 4.7 serta

tabel 4.8. berikut.

Gambar 4.10 Geometri sudu turbin

Tabel 4.6 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada dasar sudu

TINGKAT 1 2 3

ri ( ) -5 -5 -5

r2' ( ) 30,42 32,0 37,55

r3' ( ) 73,347 75,32 76,82

mr ( ) 55,1325 56,44 60,06

r ( ) 104,76 107,32 114,37

r ( ) -21,39 -21,66 -19,635

C xr ( ) 0,0823 0,1539 0,2992


Tabel 4.7 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada tengah sudu

TINGKAT 1 2 3

ri ( ) 5 5 5

r2' ( ) 36,5 36,5 36,5

r3' ( ) 72,43 72,43 72,43

mr ( ) 51,13 51,13 51,13

r ( ) 108,93 108,93 108,93

r ( ) -17,965 -17,965 -17,965

C xr ( ) 0,0840 0,1575 0,3022

Tabel 4.8 Sudut-sudut sudu gerak turbin pada puncak sudu

TINGKAT 1 2 3

ri ( ) 10 10 10

r2' ( ) 39,52 37,78 35,08

r3' ( ) 72,90 70,31 68,14

mr ( ) 49,30 46,52 43,12

r ( ) 112,42 108,09 103,22

r ( ) -16,69 -16,265 -16,53

C xr ( ) 0,84670 0,1589 0,304569

4.8 Berat Sudu Gerak tiap Tingkat Turbin

Dengan bantuan profil sudu (NACA seri C-7), maka tebal rata-rata sudu

dapat dihitung dengan mempergunakan panjang chord pada tengah sudu.

Bahan sudu direncanakan dari Titanium Alloy (ASTM B-265 58T) dengan

kerapatan 4650 kg/m 3


Gambar 4.11 Profil sudu turbin NACA seri C-7

Dengan merujuk pada gambar 4.11 diasumsikan ketebalan sudu rata-rata

( mt ) = mY dan besar mY dapat dilihat pada tabel 4.9 berikut ini :

Tabel 4.9 Dimensi dari sudu gerak turbin

Y/C(%) C(m) Y (m)

0 0.0884 0

1.5 0.0884 0,1326

2 0.0884 0,1768

2.72 0.0884 0,240448

3.18 0.0884 0,281112

3.54 0.0884 0,312936

4.05 0.0884 0,35802

4.43 0.0884 0,391612

4.48 0.0884 0,429624

5 0.0884 0,442

4.86 0.0884 0,429624

4.42 0.0884 0,390728


3.37 0.0884 0,329732

2.78 0.0884 0,245752

1.65 0.0884 0,14586

1.09 0.0884 0,096356

0 0.0884 0

259012,0= mY

Berat sudu gerak tingkat satu turbin dapat dihitung sebagai berikut :

Volume sudu (V)

V= mR YCh ..

= 0,2652 x 0,0884 x 0,259012

= 6,072 x 10 33 m

Berat sudu ( RW )

RW = V. gz..

= 6,072 x 10 3 x 4650 x 133 x 9,806

= 36,824,9489 N

Berat sudu gerak turbin untuk tingkat selanjutnya dapat dihitung dengan

cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.10 dibawah ini :

Tabel 4.10 Berat sudu gerak tiap tingkat turbin

TINGKAT 1 2 3

mY (m) 0,25902 0,485208 0,930861

V (m 3 ) 6,072 x 10 3 3,9918 x 10 2 0,281923

RW (N) 36.824,9489 129.232,89 475.639,8231


Total berat sudu gerak turbin ( RW ) Total adalah :

( RW ) Total = nTingkatkeRW )(

= 36.824,9489 + 129.232,89 + 475.639,8231

` = 641.679,662 N

= 641,697 kN


BAB V

PERHITUNGAN UKURAN-UKURAN UTAMA

5.1. Perencanaan Poros Turbin

Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dari setiap mesin.

Hampir semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran.

Gambar 5.1. Poros

Poros turbin harus mampu menahan beban beban yang diakibatkan berat

turbin, kompresor dan lainnya. Diagram poros menurut [Lit 14, Hal 7] : 31

...1,5

= TCbKtd

ap

Dimana, d p = Diameter poros (mm)

a = Tegangan geser izin (kg/mm2 )

K t = Faktor pembebanan

Cb = Faktor koreksi beban lentur poros

T = Momen torsi (kg.mm)

Pada perencanaan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang

memindahkan daya dan putaran turbin. Beban yang akan dialami oleh poros

adalah:


a. Beban Puntir

b. Beban Lentur

Menurut [Lit 14, Hal 8] untuk poros putaran sedang dengan beban yang

berat digunakan baja paduan dengan pengerasan kulit. Untuk itu dipilih bahan

poros adalah baja khrom nikel molibden JIS G 4103 dengan kode SNCM 25

dengan komposisi sebagai berikut:

C = (0,12 0,18)% Ni = (4,00 4,50)%

Si = (0,15 0,35)% Cr = (0,70 1,00)%

Mn = (0, 30 0,60)% Fe = (93,37 94,73)%

Langkah langkah perencanaan diameter poros turbin adalah sebagai berikut:

5.1.1. Perhitungan Poros

Daya yang ditranmisikan (Pd)

Pd = Fc . Pt (Lit 14, Hal 7)

Dimana: Pt = Daya turbin (396,614 MW)

Fc = Faktor koreksi (1,1 1,2)

= 1,2 (diasumsikan)

Maka : Pd = 1,2 x 396,614 MW

= 475,9368 MW

Momen torsi yang ditransmisikan (T)

T = 9,74 . 105 nPd

(Lit 14, Hal 7)

T = 9,74 . 105 3000

109368,475 3

T = 154,5208144 x 106 kg.mm

Tegangan geser yang diizinkan (a)

21.SfSfb

a

=

Dimana : b = Kekuatan tarik beban = 110 kg/mm2

Sf1 = Faktor keamanan untuk batas kelelahan puntir


Untuk bahan S-C, Sf1 = 6 (Lit 9, Hal 8)

Sf2 = Faktor keamanan untuk pengaruh konsentrasi tegangan,

seperti adanya alur pasak pada poros dan kekerasan

permukaan.

= 1,3 3,0 [diambil 1,5]

Maka :

a = 5,1.6

110 =12,22 kg/mm2

Diameter poros dihitung dari persamaan :

dp = [(a1,5 ).Kt.Cb.T]1/3

Dimana : Kt = Faktor koreksi terhadap momen puntir. Besarnya 1,0 1,5

jika beban dikenakan kejutan dan tumbukan. Kt = 1,2 (disumsikan)

Cb = Faktor koreksi terhadap beban lentur, harganya antara 1,3

2,3 diambil 1,5

T = Momen torsi rencana

Maka :

dp = [(22,121,5 )(1,2)(1,5)(154,5208 x 106)]1/3

= 497,812 mm

Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros yang

direncanakan adalah dp = 500 mm. [Lit 14, Hal 9]

5.1.2. Pemeriksaan kekuatan poros

Ukuran poros yang diperoleh harus diuji kekuatannya. Pengujian

dilakukan dengan memeriksa tegangan geser (akibat momen puntir yang bekerja

pada poros). Apabila tegangan geser ini melampaui tegangan geser izin yang

dapat ditahan oleh bahan, maka poros akan mengalami kegagalan. Untuk analisa

keamanannya dapat dilakukan perhitungan berikut ini :


Tegangan geser yang timbul pada poros selama beroperasi (s)

s = ( )31,5

SdT

s = ( )36

50010.5208,1541,5

s = 6,304 kg/mm2

Dari perhitungan diatas dapat dilihat bahwa tegangan geser yang timbul

pada poros selama beropersi (s) = 6,304 kg/mm2 jauh lebih kecil dari tegangan

geser izin poros (a) = 12,22 kg/mm2. Dengan demikian dapat disimpulkan bahwa

poros aman untuk digunakan.

5.2. Gaya Gaya Pada Sudu Tiap Tingkat Turbin

Adapun gaya gaya yang dialami oleh sudu turbin adalah terdiri dari gaya

tangensial dan gaya aksial. Untuk perencanaan ini gaya-gaya tersebut dihitung

pada tengah-tengah sudu pada tinggi rata-rata sudu.

Gambar 5.2 berikut adalah gaya-gaya yang terjadi pada sudu :

Gambar 5.2. Gaya-gaya pada sudu turbin

Gaya-gaya yang timbul pada sudu-sudu tingkat 1 sesuai gambar 5.2 diatas

dapat dihitung sebagai berikut :

Gaya tangensial sudu

Ft = (P2 P3) . Cx,r . hR . Z (Lit 2, Hal 281)

Dimana :

P2 = Tekanan masuk sudu gerak (N/m2)


P3 = Tekanan keluar sudu gerak (N/m2)

Cx,r = Panjang chord sudu arah aksial (m)

hR = Tinggi rata-rata sudu gerak (m)

Z = Jumlah sudu tiap tingkat turbin (buah)

Maka :

Ft = (8,127 5,619) 105 . 0,08840 . 0,2652 . 133

= 7,4307 x 105 N

Gaya aksial sudu (Fa)

Fa = (P2 P3) . 2 . rm . hR

Fa = (8,127 5,619) 105. 2 . 1,184 . 0,2652

= 4,948 . 105 N

Untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama dan

hasilnya dapat dilihat pada tabel 5.1 berikut :

Tabel 5.1 Gaya-gaya pada sudu gerak turbin

TINGKAT 1 2 3

P2 (105 N/m2) 8,127 3,758 1,666

P3 (105 N/m2) 5,619 2,415 1,016127

Cx,r (m) 0,0840 0,1539 0,2992

hR (m) 0,2652 0,4968 0,9533

Z (buah) 133 71 37

rm (m) 1,184 1,184 1,184

Ft (105 kN) 7,4307 7,2904 6,858

Fa (105 kN) 4,948 4,9635 4,607

5.3. Tegangan yang timbul pada sudu turbin

Akibat adanya gaya sentrifugal dan tekanan gas yang terjadi pada sudu-

sudu turbin menimbulkan terjadinya tegangan pada sudu-sudu tersebut.

Tegangan- tegangan yang timbul tersebut yaitu :

A. Tegangan tarik sentrifugal

B. Tegangan lentur


Gambar 5.3 Tegangan yang terjadi pada sudu turbin

Tegangan tarik dan tegangan lentur yang besarnya konstan dikenal sebagai

tegangan statis (tegangan yang timbul akibat gaya sentrifugal) dan tegangan

dinamis (tegangan akibat tekanan gas). Sudu-sudu didesain berdasarkan pengaruh

total tegangan statis dan dinamis karena sudu ini dibebani oleh keduanya secara

serentak.

5.3.1. Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal (ct)

Penampang yang paling berbahaya pada sudu dengan penampang yang

konstan adalah penampang pada bagian root (dasar) sudu. Karena beban

sentrifugal merupakan beban utama yang diterima secara kontinu oleh sudu,

terutama pada dasar sudu yang menerima beban paling besar. Harga tegangan

tarik sentrifugal maksimum yang muncul pada root dapat dihitung dengan

menggunakan persamaan berikut:

=t

rr

bmaksct ardra

2.)(

(Lit 2, Hal 272)

Dimana :

b = Kerapatan bahan sudu

= Kecepatan sudu

a = Luas penampang sudu

ra = Jari-jari root


Dengan menggunakan bahwa luas penampang sudu sama dari tip (puncak)

sampai root (dasar) sudu, dari [Lit 2, Hal 272] diperoleh :

AN bmaksct ...2)(2 =

Sudu rotor biasanya dipertajam dengan membentuk radius pada chord dan

tebal pada root sampai ke tip sedemikian, at/ar antara 1/4 -1/3. Untuk perhitungan

desain awal (sisi yang aman) diasumsikan bahwa penajam sudu (taper) mereduksi

tegangan menjadi 2/3 dari harga sudu yang tidak ditaper, sehingga rumus diatas

menjadi :

AN bmaksct ....3/4)(2 =

Dimana :

( )3221 AAA +=

( )2656,269,121

+=A

29778,1 mA =

Dengan N = 3000 rpm = 50 rps, maka :

Mpamaksct 308,969778,1.4650.)50.(.3/4)(2 ==

5.3.2. Tegangan lentur akibat tekanan gas (gb)

Gaya yang muncul dan perubahan momentum sudut dari gas dalam arah

tangensial menghasilkan torka yang berguna, yang juga menghasilkan momen

bending gas pada sekitar arah aksial M (gambar).

Karena adanya kemungkinan akan terjadi perubahan momentum dalam

arah aksial (Ca3 = Ca2), maka kemungkianan akan terjadi momen bending gas

dalam arah tangensial. Tegangan maksimum dapat dihitung dengan metode yang

sesuai dengan bagian yang tidak simetris.


Gambar 5.4 Momen lentur pada sudu

Tegangan bending gas (gb) akan menjadi tegangan tarik pada ujung

traling dan leading dan tegangan tekan pada belakang sudu, bahkan dengan sudut

puntir yang bertaper untuk harga maksimum terjadi pada keduanya (leading dan

trailing). Karena M merupakan bending yang lebih besar maka sumbu principal

tidak berdeviasi dengan lebar dari arah aksial (sudut kecil). Maka perkiraan

yang berguna diberikan pada persamaan berikut :

332 1

2')(

)(ZC

hz

CCm rmmmaksct

= (Lit 2, Hal 273)

Dimana :

z = Jumlah sudu

Z = Fungsi dari sudut chamber sudu dan thickness/chord ratio (t/c)

Z = 1/B (10 t/c)n (diperoleh dari gambar 5.3)

)( 32 CC = Kecepatan tangensial (dihitung pada diameter rata-rata)


Gambar 5.5 Grafik hubungan z dan sudut chamber sudu

(Sumber : Gas Turbine Theory, Cohen. H)

Menurut [2] profil sudu C7 mempunyai harga t/c sebesar 10%. Dari

gambar 5.5 untuk sudut chamber sudu (m) = 106,168 diperoleh harga harga

sebagai berikut :

n = 1,156 B = 412,5

Z = 1/412,5 (10.0,1)1,15

= 2,424.10-3

Sehingga :

( )( )33 0884,010.242,21

22652,0

133)67,10638,537(326,619)(

=maksgb

Mpamaksgb 363,148)( =

Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang sama dan hasilnya

dapat dilihat pada tabel 5.2 berikut :

Tabel 5.2 Tegangan yang timbul pada sudu gerak

TINGKAT 1 2 3

M (kg/s) 619,326 629,326 639,326

z (buah) 133 71 37


m (8) 104,76 107,32 114,37

Z 2,424.10-3 2,424.10-3 2,424.10-3

c (m) 0,0884 0,1656 0,3177

hr (m) 0,2652 0,4968 0,9533

A (m2) 1,9778 3,781 7,117

)()( Mpamaksct 96,308 184,1214 346,57289

)()( Mpamaksgb 158,804 85,4997 43,509

5.4. Pemeriksaan kekuatan sudu

Tegangan-tegangan yang timbul pada sudu gerak turbin dapat

diilustrasikan sebagai berikut :

Gambar 5.6 Ilustrasi tegangan pada sudu

Tegangan-tegangan utama yang timbul pada sudu gerak tingkat 1 turbin

adalah sebagai berikut :

22

2,1 22 xyyxyx

+

+= (Lit 12, Hal 27)

Dengan mengabaikan tegangan geser (xy = 0) maka :

2

2,1 23119,96804,158

23119,96804,158

+=


Maka :

MPaMPa

3119,96804,158

2

1

=

=

Sehingga tegangan ekivalen yang terjadi (ek) adalah :

( )

( ) ( ) ( )

MPaek

ek

ek

949,1492

3119,96804,1583119,96804,158

222

22

2121

=

++=

++=

Bahan sudu gerak turbin direncanakan dari Titanium alloy (ASTM B265-

58T) dengan sifat-sifat menurut [Lit 12, Hal 170-176] sebagai berikut :

Kekuatan tarik (gb) : 1188,27 Mpa

Kekuatan mulur (Sy) : 1118,62 Mpa

Kerapatan () : 4650 kg/m3

Komposisi : %V = 16,0 ; % Al = 2,5 ; % Ti = 82,5

Temperatur lebur : 1610C

Syarat perencanaan :

SfSy

ek

Dimana :

Sy = 1118,62 Mpa

Sf = faktor keamanan (direncanakan = 2)

Maka :

3

62,1118ek

ek 559,31 Mpa

Karena terbukti harga SfSy

ek , maka konstruksi aman untuk digunakan .

Untuk pemeriksaan kekuatan sudu tingkat selanjutnya dengan cara yang sama

dilakukan hasilnya dapat dilihat pada tabel 5.3 berikut ini :


Tabel 5.3 Tegangan pada sudu gerak turbin

TINGKAT 1 2 3

1 (Mpa) 158,804 184,1214 346,57289

2 (Mpa) 96,3119 85,4997 43,509

ek (Mpa) 149,949 143,7176 274,294

Dari tabel dan data-data perhitungan diatas dapat dilihat bahwa bahan sudu

cukup aman untuk digunakan dalam perencanaan ini.

5.5. Perencanaan Turbin Disk

Bentuk cakram turbin dan ukuran-ukurannya secara umum direncanakan

seperti gambar 5.7 berikut ini. Bahan cakram turbin yang direncanakan dari

Titanium Alloy (ASTM B265-58T).

Gambar 5.7. Bentuk konstruksi cakram turbin

Dari gambar 5.7 diatas diperoleh :

Dd = diameter disk (cakram)

= Tinggi rata-rata jari-jari root pada sudu gerak

= (rr2 + rr3) + Dh

Dh = Diameter lubang = diameter poros turbin (dp) = 500 mm

t = tebal rata-rata cakram (diambil dari tebal sudu gerak arah aksial (W)

+ tebal celah antara sudu (c) )


Maka :

Dd1 = (1,0705 + 1,032) + 0,50

= 1,55125 m

Dh1 = 500 mm = 0,50 m

t = Wr + C

= 0,0884 + 0,0221 = 0,1105 m

Berat cakram turbin sesuai dengan gambar 5.7 dapat dihitung dengan

persamaan sebagai berikut :

Wck = (Dd2 Dh2) t g [Lit 13, Hal 312]

Dimana :

Dd = diameter terbesar bagian cakram

Dh = diameter terkecil bagian cakram

= kerapatan bahan cakram

maka :

Wck = (1,551252 0,502) . 0,1105 . 4650 . 9,806

= 8.536,82492 N

Dengan cara yang sama, dimensi disk untuk tingkat selanjutnya diperoleh

pada tabel 5.4 berikut ini.

Tabel 5.4 Dimensi disk untuk tiap tingkat turbin

TINGKAT 1 2 3

t (m) 0,1105 0,2111 0,3981

Dd (m) 1,55125 1,43 1,20625

Dh (m) 0,5 0,5 0,5

Wck (N) 8536,82492 13574,942 17187,1074

Total berat keseluruhan cakram adalah :

(Wck)tot = Wck1 + Wck2 + Wck3

= 8536,82492 + 13574,942 + 17187,1074

= 39298,8743 N


5.6 Perencanaan Pasak

Pasak adalah suatu elemen mesin yang dipakai untuk menetapkan bagian-

bagian mesin seperti roda gigi, sprocket, pulley, kopling, dll.

Gambar 5.8. Pasak

Bahan pasak yang digunakan disarankan memiliki kekuatan permukaan

dan tegangan geser yang tinggi. Tetapi jangan sampai lebih tinggi dari kekuatan

poros. Tegangan geser pada pasak terjadi karena gaya tangensial dari poros yang

besarnya [Lit 14, Hal 25] :

d

TFp

t.2

=

AgFt

g =

Dimana, Ft = Gaya tangensial (kg)

T = Torsi pada poros (kg.mm)

d p = Diameter poros (mm)

g = Tegangan geser (kg/mm2 )


Ag = Luas bidang geser (mm2 )

Gaya tangensial ini juga menyebabkan terjadinya tegangan normal :

AFt

sp =

Dimana, p = Tegangan normal (kg/mm2 )

As = Luas permukaan samping pasak (mm2 )

Untuk memindahkan daya dan putaran dari rotor ke poros turbin dipakai

pasak benam. Selain itu pasak juga berfungsi untuk mengunci/mengikat poros

dengan rotor turbin. Ukuran diameter pasak disesuaikan dengan diameter poros

yang telah direncanakan.

Dari hubungan diameter poros dengan ukuran pasak bujur sangkar, maka

menurut [Lit 14, Hal 25], diperoleh ukuran pasak sebagai berikut :

mmd

W p 1254

5004

===

H = W = 125 mm

mmd

t p 5,628

5008

===

Momen torsi yang bekerja pada poros akan menimbulkan gaya tangensial

(Ft) pada permukaan sekeliling poros. Gaya tangensial ini menimbulkan tegangan

geser dan tegangan permukaan pada pasak. Menurut [Lit 14, Hal 25], besar gaya

tangensial adalah :

pdTFt .2=

Dimana :

T = momen torsi pada poros = 154,5208144 . 106 kg.mm

dp = diameter poros = 500 mm

maka,

kgFt 2,618083500

10.5208144,1542 6=

= (satuan kilogram gaya)


Gambar 5.9 Gaya tangensial pada pasak

Bahan pasak direncanakan sama dengan bahan poros yaitu baja krom nikel

JIS G 4103 dengan kode SNCM 25 dengan kekuatan tarik B = 110 kg/mm2 atau

1078,726 MPa dan kekuatan mulur Sy = 90 kg/mm2 = 882,594 MPa.

Kekuatan geser bahan (Ssy)

Ssy = 0,577 Sy [Lit 12, Hal 234]

Ssy = 0,577 (90) = 51,93 kg/mm2

Tegangan geser yang terjadi pada pasak (g)

AgFt

g =

Dimana, Ag = luas bidang geser = W x L

Syarat perencanaan :

gf

sy

SS

Dimana Sf = faktor keamanan (direncanakan = 2)

Maka :

L.125

2,618083293,51

L 187,217 mm direncanakan sebesar 190 mm

Maka panjang pasak yang akan direncanakan sebesar 190 mm


Gaya tangensial yang terjadi disekeliling poros juga akan menyebabkan

terjadinya tegangan permukaan (p) pada pasak. Besarnya tegangan permukaan

dapat dihitung dengan persamaan berikut :

AsFt

p =

Dimana :

As = luas permukaan samping pasak = t x L

Maka :

2/0491,52190.5,62

2,618083 mmkgp ==

Karena (p < B), maka pasak aman untuk digunakan.

5.7. Perencanaan Bantalan

Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban sehingga

putaran atau gerakan bolak baliknya dapat berlangsung secara halus, aman, dan

panjang umur.

Gambar 5.10. Bantalan luncur

Bantalan berfungsi sebagai penopang poros yang berputar. Pada dasarnya

ada 3 jenis bantalan, yaitu :


1. Bantalan Aksial

Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban beban

aksial atau beban beban yang sejajar sumbu poros.

2. Bantalan Radial

Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban - beban radial

atau beban beban yang tegak lurus sumbu poros.

3. Bantalan Aksial Radial

Yaitu bantalan yang berfungsi untuk menahan beban beban

aksial maupun radial sekaligus secara bersamaan ataupun bergantian.

Sesuai dengan keadaan pada turbin gas, dimana pengekspasian gas kearah

aksial yang menyebabkan gaya aksial pada poros. Begitu juga untuk gaya radial

yang tegak lurus poros, gaya ini disebabkan oleh berat poros itu sendiri, berat

cakram, berat sudu, berat selubung pemisah antara turbin dan kompressor dari

beban beban lainnya.

Untuk menahan beban beban ini digunakan bantalan yang mampu

menahan beban radial dan aksial. Pada bantalan terhadap angka karakteristik

bantalan atau angka sommerfield [Lit 12, Hal 532] yaitu :

PN

crS .

=

Dimana, S= Angka Sommerfield / angka karakteristik bantalan

r = Radius journal / radius jurnal (mm)

c = Ruang bebas arah radial (mm)

= Viskositas dinamik pelumasan (N/m.s)

P = Beban per satuan luas bantalan (Mpa)

N = putaran jurnal (putaran poros)

Pada perencanaan ini dipilih bahan bantalan dari leaded bronze dengan

perbandingan (r/c) = 500-1000 (diambil 500). Harga 610.15PN. = . Maka :

S = (500)2.(15.10-6) = 3,75

Perbandingan panjang bantalan perdiameter (L/d) direncanakan L/d = 1.


Dari perhitungan diperoleh harga diameter poros dp = 500 mm yang juga

merupakan jurnal (d) pada bantalan.

Ketebalan lapisan minimum (ho)

Dari gambar 5.10 untuk harga L/d =1 dan S = 3,75 maka diperoleh harga

varibel ketebalan minimum (ho/c) adalah 0,96 dan perbandingan eksentrisitas, =

e/c = 0,14. Dari r/c = 500

mm50,0500

)500.(5,0500

d5,0c p ===

Maka :

ho/c = 0,96

ho = 0,96 x 0,50 = 0,48 mm

e = 0,14 x 0,53 = 0,07 mm

Gambar 5.11 Grafik ketebalan lapisan minimum dan perbandingan eksentrisitas

(Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley. J. E)

Jari-jari bantalan

rb = r + e + ho [Lit 12, Hal 532]

rb = 250 + 0,07 + 0,48 = 250,55 mm

Posisi ketebalan lapisan minimum ( ) dalam derajat diperoleh dari

gambar 5.11 yaitu untuk L/d = 1 dan S = 3,75 diperoleh harga = 84,8


Gambar 5.12 Grafik karakteristik bantalan VS posisi ketebalan lapisan

minimum,

(Sumber : Mechanical Engineering Design, Shigley.J.E)

Koefisien gesekan

Grafik gesekan mempunyai variabel gesekan (r/c)f yang digambarkan

terhadap S untuk berbagai harga perbandingan L/d. dari gambar 5.12 untuk harga

L/d = 1 dan S = 3,75 diperoleh harga (r/c)f =70.

Gambar 5.12 Grafik variabel koefisien gesekan



Maka :

14,050070

c/r70f ===

Daya putar yang diperlukan untuk melawan gesekan adalah:

T = f . W .r [Lit 12, Hal 540]

Dimana :

W (beban bantalan) = P L d [Lit 12, Hal 543]

Harga P untuk turbin antara (0,8 1,5) MPa (diambil 1,5 MPa) maka :

W = 1,5 (0,5 x 0,5)

= 0,375 MPa . m2

Sehingga :

T = 0,14 x 0,375 x 106 x 0,25 = 13125 Nm

Panas yang timbul pada bantalan

60n.dWfq = [Lit 14, Hal 275]

603000.50,0.375,014,0q =

q = 4,12334 MW

5.8 Sistem Pelumasan

Dalam perencanaan ini yang akan dibahas dibatasi pada minyak pelumas

yang melumasi dua bantalan utama turbin. Minyak pelumas yang digunakan

dalam perencanaan ini adalah SAE grade oil [Lit 7, Hal 57] dengan sifat-sifat

sebagai berikut :

Konduktivitas thermal : 0,147 J/s.m.8C

Jumlah panas spesifik : 2,52 kJ/kg 8C

Massa jenis : 0,88 kg/m3

Flash point : (2104243) 8C

Pour point : -23 8C

Aliran pelumas (Q)

Variabel aliran Q/(rcNL) diperoleh dari gambar 5.14 berikut :


Gambar 5.14 Grafik varibel aliran


Dari grafik diatas untuk harga L/d = 1 dan S = 3,75 diperoleh harga

Q/(rcNL) = 3,25. sehingga :

Q = 3,25 rcNL

Q = 3,25 x 0,265 x 0,53 x 10-4 x 50 x 0,53 = 1,2096.10-3 m3/s

Dari sejumlah aliran oli (Q) yang dipompakan keruangan yang

melengkung dengan journal yang berputar tersebut sejumlah Qs mengalir keluar

dari kedua ujungnya dan karenanya disebut kebocoran samping (side leakage).

Kebocoran samping ini dapat dihitung dari perbandingan aliran dimana dari

gambar 5.14 untuk harga L/d = 1 dan S = 3,75 diperoleh harga Qs/Q = 0,08.


Gambar 5.15 Grafik perbandingan aliran


Maka, Qs = 0,08 Q

Qs = 0,08 x 1,2096 x 10-3

Qs = 9,6768.10-5 m3/s

Kerja yang dilakukan untuk mengatasi gesekan (Wf)

Wf = f .P.U/ 100 (Lit 13, Hal 279)

Wf = kW27,32960.100

3000..10.5,1.14,0 6=

Daya gesek yang terjadi (Nf)

Nf = Wf / 102 (Lit 13, Hal 279)

Nf = 329,7 / 102 =3,23 kW

Panas ekivalen untuk kerja tersebut (Qeki)

Qeki = Wf / 427 (Lit 13, Hal 279)

Qeki = 329,7 / 427 = 0,772 kW


Jumlah pelumasan untuk menghilangkan panas adalah

)tt.(C.

QQo

121

eki

= ... (Lit 13, Hal 290)

Dimana :

t1 = temperatur pelumas masuk bantalan (35C - 45C) = 45C

(diasumsikan)

t2 = temperatur pelumas keluar bantalan = 60 C

= massa jenis pelumas = 0,88 kg/m3

C = panas jenis rata-rata pelumas = 2,52 kJ/kg 8C

Maka :

s/m0232,0)4560.(52,2.88,0

772,0Qo 3=

=

Temperatur kerja minyak pelumas

t = (t2 t1) = (t - t1) (Lit 6, Hal 284)

60 45 = (t - 45)

15 = (t 45)

t = 30 + 45 = 758C

Dari tabel typical journal bearing practice [Lit 6, Hal 284], untuk

maksimum pressure (P) = 1,5 MPa diperoleh harga viskositas dinamik (viskositas

absolute), = 0,01133 kg/m.s = 0,01133 Ns/m2, sehingga dari harga viskositas

tersebut dan temperatur kerja (t) = 758C diperoleh jenis minyak pelumas yang

digunakan adalah SAE 20 (gambar 5.15).


Gambar 5.16 Grafik pemilihan jenis bantalan



BAB VI

KESIMPULAN

Setelah dilakukan perhitungan dalam perencanaan turbin aksial untuk

suatu instalasi turbin gas pembangkit tenaga listrik maka diperoleh suatu

kesimpulan dari perencanaan ini adalah sebagai berikut :

1. Pembangkit listrik dengan menggunakan turbin gas mempunyai beberapa

keuntungan jika dibandingkan instalasi turbin uap yaitu dalam hal

ukurannya yang relatif lebih kecil, massa dan biaya persatuan keluaran

daya serta waktu start-up yang jauh lebih singkat.

2. Bahan sudu dipilih dari Titanium Alloy (ASTM B265-58T) dimana bahan

ini beroperasi pada suhu tinggi dengan temperatur titik lebur 1610C

(1883,15 K).

3. Data hasil perhitungan termodinamika siklus diperoleh :

- Temperatur lingkungan = 30C (303 K)

- Temperatur udara masuk kompresor = 302,14 K

- Temperatur udara keluar kompresor = 614,53 K

- Tekanan masuk kompresor = 1,003 bar

- Temperatur gas masuk turbin = 1248 K

- Temperatur gas keluar turbin = 705,14 K

- Tekanan masuk turbin = 11,8 bar

- Tekanan keluar turbin = 1,013 bar

- Jumlah tingkat turbin = 3 tingkat


4. Perencanaan Elemen Turbin

- Jenis turbin = Turbin aksial

- Jari-jari rata-rata roda turbin = 1,184 m

- Berat total sudu gerak turbin (Wr) total = 641,697 kN

- Bahan cakra turbin = ASTM B265-58T

- Berat total cakra turbin (Wck) total = 39.298,8743 N

- Bahan pasak = JIS G 4103 dengan kode SNCM 25

- Ukuran pasak (W x H x L) = (125 x 125 x 190) mm

- Bahan poros = JIS G 4103 dengan kode SNCM 25

- Diameter poros = 500 mm

- Jenis bantalan = Bantalan luncur (journal bearing)

- Daya efektif turbin = 396,614 MW


Perhitungan

Documents

Transcript of Perhitungan