Perancangan Turbin Uap Penggerak Generator Listrik Pada Pabrik Pengolahan Kelapa Sawit Kapasitas : 60 Ton Tbs/Jam Daya Terpasang : 10 Mw Putaran : 5700 Rpm

(1)

1

TUGAS SARJANA

SISTEM PEMBANGKIT TENAGA

PERANCANGAN TURBIN UAP PENGGERAK GENERATOR

LISTRIK PADA PABRIK PENGOLAHAN KELAPA SAWIT

KAPASITAS : 60 TON TBS/JAM

DAYA TERPASANG : 10 MW

PUTARAN : 5700 RPM

OLEH :

RUMTONI SIREGAR

NIM : 030401033

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

FAKULTAS TEKNIK

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

M E D A N


(2)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur dipanjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa karena berkat rahmat dan karunia-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini.

Adapun tugas sarjana ini saya ambil adalah dibidang system pembangkit tenaga dengan sub bidang turbin uap yang berjudul“Perancangan turbin uap

penggerak generator listrik, dengan daya terpasang generator 10 MW dan

putaran turbin 5700 rpm”.

Dalam kesempatan ini penulis mengucapkan banyak terima kasih kepada : 1. Orang tuaku tercinta ayahanda J. Siregar (alm), dan ibunda N. Aritonang

untuk segala cinta dan kasih sayangnya atas tanggung jawab serta pengorbanannya, demikian juga kepada abang Pak Manonga, Pak Joel, abang Gunawan, abang Bornock, kakak Jujur, kakak Vanny, kakak Dicky, adek Kartika, adek Nunut, dan Lae yang turut memberikan dukungan baik secara materil maupun spiritual, juga kepada bapak Tua, bapak Uda, Namboru, Amangboru, karena doa, dukungan, dan nasehat-nasehat yang tak terhitung jumlahnya.

2. Kekasih tercinta “Yohana Winda Sinuhaji”atas dukungan, doa,dan semua peran sertanya yang membantu penulis dalam menyelesaikan skripsi ini. 3. Bapak Dr. Ing. Ikhwansyah Isranuri dan bapak Tulus Burhanuddin,ST, MT,

selaku ketua dan sekretaris Departemen Teknik Mesin USU

4. Bapak Ir. Halim Nasution, M.Sc sebagai dosen pembimbing yang telah membimbing saya dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.

5. Bapak Terang UHSG, Manik, ST, MT, selaku dosen pembanding I yang telah meluangkan waktu, pemikiran dan memberikan nasehat kepada penulis dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.


(3)

10

6. Bapak Tulus Burhanuddin,ST, MT, sebagai, dosen pembanding II yang telah meluangkan waktu, pemikiran dan memberikan nasehat kepada penulis dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.

7. Bapak/ Ibu Staff pengajar dan Pegawai Departemen Teknik Mesin USU. 8. Pimpinan dan karyawan PT.Putra Kreasi Nusantara Multimas Nabati Asahan

ada abang Joni, Harris, Yusfi, Ali, Raja, dan Hendra, atas kesempatan yang diberikan kepada penulis untuk melakukan survey dalam pengambilan data sebagai bahan dalam pengerjaan tugas sarjana ini.

9. Teman-teman gang bahagia 319 atas dukungan fasilitasnya.

10.Teman – teman Teknik Mesin, terutama stambuk 2003, dan seluruh teman-teman stambuk lainnya, atas motivasi dan bantuannya dalam mengerjakan tugas sarjana ini.

Penulis menyadari bahwa tugas sarjana ini masih jauh dari sempurna, untuk itu penulis mengharapkan saran yang membangun untuk kesempurnaan tugas sarjana ini, akhir kata penulis mengucapkan banyak terima kasih.

Medan, November 2008. Penulis,

Rumtoni Siregar (03 0401 033)


(4)

ABSTRAK

Meningkatnya tuntutan kebutuhan hidup sehari-sehari terhadap sumber energi maka diperlukan suatu sistem yang dapat mengubah energi yang terkandung di alam, antara lain dalam bentuk energi potensial, energi kimia, dan energi mekanis kemudian dapat dikonversikan menjadi energi listrik yang akan digunakan untuk memenuhi kebutuhan rumah tangga, kebutuhan industri, dan kebutuhan transportasi.

Pembangkit tenaga tidak tersedia di alam, tetapi sumber energi seperti air dan udara dapat di gunakan langsung atau melalui proses, untuk memperoleh energi yang lebih besar dan ketersediaannya di alam dalam jumlah besar maka uap air sering digunakan sebagai fluida kerja.

Air yang tersedia di alam dengan bantuan energi panas yang dialirkan ke dalam boiler mengakibatkan air berubah fasa dari air menjadi uap air dan disebut dengan uap kering. Uap yang keluar dari boiler mempunyai temperatur dan tekanan tertentu kemudian dialirkan lewat nozel mengakibatkan energi yang terkandung didalam uap berubah seiring dengan perubahan tekanan dan kecepataan aliran uap yang akan menubruk sisi-sisi atau dinding sudu-sudu yang terpasang pada poros turbin dengan kata lain terjadi perubahan energi mekanis. Suatu pembangkit tenaga adalah kombinasi dari ekonomiser, ketel, ruang bakar, kompresor, pompa, kondensor, pemanas ulang.

Uap air yang bertekanan dan bertemperatur tinggi memiliki energi kinetik yang tinggi pula, sehingga uap air dapat mendorong sudu turbin yang mengakibatkan turbin berputar pada porosnya (energi mekanis), kemudian diteruskan ke generator yang mengkonversikannya ke bentuk energi listrik


(5)

12

DAFTAR ISI

SPESIFIKASI TUGAS

KARTU BIMBINGAN

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI... . iii

DAFTAR SIMBOL YUNANI ... vii

DAFTAR SIMBOL LATIN ... viii

DAFTAR TABEL ... . xi

DAFTAR GAMBAR ... xii

BAB I. PENDAHULUAN 1.1.Latar belakang ... 1

1.2.Tujuan perencanaan ... 2

1.3.Batasan masalah ... 2

1.4.Metodologi penulisan ... 3

1.5.Sistematika penulisan ...3

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Analisa termodinamika ... 5

2.2. Analisa termodinamika pada pompa ... 7

2.3. Analisa termodinamika pada ruang bakar ... 9

2.4. Analisa termodinamika pada turbin ... 12

2.5. Modifikasi siklus Rankine pada PLTU ... 13


(6)

2.7. Analisa kecepatan uap ... 21

2.8. Kerugian-kerugian kalor pada turbin uap ... 23

2.8.1. Kerugian-kerugian dalam(internal losses) ... 23

2.8.2. Kerugian-kerugian luar (external losses) ... 30

2.9. Effisiensi pada turbin ... 30

BAB III. PEMBAHASAN MATERI 3.1. Pemilihan jenis turbin………..32

3.2. Perhitungan penurunan kalor untuk jenis turbin nekatingkat... 32

3.2.1. Analisa termodinamika untuk penurunan kalor ... 33

3.3. Perhitungan tekanan dan temperatur ekstraksi ... 35

3.4. Analisa termodinamika pada diagram T-s untuk turbin uap dengan satu tingkat ekstraksi ... 36

3.5. Perhitungan daya generator listrik ... 39

3.6. Perancangan turbin tingkat pengaturan (tingkat satu) ... 41

3.7. Penurunan kalor dari tingkat pengaturan sampai tingkat ekstraksi ... 48

3.8. Kelompok turbin tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir ... 53

3.9. Pengecekan hasil perhitungan penurunan kalor keseluruhan .... 55

BAB IV. PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN 4.1. Perhitungan ukuran poros ... 57

4.2. Perhitungan ukuran nozel dan sudu gerak ... 59

4.2.1. Tinggi nozel dan sudu gerak ... 59

4.2.2. Lebar sudu gerak ... 62

4.2.3. Jarak bagi antara sudu gerak ... 63

4.2.4. Jumlah sudu ... 64


(7)

14

4.3. Kekuatan sudu ... 65

4.4. Pemeriksaan kekuatan sudu terhadap getaran ... 68

4.5. Pembahasan perhitungan ukuran cakram... 69

4.6. Perhitungan putaran kritis ... 78

4.7. Roda gigi ... 82

4.8. Bantalan dan pelumasan ... 86

4.9. Rumah Turbin... 91

BAB V. PENGATURAN TURBIN 5.1. Pengaturan putaran turbin... 93

5.2. Governor ... 93

5.3. Analisa pengatur sentirfugal ... 95

5.4. Sistem pengaturan tidak langsung ... 99

5.5.Cara kerja governor ...100

BAB VI. KESIMPULAN DAN SARAN 6.1. Spesifikasi Turbin Uap ...105

6.2. Dimensi Bagian Utama Turbin ...105

6.3. Saran ...105

LAMPIRAN

GAMBAR TEKNIK


(8)

SIMBOL YUNANI

αn Sudut tekanan normal ˚

α1 Sudut kemiringan nozel ˚

α2 Sudut relatif sisi keluar sudu gerak baris pertama ˚

α1’ Sudut sudu pengarah sisi keluar ˚

α2’ Sudut sisi keluar gerak baris kedua ˚

β1 Sudut sisi masuk sudu gerak baris pertama ˚

β2 Sudut sisi keluar sudu gerak baris pertama ˚

β1’ Sudut sisi masuk sudu gerak baris kedua ˚

β2’ Sudut sisi keluar sudu gerak baris kedua ˚

δ Tebal dinding silinder mm

ε Derajat pemasukan -

v

φ Koefisien beban -

s

φ Koefisien ketahanan -

ρ Massa jenis kg/cm3

ηe Efisiensi efektif -

ηm Efisiensi mekanis -

ηoi Efisiensi overall internal -

ηu Efisiensi relatif sudu -

φ Koefisien kecepatan nozel -

σ Tegangan izin cakram kg/cm3

σb Tegangan lentur sudu gerak baris pertama kg/cm3

ω Kecepatan sudut rad/det


(9)

16

DAFTAR SIMBOL LATIN

Notasi Arti satuan

A0 Titik perpotongan antara tekanan uap masuk dengan temperatur uap masuk

- A0’

A1t A1’t

Titik perpotongan antara penurunan tekanan uap masuk akibat katup pengatur dengan entalpi konstan

Titik perpotongan garis vertikal kebawah dari titik A0 dengan tekanan uap buang

Titik perpotongan garis vertikal kebawah dari titik A’0 dengan tekanan uap buang

- - - a

b

Lebar penampang setiap nozel Lebar sudu

mm mm C Kapasitas termal rata-rata minyak pelumas kkal/kgºC C1 Kecepatan uap aktual pada sisi keluar nosel m/det C1’ Kecepatan mutlak uap masuk pada sudu baris kedua m/det C2 Kecepatan uap mutlak keluar sudu gerak baris pertama m/det C2’ Kecepatan uap mutlak keluar sudu gerak baris kedua m/det C1t Kecepatan uap teoritis pada sisi keluar nosel m/det C1u

C2u d

Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris pertama

Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris kedua

Diameter roda cakram diukur pada diameter rata-rata sudu

m/det m/det mm

D Diameter dalam silinder mm

dp Diameter poros mm

f1 G Geks

Luas penampang pada sisi keluar nosel

Massa alir uap melalui turbin setelah ekstraksi Massa alir uap ekstraksi

m2 kg/det kg/det Gkebocoran Kebocoran uap melalui perapat labirin kg/det


(10)

hb’ Kerugian kalor pada sudu gerak baris pertama kJ/kg hb” Kerugian kalor pada sudu gerak baris kedua kJ/kg

he Kerugian kalor akibat kecepatan keluar kJ/kg

hgb Kerugian kalor pada sudu pengarah kJ/kg

hn Kerugian kalor pada nosel kJ/kg

ho h’o

Penurunan kalor teoritis sebelum katup pengatur Penurunan kalor teoritis setelah katup pengatur

kJ/kg kJ/kg hi Penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin kJ/kg io Kandungan kalor uap pada sisi masuk turbin kJ/kg

iit Kandungan uap ideal keluar turbin kJ/kg

iit’ Kandungan kalor uap akibat katup pengatur kJ/kg

I Momen inersia mm4

l Tinggi nosel mm

l1’ Tinggi sisi masuk sudu gerak baris pertama mm l1” Tinggi sisi keluar sudu gerak baris pertama mm l2’ Tinggi sisi masuk sudu gerak baris kedua mm l2” Tinggi sisi keluar sudu gerak baris kedua mm

lgb’ Tinggi sisi masuk sudu pengarah mm

lgb” Tinggi sisi keluar sudu pengarah mm

Wct Berat cakram total kg

Wp Berat poros kg

Mt Mx1

Momen torsi Momen lengkung

kg.cm kg.cm

n Putaran poros turbin rpm

Ni Daya dalam turbin kW

No Daya ideal turbin kW

Ne Daya efektif turbin kW

Ngea Daya gesek dan ventilasi cakram kW

Pa Gaya akibat perbedaan tekan uap masuk dan keluar kg

Pa’ Gaya akibat momentum uap yang mengalir kg

Pkr Tekanan kritis bar

Po Tekanan uap awal turbin bar


(11)

18

Pu Gaya akibat rotasi sudu kg

P1 Tekanan uap masuk sudu gerak bar

P2 Tekanan uap keluar turbin bar

Qr Kalor yang timbul pada bantalan kkal/kg

R1 Jari-jari kelengkungan sudu gerak baris pertama mm R2 Jari-jari kelengkungan sudu gerak baris kedua mm

Rp Jari-jari kelengkungan sudu pengarah mm

rs Jari-jari rata-rata plat penguat sudu mm

r2 Jari-jari cakram mm

tp Jarak bagi sudu pengarah mm

t1 Jarak bagi sudu gerak baris pertama mm

t2 Jarak bagi sudu gerak baris kedua mm

u Kecepatan tangensial sudu m/det

Wy Momen perlawanan terkecil sudu cm3

w1 Kecepatan uap relatif masuk sudu gerak baris pertama m/det w2 Kecepatan uap relatif keluar sudu gerak baris pertama m/det w1’ Kecepatan uap relatif masuk sudu gerak baris kedua m/det w2’ Kecepatan uap relatif keluar sudu gerak baris kedua m/det

z1 Jumlah sudu gerak baris pertama -

z2 Jumlah sudu gerak baris kedua -


(12)

DAFTAR TABEL

Tabel 4.1. Tegangan-tegangan tangensial pada cakram konis ... 75

Tabel 4.2. Tegangan-tegangan radial pada cakram konis ... 76

Tabel 4.3. Tegangan-tegangan radial pada hub ... 76

Tabel 4.4. Tegangan-tegangan tangensial pada hub ... 77

Tabel 4.5. Sifat-sifat baja yang digunakan pada pembuatan cakram ... 78

Tabel 4.6 Ruang bebas yang diperbolehkan untuk bantalan luncur ... 87 Tabel 5.1 Besarnya kecepatan sudut rotasi (ω) dan sudut θ, β, α ………98


(13)

20

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1. Diagram alir siklus Rankine ... 6

Gambar 2.2. Diagram T-s siklus Rankine ... 6

Gambar 2.3. Perbandingan antara kompresi nyata dan isentropik ... 8

Gambar 2.4. Diagram alir siklus Rankine dengan satu tingkat ekstraksi ... 14

Gambar 2.5. Diagram T-s siklus Rankine dengan satu tingkat ekstraksi ... 15

Gambar 2.6. Turbin impuls tingkat tunggal dengan dua tingkat kecepatan dan diagram efisiensinya ... 17

Gambar 2.7. Penampang turbin impuls Curtis tingkat tunggal dengan dua tingkat kecepatan dan diagram efisiensinya ... 18

Gambar 2.8. Penampang turbin Zoelly/Rateau tiga tingkat tekanan... 19

Gambar 2.9. Penampang turbin Parson reaksi dan diagram efisiensinya... 20

Gambar 2.10. Variasi kecepatan uap pada sudu-sudu gerak turbin impuls... 21

Gambar 2.11. Proses ekspansi uap melalui mekanisme pengatur dan kerugian-kerugian akibat pencekikan ... 24

Gambar 2.12. Grafik untuk menetukan koefisien kecepatan φ sebagai fungsi tinggi nozel ... 25

Gambar 2.13. Koefisien kecepatan untuk sudu gerak turbin impula untuk berbagai panjang dan propil sudu ... 26

Gambar 2.14. Celah kebocoran uap tingkat tekanan pada turbin impuls ... 29

Gambar 3.1. Diagram Mollier untuk proses penurunan kalor pada turbin ... 34

Gambar 3.2. Diagram Mollier untuk penurunan kalor dengan satu tingkat ekstraksi ... 35


(14)

Gambar 3.4 Diagram T-s dengan satu tingkat ekstraksi ... 36

Gambar 3.5 Effisiensi mekanis turbin ... 38

Gambar 3.6 Effisiensi generator ... 39

Gambar 3.7 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator ... 40

Gambar 3.8 Segitiga kecepatan untuk turbin impuls dua tingkat kecepatan ... 44

Gambar 3.9. Diagram I-s untuk tingkat pengaturan ... 47

Gambar 3.10. Proses ekspansi uap pada setiap tingkat turbin ... 55

Gambar 4.1. Ukuran nozel dan sudu gerak... 62

Gambar 4.2. Gaya-gaya lentur pada Sudu ... 68

Gambar 4.3. Penampang cakram kelepak konis ... 70

Gambar 4.4. Berbagai koefisien untuk cakram konis ... 72

Gambar 4.5. Pembebanan pada poros ... 80

Gambar 4.6. Roda gigi... 82

Gambar 4.7. Bantalan luncur ... 87

Gambar 4.8. Dudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan ... 88

Gambar 4.9. Grafik koefisien φv (kriteria beban)...89

Gambar 4.10. Grafik untuk menentukan koefisien φs...90

Gambar 5.1 Governor pengaturan putaran turbin………..94

Gambar 5.2 Pengatur sentrifugal………...95


(15)

11

ABSTRAK

Meningkatnya tuntutan kebutuhan hidup sehari-sehari terhadap sumber energi maka diperlukan suatu sistem yang dapat mengubah energi yang terkandung di alam, antara lain dalam bentuk energi potensial, energi kimia, dan energi mekanis kemudian dapat dikonversikan menjadi energi listrik yang akan digunakan untuk memenuhi kebutuhan rumah tangga, kebutuhan industri, dan kebutuhan transportasi.

Pembangkit tenaga tidak tersedia di alam, tetapi sumber energi seperti air dan udara dapat di gunakan langsung atau melalui proses, untuk memperoleh energi yang lebih besar dan ketersediaannya di alam dalam jumlah besar maka uap air sering digunakan sebagai fluida kerja.

Air yang tersedia di alam dengan bantuan energi panas yang dialirkan ke dalam boiler mengakibatkan air berubah fasa dari air menjadi uap air dan disebut dengan uap kering. Uap yang keluar dari boiler mempunyai temperatur dan tekanan tertentu kemudian dialirkan lewat nozel mengakibatkan energi yang terkandung didalam uap berubah seiring dengan perubahan tekanan dan kecepataan aliran uap yang akan menubruk sisi-sisi atau dinding sudu-sudu yang terpasang pada poros turbin dengan kata lain terjadi perubahan energi mekanis. Suatu pembangkit tenaga adalah kombinasi dari ekonomiser, ketel, ruang bakar, kompresor, pompa, kondensor, pemanas ulang.

Uap air yang bertekanan dan bertemperatur tinggi memiliki energi kinetik yang tinggi pula, sehingga uap air dapat mendorong sudu turbin yang mengakibatkan turbin berputar pada porosnya (energi mekanis), kemudian diteruskan ke generator yang mengkonversikannya ke bentuk energi listrik


(16)

BAB I

PENDAHULUAN

1.1Latar Belakang

Meningkatnya tuntutan kebutuhan hidup sehari-sehari terhadap sumber energi maka diperlukan suatu sistem yang dapat mengubah energi yang terkandung di alam, antara lain dalam bentuk energi potensial, energi kimia, dan energi mekanis kemudian dapat dikonversikan menjadi energi listrik yang akan digunakan untuk memenuhi kebutuhan rumah tangga, kebutuhan industri, dan kebutuhan transportasi.

Pembangkit tenaga tidak tersedia di alam, tetapi sumber energi seperti air dan udara dapat di gunakan langsung atau melalui proses, untuk memperoleh energi yang lebih besar dan ketersediaannya di alam dalam jumlah besar maka uap air sering digunakan sebagai fluida kerja.

Air yang tersedia di alam dengan bantuan energi panas yang dialirkan ke dalam boiler mengakibatkan air berubah fasa dari air menjadi uap air dan disebut dengan uap kering. Uap yang keluar dari boiler mempunyai temperatur dan tekanan tertentu kemudian dialirkan lewat nozel mengakibatkan energi yang terkandung didalam uap berubah seiring dengan perubahan tekanan dan kecepataan aliran uap yang akan menubruk sisi-sisi atau dinding sudu-sudu yang terpasang pada poros turbin dengan kata lain terjadi perubahan energi mekanis. Suatu pembangkit tenaga adalah kombinasi dari ekonomiser, ketel, ruang bakar, kompresor, pompa, kondensor, pemanas ulang.

Uap air yang bertekanan dan bertemperatur tinggi memiliki energi kinetik yang tinggi pula, sehingga uap air dapat mendorong sudu turbin yang mengakibatkan


(17)

23

turbin berputar pada porosnya (energi mekanis), kemudian diteruskan ke generator yang mengkonversikannya ke bentuk energi listrik.

1.2Tujuan Perencanaan

Perencanaan ini dimaksudkan untuk merencanakan pembangkit tenaga dengan turbin uap sebagai penggerak generator listrik dengan daya nominal generator 10 MW pada putaran 5700 rpm (putaran turbin), tekanan uap masuk turbin 42 bar pada temperatur 4800 C.

1.3Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah membahas tentang Pembangkit Tenaga dengan Turbin Uap sebagai Penggerak Generator Listrik. Dimana daya yang dibangkitkan generator, tekanan dan temperatur uap masuk, serta putaran turbin diambil dari data- data hasil survey. Penentuan laju aliran massa uap, pemilihan jenis turbin, jumlah tingkat turbin, dan dimensi utama dari turbin ditentukan berdasarkan besarnya daya yang dihasilkan.

1.4Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah sebagai berikut :

1. Survey lapangan, berupa peninjauan langsung ke tempat tujuan perencanaan yang dilakukan, dalam hal ini survey dilakukan pada PT. Putra Kreasi Nusantara Multimas Nabati Asahan.

2. Studi literature, berupa studi kepustakaan, kajian-kajian dari buku (teks book) dan tulisan yang terkait dengan perencanaan ini.


(18)

3. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing yang telah ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin, mengenai masalah-masalah yang timbul selama penyusunan tugas sarjana.

1.5Sistematika Penulisan

Adapun sistematika penulisan dalam tugas sarjana ini adalah :

Bab I Menguraikan tentang latar belakang perencanaan, tujuan perencanaan, batasan masalah, metodologi penulisan, dan sistematika penulisan perencanaan.

Bab II Menguraikan tentang pandangan umum turbin uap, analisa termodinamika, dan teori-teori mendasar mengenai turbin uap.

Bab III Menguraikan pemilihan jenis turbin yang akan direncanakan, perhitungan penurunan-penurunan kalor yang terjadi pada setiap tingkat turbin, perhitungan daya turbin, penentuan laju aliran massa uap turbin, penentuan tekanan-tekanan uap untuk setiap tingkat turbin, dan pengecekan hasil dari perhitungan yang dilakukan.

Bab IV Membahas tentang perhitungan ukuran-ukuran utama untuk setiap tingkat turbin, seperti perhitungan ukuran poros, tinggi nozel dan sudu gerak untuk setiap tingkat turbin, penentuan jumlah sudu, perhitungan kekuatan sudu dan pemeriksaan kekuatan sudu, perhitungan ukuran cakram, perhitungan putaran kritis, penentuan bantalan dan pelumasannya, serta perhitungan rumah turbin. Bab V Membahas tentang sistem pengaturan turbin dan cara kerja governor untuk

mengatur putaran operasi turbin.

Bab VI Ringkasan dari perencanaan turbin yang dirancang serta acuan untuk gambar teknik dari turbin yang dirancang.


(19)

25

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Analisa Termodinamika

Siklus Rankine adalah siklus teoritis yang mendasari siklus kerja dari suatu pembangkit daya uap. Siklus Rankine berbeda dengan siklus-siklus udara ditinjau dari fluida kerjanya yang mengalami perubahan fase selama siklus pada saat evaporasi dan kondensasi, oleh karena itu fluida kerja untuk siklus Rankine harus merupakan uap. Siklus Rankine ideal tidak melibatkan beberapa masalah irreversibilitas internal. Irreversibilitas internal dihasilkan dari gesekan fluida, throttling, dan pencampuran, yang paling penting adalah irreversibilitas dalam turbin dan pompa dan kerugian-kerugian tekanan dalam penukar-penukar panas, pipa-pipa, bengkokan-bengkokan, dan katup-katup. Temperatur air sedikit meningkat selam proses kompresi isentropik karena ada penurunan kecil dari volume jenis air, air masuk boiler sebagai cairan kompresi pada kondisi 2 dan meninggalkan boiler sebagai uap kering pada kondisi 3. Boiler pada dasarnya penukar kalor yang besar dimana sumber panas dari pembakaran gas, reaktor nuklir atau sumber yang lain ditransfer secara esensial ke air pada tekanan konstan. Uap superheated pada kondisi ke 3 masuk ke turbin yang mana uap diexpansikan secara isentropik dan menghasilkan kerja oleh putaran poros yang dihubungkan pada generator lisrik. Temperatur dan tekanan uap jatuh selama proses ini mencapai titik 4, dimana uap masuk ke kondensor dan pada kondisi ini uap biasanya merupakan campuran cairan-uap jenuh dengan kualitas tinggi.

Uap dikondensasikan pada tekanan konstan di dalam kondensor yang


(20)

Gambar 2.1. Diagram alir Siklus Rankine sederhana[2,518]

T

1 2

3

4 v

v Q in

Q out

W turbin

W pompa

Gambar 2.2. Diagram T-s siklus Rankine sederhana[2,518]

BOILER

P

KONDENSER TURBIN

V

W turbin

1 2

3

4

W pompa q in


(21)

27

2.2. Analisis Termodinamik pada Pompa

Pompa adalah mesin yang digunakan untuk memindahkan fluida dari suatu tempat yang rendah ke tempat yang lebih tinggi, atau dari suatu tempat yang bertekanan yang lebih tinggi ke tempat yang bertekanan lebih rendah dengan melewatkan fluida tersebut pada sistem perpipaan.Sebenarnya teori dasar untuk pompa sama dengan teori dasar dengan turbin air, yang membedakan adalah bahwa pada turbin air tinggi jatuh diubah menjadi daya pada poros, pada pompa daya pada poros digunakan untuk menaikkan air ke tingkat energi atau tekanan atau tinggi kenaikan yang lebih besar melalui sudu-sudu pada roda jalan.

Di dalam roda jalan fluida mendapat percepatan oleh gaya sentrifugal dari sudu sehingga fluida tersebut mempunyai kecepatan mengalir keluar dari sudu-sudu, kecepatan fluida ini akan berkurang dan berubah menjadi tinggi kenaikan H di dalam sudu-sudu pengarah atau di dalam rumah keong. Di dalam saluran pipa keluar, ketika fluida mengalir akan bergesekan dengan dinding pipa dan menimbulkan kerugian head, sehingga tinggi kenaikan yang diinginkan akan berkurang. Untuk mengatasi hal ini maka kecepatan aliran fluida harus dibatasi demikian juga dengan kecepatan keliling roda jalan.

Tinggi tekan statis dinyatakan dengan : P = ρ.g.H (N/m2)

Daya air : Pv= ρ.g.H.Q (watt)

Daya pemompaan (daya poros) [11,146] : P =

p v

P


(22)

Gambar 2.3. perbandingan antara kompresi nyata dan isentropik[9,312]

Bentuk dari efisiensi isentropik untuk pompa ditunjukkan pada diagram mollier di atas keadaan saat memasuki pompa dan tekanan keluar tetap, dengan perpindahan kalor, energi kinetik, dan energi potensial yang dapat diabaikan, kerja masuk persatuan massa yang mengalir melewati pompa adalah[9,312] :

=          

. . .

m Wcv

1

2 h

h − (kJ/kg) ...[2.2]

Karena keadaan 1 tetap, entalpi spesifik h dapat diketahui, oleh karena itu 1

nilai kerja masuk hanya bergantung pada entalpi spesifik, h pada keluaran. 2

Pernyataan di atas menunjukkan bahwa besar kerja input menurun dengan menurunya 2

h . Kerja minimum masuk adalah nilai terkecil yang diperbolehkan untuk entalpi

spesifik pada keluaran pompa.

Dengan alasan yang sama untuk turbin, entalpi adalah entalpi pada keadaan keluar yang dapat dicapai pada kompresi isentropik dari keadaan masuk dan tekanan keluar tertentu. Kerja minimum masuk didapatkan dari[9,312] :


(23)

29

=        

s cv

m w

. .

1

2 h

h s− dalam kompresi nyata h > 2 h2s ...[2.3]

Efisiensi pompa isentropik[9,312],

  

   −

 

   −

= . .

. .

m w

m w

cv s cv c

η ... [2.4]

Pembilang dan penyebut dari pernyataan di atas dihitung pada keadaan masuk dan tekanan keluar yang sama. Nilai ηcbiasanya 75 hingga 85%.

2.3. Analisis Termodinamika pada Ruang Bakar

Ketika reaksi kimia terjadi, ikatan antar molekul pereaksi akan hancur, dan atom-atom, elektron-elektron, disusun kembali untuk membentuk produk. Dalam reaksi pembakaran oksidasi cepat oleh elemen yang mudah terbakar yang menghasilkan energi akan terbentuk. Bahan bakar dikatakan terbakar sempurna jika unsur karbon yang terkandung dalam bahan bakar terbakar menjadi karbon dioksida, atau semua hidrogen terbakar menjadi air, dan sulfur menjadi sulfur dioksida. Sebagai ilustrasi dari jumlah teoritis udara pada pembakaran metan, pada reaksi ini hasil pembakaran hanya mengandung karbon dioksida, air, dan nitrogen. Hal-hal yang berhubungan dengan reaksi kimia perlu mengingat bahwa massa dikonservasi sehingga massa hasil pembakaran sama dengan massa pereaksi.

Massa total dari masing-masing elemen kimia harus sama pada kedua sisi persamaan. Walau elemen yang ada berbeda senyawa kimianya dalam pereaksi dan hasil reaksi, akan tetapi jumlah mol pereaksi dengan hasil pembakaran dapat berbeda, jumlah udara minimum yang mensuplai oksigen secukupnya untuk pembakaran sempurna semua karbon, hydrogen, dan sulfur yang terkandung dalam bahan bakar disebut dengan stoikhiometrik jumlah udara.


(24)

Sebagai ilustrasi dari jumlah teoritis udara pada pembakaran metana, pada reaksi ini hasil pembakaran hanya mengandung karbon dioksida, air, dan nitrogen[8,629].

(

2 2

)

2 2 2

4 a O 3.76N bCO cH O dN

CH + + → + + ... [2.5]

Dimana a, b, c, d mewakili jumlah mol oksigen, air, karbon dioksida, dan nitrogen. Angka 3,76 mol nitrogen adalah dikonsiderasikan untuk menyertai oksigen. Dengan menerapkan konservasi massa pada karbon, hydrogen, oksigen, dan nitrogen adalah :

C : b = 1 H : 2c = 4 O : 2b + c = 2a N : d = 3,76a Sehingga persamaan di atas menjadi :

(

2 2

)

2 2 2

4 2O 3,76N CO 2H O 7,52N

CH + + → + +

Koefisien 2 sebelum

(

O2+3,76N2

)

adalah jumlah mol oksigen dalam udara pembakaran, per mol bahan bakar, bukan jumlah udara. Jumlah udara pembakaran adalah 2 mol oksigen ditambah 2×3,76 mol nitrogen yang memberikan 9,52 mol udara per mol bahan bakar.

Untuk menghitung air fuel ratio AFR berdasarkan massa[8,629]:

AFR AF

M M

bakar bahan

udara

  

= × =

  

 × 9,52 04

, 16

97 28

) ) (

) ( (

bakar bahan kg

udara kg

....[2.6]

Dimana :

bakar bahan mol

udara mol

AF= )

) (

) ( (

bakart bahan kmol

udara kmol


(25)

31

Untuk bahan bakar hidrokarbon dengan rumus CmHn reaksi pembakarannya adalah:

(

O aN bH O

)

mCO a m n N n b m n H O

n m H

Cm n 2 2 2 2 2 2

4 4 4 4          + + +          + + → + +       + +

dimana : a = perbandingan volume N dengan 2 O di udara 2 b = perbandingan volume H2Odengan O di udara 2

Untuk bensin m = 8, n = 18,dan bahan bakar diesel m = 12, n = 26

Biasanya jumlah udara yang disuplai lebih atau kurang dari jumlah teoritis. Jumlah udara aktual yang disuplai biasanya diekspresikan dengan persen udara teoritis, contoh, 150% udara teoritis artinya udara aktual yang disuplai adalah 1,5 dari jumlah udara teoritis. Dengan bantuan pembakaran air jenuh yang dipompa ke boiler akan berubah menjadi uap jenuh atau uap panas lanjut. Kerja fluida siklus komplit dimana fluida meninggalkan pompa disebut feedwater boiler. Laju keseimbangan

massa dan energi pada volume atur boiler tertutup adalah : . 2 1 . in Q h h m = − dimana . . in Q m

adalah laju pindahan panas dari sumber energi masuk ke fluida kerja per satuan massa lewat turbin.

2.4. Analisis Termodinamika pada Turbin

Di dalam turbin terjadi pelepesan energi untuk menggerakkan beban (generator dan kompresor). Uap yang disuplai dari boiler akan berekspansi sehingga tekanannya naik dan mampu mendorong tingkat sudu turbin.

Turbin adalah suatu peralatan dimana kerja dibangkitkan sebagai hasil dari lewatnya uap melalui barisan sudu-sudu yang terpasang pada poros yang dapat bebas berputar. Dengan menggunakan konservasi massa dan konservasi energi uap dari boiler mempunyai tekanan dan temperatur yang tinggi dan diekspansikan lewat turbin


(26)

untuk memproduksi kerja dan disalurkan ke dalam kondensor pada tekanan relatif rendah, dengan mengabaikan pindahan panas ke sekeliling laju keseimbangan massa dan energi untuk volume atur sekeliling turbin pada keadaan tunak adalah[8,325]:

(

)

2 2

. . .

3 4

3 4 3 4

0

2

cv t

V V

Q W m hhg z z

= − + − + + −

  ... [2.7]

Atau . 3 24 . t W h h m     = −     (kj/kg) Dimana .

m laju aliran massa fluida kerja,

. . t W m        

laju yang mana kerja dihasilkan

persatuan massa uap lewat turbin, dan perubahan energi kinetik dan energi potensial diabaikan. Efisiensi termal siklus daya adalah[8,325] :

(

)

(

)

. .

. .

3 4 2 1

. 3 2 . p t thermal in W W

h h h h

m m

h h

Q m

η == − − − −

− ...[2.8]

Kerja bersih yang dihasilkan sama dengan jumlah kalor netto yang dimasukkan, maka efisiensi termal dapat juga dituliskan sebagai berikut[8,325] :

(

)

(

)

. . . . . . . . . . 4 1 3 2 1 1

in out out

thermal

in in

Q Q Q

m m m

Q Q

m m

h h

h h

η = − = −

− = −

….. [2.9]

Parameter lain yang digunakan untuk menunjukkan performans pembangkit tenaga adalah back work ratio, bwr, didefenisikan sebagai perbandingan kerja input pompa terhadap kerja yang dihasilkan turbin. Back work ratio untuk siklus daya[8,326] :


(27)

33

bwr =

(

)

(

)

.

.

2 1

.

3 4

.

p

t

W

h h

m

h h

W m

− =

….. [2.10]

2.5. Modifikasi Siklus Rankine pada PLTU

Modifikasi siklus Rankine bertujuan untuk meningkatkan efisiensi siklus dalam hal ini dibuat ekstraksi uap untuk memanaskan air pengisian ketel, sehingga kerja ketel berkurang dan kebutuhan bahan bakar juga berkurang. Pada prakteknya turbin uap dengan tekanan awal yang tinggi biasa dibuat dengan ekstraksi yang biasanya berjumlah 5 sampai 7 tingkat ekatraksi. Untuk turbin dengan parameter uap kritis panas lanjut, jumlah ekstraksi dapat mencapai sebanyak 8 sampai 9. Uap yang di ekstraksi dari tingkat-tingkat menengah biasanya dimanfaatkan pada pemanas air pengisian ketel. Untuk turbin uap tekanan menengah jumlah ekstraksi dibatasi hanya 1 sampai 4.

Salah satu modifikasi dari siklus Rankine dapat dilihat pada gambar berikut :

Gambar 2.4. Diagram alir siklus Rankine dengan satu tingkat ekstraksi[2,530]

BOILER

DEAERATOR

P2

P1

KONDENSER TURBIN

V

1 2

3 4

5


(28)

Uap panas lanjut dari ketel memasuki turbin, setelah melalui beberapa tingkatan sudu turbin, sebagian uap diekstraksikan ke deaerator, sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan didalam kondensor. Selanjutnya air dari kondensor dipompakan ke deaerator juga. Di dalam deaerator, uap yang berasal dari turbin yang berupa uap basah bercampur dengan air yang berasal dari kondensor. Kemudian dari deaerator dipompakan kembali ke ketel, dari ketel ini air yang sudah menjadi uap kering dialirkan kembali lewat turbin.

Tujuan uap diekstraksikan ke deaerator adalah untuk membuang gas-gas yang tidak terkondensasi sehingga pemanasan pada ketel dapat berlangsung efektif, mencegah korosi pada ketel, dan meningkatkan efisiensi siklus.

.

Untuk mempermudah penganalisaan siklus termodinamika ini, proses-proses tersebut di atas disederhanakan dalam bentuk diagram berikut :

.

Gambar 2.5. Diagram T-s siklus Rankine dengan satu tingkat ekstraksi[2,530]

T

s 1

2 3

4

5

6

7 v


(29)

35

2.6. Klasifikasi Turbin Uap

Ada beberapa cara untuk mengklasifikasikan turbin uap, yaitu:

1) Berdasarkan arah aliran uapnya

a) Turbin aksial, yaitu turbin dengan arah aliran uap sejajar dengan sumbu

poros.

b) Turbin radial, yaitu turbin dengan arah aliran uap tegak lurus terhadap sumbu

poros.

2) Berdasarkan prinsip kerjanya.

a) Turbin aksi (impuls), yaitu turbin yang perputaran sudu-sudu geraknya

karena dorongan dari uap yang telah dinaikkan kecepatannya oleh nozel. Yang termasuk turbin aksi (impuls), adalah :

1) Turbin Uap De-Laval

Turbin uap De-Laval adalah turbin uap yang bekerja dengan prinsip impuls aksi dengan aliran aksial, satu tingkat tekanan dan satu tingkat kecepatan. Turbin uap ini memiliki satu susunan sudu gerak sehingga seluruh droping energi (energi jatuh) potensial uap akan dikonversikan oleh sudu-sudu gerak. Putaran yang dihasilkan turbin uap ini sangat besar dan daya yang dihasilkan maksimum 1.500 kW, sehingga turbin ini biasanya digunakan untuk kapasitas generator yang kecil.

Keuntungan turbin uap ini adalah konstruksinya yang sederhana sehingga ongkos pembuatannya murah serta perakitannya pun mudah. Kerugian utama dari turbin uap ini adalah kapasitasnya yang kecil, efisiensi yang rendah, dan putarannya yang terlalu tinggi sehingga memerlukan transmisi roda gigi untuk mendapatkan putaran yang dibutuhkan untuk menggerakkan generator listrik.


(30)

Keterangan gambar :

1. Poros 2. Cakram 3. Sudu gerak 4. Nozel 5. Stator 6. Pipa buang

Gambar 2.6. Turbin impuls De-Laval tingkat tunggal dan diagram efisiensinya[13,74].

2) Turbin Uap Curtis

Turbin uap Curtis adalah turbin uap yang bekerja dengan prinsip impuls aksi dengan aliran aksial, sistem tingkat tekanan tunggal dan lebih dari satu tingkat kecepatan. Turbin uap ini memiliki putaran yang lebih rendah dari turbin uap De-Laval dan daya yang dihasilkan dapat mencapai 4.000 kW, sehingga turbin uap ini dapat dipakai untuk kapasitas generator yang sedang.

Dalam turbin uap Curtis ini, uap hanya diekspansikan pada nozel (sudu tetap yang pertama) dan selanjutnya tekanan konstan sedangkan dalam baris sudu gerak tidak terjadi ekspansi.

Meskipun demikian, dalam kenyataannya penurunan tekanan yang kecil di dalam sudu gerak tidak dapat dihindarkan berhubung adanya gesekan, aliran turbulen dan kerugian lainnya. Keunggulan jenis turbin uap ini adalah konstruksinya sederhana, mudah dioperasikan namun efisiensinya rendah.


(31)

37

Keterangan gambar :

1. Poros 2. Cakram 3. Baris pertama sudu gerak 4. Nozel 5. Stator 6. Baris kedua sudu gerak 7. Sudu pengarah.

Gambar 2.7. Turbin impuls Curtis tingkat tunggal dengan dua tingkat kecepatan dan diagram efisiensinya[13,80].

3) Turbin Uap Zoelly/Rateau

Turbin uap Zoelly/Rateau bekerja dengan prinsip impuls aksi dengan sistem tekanan bertingkat. Tekanan uap turun secara bertahap di dalam baris sudu tetap saja, sedangkan di dalam baris sudu gerak tidak terjadi penurunan tekanan.

Daya yang dihasilkan adalah daya yang besar pada putaran rendah. Sehingga turbin uap ini cocok dipakai sebagai penggerak daya generator yang besar. Keuntungan turbin ini adalah efisiensinya yang tinggi, tetapi biaya konstruksiya mahal. Dengan demikian konstruksinya lebih rumit dari turbin uap satu tingkat tekanan.


(32)

Keterengan gambar :

1 dan 6. Ruang-ruang uap segar dan uap buang 2 dan 4. Nozel 3 dan 5. Sudu gerak

7. Diafragma

Gambar 2.8. Penampang turbin impuls zoelly/Rateau tiga tingkat tekanan[13,89]

4) Turbin Uap Parson

Turbin uap Parson bekerja dengan prinsip reaksi dengan aliran aksial. Turbin uap ini umumnya bertingkat dan untuk kapasitas yang besar dengan putaran yang rendah. Uap mengalami ekspansi baik pada sudu pengarah maupun pada sudu gerak sehingga mengarahkan dorongan pada sudu dalam arah aksial.

Walaupun konversi energi terjadi pada ke dua tipe sudu tersebut, namun yang menghasilkan daya tangensial reaksi hanya sudu-sudu gerak saja, maka turbin uap Parson dinamakan juga sebagai turbin uap semi-reaksi.

Keuntungannya adalah efisiensinya lebih baik dari turbin uap Zolley, akan tetapi sistem pengaturannya lebih rumit dan biaya konstruksinya lebih mahal jika dibandingkan dengan turbin uap De-Laval, Curtis, dan Zoelly.


(33)

39

Gambar 2.9. Penampang turbin Parson reaksi dan diagram efisiensinya[13,107].

b) Turbin reaksi, yaitu turbin yang perputaran sudu-sudu geraknya karena gaya

reaksi sudu-sudu itu sendiri terhadap aliran uap yang melewatinya.

3) Berdasarkan kondisi uap yang meninggalkannya

a) Turbin tekanan lawan (back pressure turbine), yaitu turbin yang tekanan uap bekasnya berada di atas tekanan atmosfir dan digunakan untuk keperluan proses.

b) Turbin kondensasi langsung, yaitu turbin yang uap bekasnya dikondensasikan langsung dalam kondensor untuk mendapatkan air kondensor pengisian ketel. c) Turbin ekstraksi dengan tekanan lawan, yaitu turbin yang sebagian uap

bekasnya dicerat (diekstraksi) dan sebagian lagi digunakan untuk keperluan proses.

d) Turbin ekstraksi dengan kondensasi, yaitu turbin yang sebagian uap bekasnya di cerat (diekstraksi) sebagian lagi dikondensasikan dalam kondensor untuk mendapatkan air kondensat pengisian ketel.

e) Turbin non kondensasi dengan aliran langsung, yaitu turbin yang uap bekasnya langsung dibuang ke udara.


(34)

f) Turbin non kondensasi dengan ekstraksi, yaitu turbin yang sebagian uap bekasnya dicerat (diekstraksi) dan sebagian lagi dibuang ke udara.

4) Berdasarkan tekanan uapnya

1. Turbin tekanan rendah, yaitu turbin dengan tekanan uap masuk hingga 2 ata. 2. Turbin tekanan menengah, yaitu turbin dengan tekanan uap masuk 40 ata. 3. Turbin tekanan tinggi, yaitu turbin dengan tekanan uap masuk diatas 40 ata.

4. Turbin tekanan sangat tinggi, yaitu turbin dengan tekanan uap masuk di atas 170 ata.

5. Turbin tekanan super kritis, yaitu turbin tekanan uap masuk di atas 225 ata.

Dalam merencanakan suatu turbin uap, dibutuhkan kecermatan dalam penentuan jenis turbin uap agar dapat menghasilkan daya yang diinginkan dengan tidak mengalami kerugian-kerugian yang besar.

2.7. Analisa Kecepatan Aliran Uap

Analisa kecepatan aliran uap yang melewati suatu sudu dapat digambarkan sebagai berikut :

Gambar 2.10. Variasi kecepatan uap pada sudu-sudu gerak turbin impuls[13,33].

1. Kecepatan aktual keluar dari nozel (C1) adalah[13,21] :

0 , 1 91,5 h

C = ϕ (m/det) ...[2..11] dimana : ho’ = besar jatuh kalor (entalphi drop)


(35)

41

2. Kecepatan uap keluar teoritis (C1t) adalah[13,24] ϕ1

1

C

Ct = (m/det) ...[2.12]

3. Kecepatan tangensial sudu (U) adalah[13,85]

60 . . nd

U =π (m/det) ….[2..13] dimana : d = diameter pada turbin (m)

n = putaran poros turbin (rpm)

4. Kecepatan uap memasuki sudu gerak pertama (w1) adalah [13,33]

1 1 2

2 1

1 C U 2UC cosα

w = + − (m/det) ….. [2.14]

5. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris pertama (C1u)

adalah [13,76]

1 1

1 C cosα

Cu = (m/det) ….. [2.15]

6. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris kedua (C2u)

adalah[13,76]

2 2

2 C cosα

C u = (m/det) ….. [2.16]

7. Sudut relatif masuk sudu gerak baris pertama (β1) adalah[13,34]

1 1 1 1

sin sin

w

C α

β = ….. [2.17]

8. Sudut relatif uap keluar sudu gerak pertama (β2) adalah[13,34]

) 5 3 ( 1

2 =β − °− °

β ….. [2..18]

9. Kecepatan relatif uap keluar sudu gerak pertama (w2) adalah[13,34]

1

2 .w

w =ψ (m/det) ... [2.19]

10.Kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak pertama (C2) adalah[13,34]

2 2

2 2 2

2 w U 2.U.w .cosβ


(36)

11.Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak kedua (C1,)adalah

[13,85] 2

1' .C

Cgb (m/det) ...[2.21]

2.8. Kerugian Kalor pada turbin uap

2.8.1. Kerugian-kerugian dalam (Internal losses)

1. Kerugian kalor pada katup pengatur

Aliran uap melalui katup-katup penutup dan pengatur disertai oleh kerugian energi akibat proses pencekikan (throtling), kerugian inilah yang disebut dengan kerugian pada katup pengatur.

Jika tekanan uap masuk adalah (P0) maka akan terjadi penurunan tekanan menjadi tekanan awal masuk turbin (P0’). Penurunan tekanan awal (∆P0) diperkirakan sebesar (3-5) % dari P0. Dimana ∆P = P0-P0’, pada perencanaan ini diambil kerugian katup sebesar tekanan 5 % dari tekanan masuk turbin atau dapat dituliskan[13,60] : ∆P = 5 %.P0 ...[2.22]

Kerugian energi ini terjadi pada katup pengatur ditentukan dengan[13,59] : ,

0

0 h

h

h = −

∆ ... [2.23] dimana : h0 = nilai penurunan kalor total turbin.

Nilai penurunan kalor setelah mengalami proses penurunan tekanan akibat pengaturan melalui katup pengatur dan katup penutup yang ditetapkan, h0’ sebesar (3 – 5)% dari Po. Jadi tujuan perencanaan kerugian tekanan yaitu sebesar :

∆P = 5%Po. Kerugian-kerugian yang terjadi pada katup pengatur dapat dilihat pada gambar di bawah ini :


(37)

43

Gambar 2.11. Proses ekspansi uap melalui mekanisme pengatur beserta kerugian-kerugian akibat pencekikan[13,60].

Keterangan gambar : hn = kerugian pada nosel hb = kerugian pada sudu gerak

hc = kerugian akibat kecepatan keluar P0 = tekanan uap masuk turbin

P0’= tekanan uap sebelum masuk nosel P2 = tekanan keluar turbin

H0 = penurunan kalor

H0’= penurunan kalor teoritis

Hi = penurunan kalor yang dimanfaatkan dalam turbin.

2. Kerugian Kalor Pada Nozel (hn)

Kerugian energi pada nosel disebabkan oleh adanya gesekan uap pada dinding nozel, turbulensi, dan lain-lain. Kerugian energi pada nosel ini dicakup oleh koefisien kecepan nozel (φ) yang sangat tergantung pada tinggi nozel.

Kerugian energi kalor pada nozel dalam bentuk kalor[13,25] )

/ ( 2001

- 12 2 1

kg kJ C

C

h t


(38)

dimana:

C1t = Kecepatan uap masuk teoritis (m/det)

C1 = ϕ.C1t = Kecepatan uap masuk mutlak (m/det) hn = Besar kerugian pada nozel (kJ/kg)

Untuk tujuan perancangan, nilai-nilai koefisien kecepatan nozel dapat diambil dari grafik yang ditunjukkan pada gambar dibawah ini:

Gambar 2.12. Grafik untuk menentukan koefisien ϕ fungsi tinggi nozel[13,61]

3. Kerugian Kalor Pada Sudu-sudu Gerak

Kerugian pada sudu gerak dipengaruhi oleh beberapa faktor yaitu : 1. Kerugian akibat tolakan pada ujung belakang sudu

2. Kerugian akibat tubrukan

3. Kerugian akibat kebocoran uap melalui ruang melingkar 4. Kerugian akibat gesekan

5. Kerugian akibat pembelokan semburan pada sudu

Semua kerugian di atas dapat disimpulkan sebagai koefisien kecepatan sudu gerak (ψ). Akibat koefisien ini maka kecepatan relatif uap keluar dari sudu w2 lebih kecil dari kecepatan relatif uap masuk sudu w1.


(39)

45 Kerugian pada sudu gerak pertama[13,85] : hb’=

2001 w - 22 2 1

w

(kJ/kg) ... [2.25] Kerugian pada sudu gerak baris kedua[13,86] :

2001 '2 2 2 ' 1

" w w

hb = − (kJ/kg) ... [2.26] w1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak I

w2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak I w’1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak II w’2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak II

Harga koefisien kecepatan atau faktor ψ dapat diambil dari grafik di bawah ini :

Gambar 2.13. Koefisien kecepatan ψ untuk sudu gerak turbin impuls untuk berbagai panjang dan profil sudu[13,62].

4. Kerugian Kalor Akibat Kecepatan Keluar

Uap meninggalkan sisi keluar sudu gerak dengan kecepatan mutlak C2, sehingga kerugian energi kinetik akibat kecepatan uap keluar C2 untuk tiap 1 kg uap dapat ditentukan sama dengan C22/2 kJl/kg. Jadi sama dengan kehilangan energi sebesar[13,63] :

hc = 2001

2 2

C

(kJ/kg) ... [2.27]

5. Kerugian Kalor Pada Sudu Pengarah[13,86]

2001 2 1 2

2 C

C


(40)

6. Kerugian Kalor Akibat Gesekan Cakram dan Ventilasi

Kerugian gesekan terjadi diantara cakram turbin yang berputar dan uap yang menyelubunginya. Cakram yang berputar itu menarik partikel-partikel yang ada di dekat permukaannya dan memberi gaya-gaya searah dengan putaran. Sejumlah kerja mekanis digunakan untuk mengatasi pengaruh gesekan dan pemberian kecepatan ini.

Kerja yang digunakan untuk melawan gesekan dan percepatan-percepatan partikel uap ini pun akan dikonversikan menjadi kalor, jadi akan memperbesar kandungan kalor uap. Kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi dapat ditentukan dari persamaan berikut[13,64] :

G N

hgca = gca (kJ/kg) ...[2.29]

dimana :

G = massa aliran uap melalui tingkatan turbin (kg/det)

Ngca = daya yang hilang dalam mengatasi gesekan dan ventilasi cakram.

Adapun penentuan daya gesek dan ventilasi cakram ini sering dilakukan dengan memakai rumus sebagai berikut[13,64] :

ρ β.10 . . 1.

. 3 4 10

l n d Ngca

= (kW) ... [2.30] dimana :

β = koefisien yang sama dengan 2.06 untuk cakram baris ganda d = diameter cakram yang diubah pada diameter rata-rata sudu (m) n = putaran poros turbin (rpm)

l1 = tinggi sudu (m)

ρ = bobot spesifik uap di dalam mana cakram tersebut berputar, (kg/m3) ρ =

v

1


(41)

47

7. Kerugian akibat 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. Adanya perbedaan tekanan menyebabkan adanya kebocoran melalui celah ini, yang besarnya[13,64] : h

kebocoran = G Gkebocoran

( h0 - h2) (kJ/kg) ...[2.31] Dimana G kebocoran ditentukan berdasarkan tekanan kritis[13,67]:

Pkr =

5 , 1 z

p 85 ,

0 1

+

× ) ...[2.32] Bila tekanan kritis lebih rendah dari p2 ,maka kecepatan uap di dalam labirin adalah lebih rendah daripada kecepatan kritis dan massa alir kebocoran ditentukan dengan persamaan[13,67]:

Gkebocoran = 100 fs

1 1

2 2 2 1

zp ) p p ( g

υ

(kg/det) ...[2.33]

Sebaliknya, bila tekanan kritis lebih tinggi dari p2, maka kecepatan uap adalah lebih tinggi dari kecepatan kritisnya dan massa alir kebocoran dihitung dengan[13,67] : Gkebocoran = 100 fs

1 1

p 5 . 1 z

g υ ×

+ ... [2.34]


(42)

8. Kerugian Akibat Kebasahan Uap

Dalam hal turbin kondensasi, beberapa tingkat yang terakhir biasanya beroperasi pada kondisi kondisi uap basah yang menyebabkan terbentuknya tetesan air. Tetesan air ini oleh pengaruh gaya sentrifugal akan terlempar ke arah keliling. Pada saat bersamaan tetesan air ini menerima gaya percepatan dari partikel-partikel uap searah dengan aliran.

Jadi sebagian energi kinetik uap hilang dalam mempercepat tetesan air ini[13,69]. hkebasahan = ( 1-x) hi ...[2.35] dimana :

hi = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan memperhitungkan semua kerugian kecuali kebasahan uap

x = fraksi kekeringan rata- rata uap didalam tingkat yang dimaksud

2.8.2 Kerugian-kerugian Luar (External Losses)

Kerugian-kerugian ini merupakan kerugian yang bersifat mekanik, yaitu kerugian energi yang digunakan untuk mengatasi tahanan-tahanan mekanik atau gesekan yang tidak langsung mempengaruhi kondisi uap. Seperti gesekan antara poros dengan bantalan, mekanisme pengatur, pompa minyak pelumas, serta kerugian karena kebocoran pada paking.


(43)

49

2.9. Efisiensi Pada Turbin

1. Efisiensi relatif sudu

Hubungan antara kerja satu kilogram uap Lu pada keliling cakram yang

mempunyai sudu-sudu gerak terhadap kerja teoritis yang dapat dilakukannya adalah[13,71] :

u u u u i i L A L L − = = 0 0 .

η ...[2.36]

2. Efisiensi internal

Hubungan antara kerja yang bermanfaat yang dilakukan oleh sudu dengan 1 kg uap pada tingkat atau di dalam turbin terhadap kerja teoritis yang tersedia adalah[13,71] :

0 1 0 2 0 0 h h h h h h L L i t i i i = − − = =

η ...[2.37]

3. Efisiensi termal

Hubungan antara penurunan kalor adiabatik teoritis di dalam turbin dan kalor yang tersedia dari ketel adalah[13,71] :

q h h h t t − − = 0 1 0

η ...[2.38]

4. Efisiensi relatif efektif

Hubungan antara efisiensi mekanis dengan efisiensi internal turbin adalah[13,71] : η =re ηm.η0i ...[2.39]

Daya dalam turbin dapat dituliskan sebagai berikut : Daya dalam turbin[13,71].

102 427 0 i

i

h G

N = × × (kW) ...[2.40] Daya efektif yang dihasilkan pada turbin adalah[13,72] :

i m

ef N


(44)

Daya efektif turbin dapat juga diperoleh dari hubungan antara daya yang dibangkitkan pada terminal generator Ne dan effisiensi generator ηg, yaitu[13,72] :

efektif e g

N N

=


(45)

51

BAB III

PEMBAHASAN MATERI

3.1. Pemilihan Jenis Turbin

Turbin nekatingkat dengan tingkat tekanan banyak, dipakai di bidang industri sebagai penggerak mula untuk generator listrik kapasitas besar, disebabkan kemampuannya menghasilkan daya yang besar dibandingkan dengan turbin tingkat tunggal, distribusi penurunan kalor pada sejumlah tingkat tekanan akan memungkinkan mendapatkan kecepatan uap yang lebih rendah yang cenderung untuk menaikkan efisiensi turbin.

Dalam perencanaan ini dipilih jenis turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi, sehingga jumlah tingkat turbin akan tidak terlalu banyak, diameter tingkat akhir yang membesar dengan tiba tiba, yang biasa terjadi pada turbin impuls murni, dapat diatasi dengan derajat reaksi. Dari tingkat kelima dibuat satu buah ekstraksi, yang sesuai untuk tekanan awal yang tinggi, yang digunakan untuk memanaskan air pengisian ketel sehingga kerja ketel menjadi berkurang dan efisiensi siklus meningkat.

3.2. Perhitungan Penurunan Kalor Pada Turbin

Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator.


(46)

Berdasarkan data-data survey, diperoleh kondisi-kondisi uap sebagai berikut: 1. Tekanan uap masuk turbin (Po) = 42 Bar

2. Temperatur uap masuk turbin (To) = 480 oC 3. Tekanan uap keluar turbin (P2) = 0,1 Bar

Analisa Termodinamika Untuk Penurunan Kalor

Pada gambar diagram Mollier pada tekanan 42 bar dan suhu 4800 C titik A0, yang merupakan titik untuk menunjukkan kondisi uap kering, diperoleh :

ho = 811,33 kkal/kg,

kemudian melalui titik A0 ditarik garis adiabatik hingga mencapai tekanan 0,1 bar pada titik A1t.

Sehingga diperoleh : h1t = 530 kkal/kg

maka penurunan kalor :

Δh = 811,3 kkal/kg – 530 kkal/kg = 281,33 kkal.kg

Kerugian pada katup pengatur diambil 5% dari tekanan uap kering. Penurunan tekanan pada katup pengatur :

∆P = 0,05 x Po = 0,05 x 42 bar = 2,1 bar

Sehingga tekanan sebelum masuk nosel adalah : Po' = Po - ∆P

Po' = 42 bar – 2,1 bar = 39,9 bar

Dengan menarik garis A’0 sampai pada tekanan 0,1 bar (titik A’1t) diperoleh : h’1t = 531,70 kkal/kg. Sedangkan temperatur uap sesudah katup pengatur dicari


(47)

53

dengan interpolasi, diperoleh temperatur uap sebesar 478,60C. Sehingga penurunan kalor teoritis akibat kerugian adalah :

Δh’ = 811,33 kkal/kg – 531,70 kkal/kg = 279,63 kkal/kg.

hi

ho

h1t

h'1t

A'1t

A1t

Ao A'o

? h ? h'

A1

480°C 39,9 bar 42 bar

h (kj/kg)

s (entropi)

Gambar 3.1 Diagram Mollier untuk proses penurunan kalor pada turbin

3.3. Perhitungan Tekanan dan Temperatur Ekstraksi

Temperatur jenuh uap pada tekanan buang 0,1 bar dari tabel uap adalah ts = 45,81 0 C. Diasumsikan bahwa effisiensi dalam turbin sebesar 0,820 sehingga penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin adalah sebesar :

691 , 230 820 , 0 33 , 281 0

0 = =

=h x x

hi η i kkal/kg.

Dengan mengambil 1 tingkat ekstraksi untuk pemanasan air pengisian ketel (feed water) dan air pengisian ketel (feed water) dipanaskan pada derajat yang sama. Temperatur ekstraksi sebesar 2350C diperoleh dari data survey.

Untuk menentukan tekanan ekstraksi terlebih dahulu ditentukan temperatur jenuh uap, yang diperoleh dari persamaan : ts = teks + δt, dimana δt merupakan perbedaan antara temperatur jenuh uap pemanas air pengisian ketel (dalam hal ini


(48)

temperatur ekstraksi) dengan temperatur air pengisian ketel, yang biasanya diambil sebesar[13,72] (5-7 )°. Dalam perencanaan ini diambil sebesar 60.

Sehingga temperatur jenuh uap pemanas adalah sebesar : ts = 2350 + 60 = 2410C,

Maka dengan menggunakan diagram I-s pada temperatur uap jenuh sebesar 2410C diperoleh tekanan ekstraksi, yaitu : Peks = 3,9 bar, dan entalpi pada tekanan ekstraksi adalah heks = 108,98 kkal/kg, seperti yang diperlihatkan pada gambar berikut.

0,1 bar

P

eks

= 3,9

b

s (entropi) h (kj/kg)

42 bar 39,9 bar 480°C

A1

? h' ? h

A'o Ao

A1t

A'1t

h'1t

h1t

ho


(49)

55

Gambar 3.3 Instalasi pembangkit tenaga uap

T

s

1

2 3

4

5

6

7 v

v 480 Co

Gambar 3.4 Diagram T-s dengan satu tingkat ekstraksi

3.4. Analisa termodinamika pada diagram T-s untuk turbin uap dengan satu

tingkat ekstraksi.

Keadaan 1:

P1 = 0,1 bar = 10 kPa

Dari tabel uap saturated water diperoleh : h1 = hf = 191,5335 kJ/kg v1 = vf = 0,001010295 m3/kg

BOILER

DEAERATOR

P2

P1

KONDENSER TURBIN

V

Wt

1 2

3 4

5

6 7

42 bar 480 Co

42 bar

3,9 bar

3,9 bar

3,9 bar

0,1 bar


(50)

keadaan 2 :

P2 = 3,9 bar 0,39 MPa

s2 = s1, h2 = Wp1+h1 = [v1 x (P2-P1)+ h1]

= [0,001010295 m3/kg x (390-10) kPa + 191,5335 kJ/kg] = 192,224 kJ/kg

Keadaan 3 :

P3 = 3,9 bar = 0,39 Mpa h3 = hf = 604,704 kJ/kg v3 = vf = 0,0010828 m3/kg

Keadaan 4 :

P4 = 42 bar = 4,2 Mpa

s4 = s3, h4 = Wp2 + h3 = [v3 x (P4 – P3) + h3]

= [0,0010828 m3/kg x (4200-390) kPa + 600,768 kJ/kg] h4 = 604,8935 kJ/kg

Keadaan 5 :

P5 = 42 bar T5 = 480°C,

h5 = 3396,812 kJ/kg s5 = 7,004308 kJ/(kg.K)

Keadaan 6 :

P6 = 4 bar = 0,4 Mpa

s6 = s5 , dengan interpolasi diperoleh : h6 = 2785,817 kJ/kg

Keadaan 7 :

P7 = 0,1 bar = 10 kPa

s7 = s5 , h7 = hf + x7.hfg ,

dimana x7 = kJ kg K

s s s

fg f

.. / 8473 , 0 5009

, 7

6493 , 0 004308 ,

7

7

= −

= −


(51)

57

maka, h7 = 191,83 kJ/kg + (0,8473)(2392,8 kJ/kg) Maka diperoleh fraksi uap ekstraksi, yaitu :

1590520 ,

0 224 , 192 348 , 2785

224 , 192 74 , 604

2 6

2

3 =

− − =

−− =

h h

h h α

Selanjutnya dari diagram i-s diperoleh : hieks = 108,98 kkal/kg

hiz = 119,668 kkal/kg Sehingga dari persamaan :

(

)

[

]

m g

z i eks

i h x

h

xNe G

η η α − + =

1 860 0

Dimana : Ne = daya nominal pada terminal generator, yaitu sebesar 10.000 kW hieks = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada titik ekstraksi

hiz = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat terakhir. ηm = effisiensi mekanis turbin, yaitu ηm = 0,9878 (Gambar 3.5)

ηg = effisiensi generator, yaitu ηg = 0,9565 (Gambar 3.6)


(52)

Gambar 3.6 Effisiensi Generator[13,74]

Sehingga massa alir uap total yang melalui turbin adalah :

(

)

[

x

]

kg jam

G 43.423 /

9565 , 0 9878 , 0 668 , 119 1590520 ,

0 1 98 , 108

000 . 10 860

0 =

× ×

− + =

G0 = 12,0619 kg/det.

Maka massa alir uap yang diekstraksi adalah :

Geks = G0x α = 12,0619 kg/det x 0,1590520 = 1,91847 kg/det Dan massa alir uap yang melalui turbin setelah ekstraksi adalah :

G = G0 – Geks = 12,0619 kg/det – 1,91847 kg/det = 10,14343 kg/det.

3.5. Perhitungan Daya Generator Listrik

Faktor daya atau faktor kali yang disebut dengan cos (ϕ)besarnya tidak konstan tergantung pada beban listrik yang digunakan. Ada 2 unsur yang terpakai dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang digunakan dalam satuan Watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya.


(53)

59

2. Daya reaktif (V.I sin ϕ) yang diukur dengan satuan MVAR. Daya ini hanya membebani biaya investasi, bukan biaya operasi, yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya.

Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena: a. Karakteristik beban itu sendiri.

b. Proses konversi daya di dalam alat itu sendiri.

Dari penjelasan di atas, 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 (MVAR)

Daya Semu (MVA)

Daya Nyata (MW)

ϕ

Gambar 3.7 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator

Dari gambar 3.7 di atas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya terpasang generator adalah daya nyata (MW), maka :

P = PG . cos ϕ Dimana :

P = daya terpasang generator listrik = 10 MW PG = daya yang dibutuhkan generator listrik (MVA)


(54)

cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9. harga yang tergantung pada pembebanan umumnya diambil cos ϕ = 0,8. Dengan demikian dari persamaan di atas :

8 , 0 10 cos = =

ϕ P PG

5 , 12 =

G

P MVA

Sehingga daya netto yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (PN) adalah :

G m

G N

P P

η η ⋅

=

Dimana :

m

η = efisiensi mekanis yang ditentukan dari gambar 3.6 = 0,98

G

η = efisiensi generator yang ditentukan dari gambar 3.7 = 0,955, maka :

955 , 0 98 , 0

5 , 12

× =

N

P

356 , 13 =

N

P MW

3.6. Perancangan Turbin Tingkat Pengaturan(Tingkat 1)

Dengan membuat tingkat pengaturan terdiri dari dua baris sudu ( dua -tingkat kecepatan) dan dengan mengambil penurunan kalor sebesar 70 kkal/kg,

atau sebesar 293,083 kJ/kg maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang sorong uap akan sebesar15 bar dengan mengambil harga (u/c1)opt sebesar 0,246, maka kecepatan mutlak uap keluar nozel:

C1 = 91,5 h = 91,5 70 =765,544 m/det 0 C1t =

ϕ 1 c

= 95 , 0

544 , 765

= 805,836 m/det, Kecepatan keliling sudu:


(55)

61 u = 0,246 x 765,544 m/det

u = 188,324 m/det, diameter rata - rata sudu:

d1 =

n u 60

×

π × = 5700

324 , 188 60 × × π

= 0,631 m atau 631 mm

Dengan melakukan perhitungan pendahuluan untuk tingkat akhir, akan kita peroleh:

α ξ

π 91,5 ν0 υ0 sin 2 × × × × × × = h G dz

0,922m

90 sin 33 , 281 03 , 0 5 , 91 1415 , 3 5 00 , 14 14343 , 10 = ° × × × × × × =

dimana :G = massa alir uap melalui tingkat terakhir, sebesar 10,14343 kg/det ν2 = volume spesifik uap sesudah sudu-sudu gerak tingkat terakhir,

14,00 m3/kg

υ = perbandingan dz terhadap lz, = 5

ξe= kerugian kecepatan keluar dari tingkat terakhir[13,101] dalam persentase, 3%.

α2 = sudut sisi keluar dari baris akhir sudu-sudu gerak[13,101] untuk kerugian kecepatan keluar yang optimum 900

Dengan kecepatan keliling pada diameter rata-rata: u =

60 n d× ×

π =

194 , 275 60 5700 922 , 0 = × ×

π m/det,

Dimana u kecepatan keliling sudu masih dalam batas yang diizinkan. Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, derajat reaksi (ρ) yang


(56)

1. untuk sudu gerak baris pertama ……….2% 2. untuk sudu pengarah ………..5% 3. untuk sudu gerak baris kedua ………….3%. Kecepatan teoritis uap keluar dari tingkat pertama :

C1t = 91,5 (1−ρ)×h0 = 91,5 (1−0,02)×70

C1t = 726,529 m/det Kecepatan mutlak uap keluar nozel :

C1 = φ x C1t

C1 = 0,95 x 726,529 = 689,946 m/det

φ diambil 0,95 karena celah aksial nozel - sudu gerak cukup kecil C1u = φ x cos α1 = 689,946 x cos 200 C = 648,337 m/det.

Dengan mengambil sudut masuk[13,141]uap α1 sebesar 200, diperoleh kecepatan relatif uap terhadap sudu (w1) :

w1 = 1 1

2 2

1 u 2 u C cos

C + − ⋅ ⋅ ⋅ α

= 689,9462 +188,3242 −2×188,324×689,946×cos20 =517,007 m/det Sudut kecepatan relatif :

sin β1 = 1 0

1 1

20 sin 007 , 517

946 , 689 sin = × α

w C

; β1=27,150


(57)

63

Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar sudu gerak I :

w2t = 91,5 0,02 70 526,936

8378 007 , 517 5 , 91 8378 2 0 2

1 + ⋅ = + × =

h w

ρ m/det.

Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I dengan memperhitungkan kerugian :

w2= ψ x w2t =0,86 x 526,936 = 453,165 m/det dimana ψ diambil 0,86.

Dengan mengambil sudut relatif keluar uap (β2) lebih kecil 30 dari sudut kecepatan

relatif masuk uap: β2 =27,150 -30 = 24,150,

diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I :

C2 = 2 2

2 2

2 +u −2⋅uw ⋅cosβ

w

= 453,1652 +188,3242 −2×188,324×453,165×cos24,15 =291,684m/det Dengan sudut keluar:

sin α2 = sin24,15

684 , 291 165 , 453 sin 2 2

2 × β =

c w

; α2 = 39,470 C2u = C2x cos α2 = 291, 684 x cos 39,470 = 225,168m/s

Kerugian kalor pada nozel :

hn = 6,138

8378 946 , 689 259 , 726 8378 2 2 2 1 2

1 −C = − =

Ct

kkal/kg Kerugian kalor pada sudu gerak I:

hb' = 8,630

8378 165 , 453 936 , 526 8378 2 2 2 2 2

2 −ω = − =

ω t


(58)

Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II:

C1' = 91,5 ψgb 0,05 70

8378 684 , 291 88 , 0 5 , 91 8378 2 0 2

2 + × = × × ×

h c

gb

ρ

= 297,544 m/det

Dimana : ρgb adalah derajat reaksi pada sudu pengarah dan ψgb adalah koefisien kecepatan pada sudu pengarah yang besarnya diasumsikan sepantasnya.

2 1

1

1'u C ' cos ' 297,544 cos36,47 239,276m/det

C = × α = × =

Kecepatan teoritis uap pada sisi masuk sudu gerak II :

w1' = 1'

' 1 2

2 '

1 u 2 u C cos

C + − ⋅ ⋅ ⋅ α

= 297,5442 +188,3242 −2×188,324×297,544×cos36,47 =184,054 m/det Sudut masuk untuk sudu gerak kedua α1' diambil 36,47 0

Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :

sin β1' = sin36,47

054 , 184 544 , 297 sin 1' '

1 '

1 × α =

w C

; β1= 740 Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II :

w2't = 91,5 0,03 70 226,791

8378 054 , 184 5 , 91 8378 2 0 2 '

1 + ⋅ = + × =

h w

ρ m/det

w’2= ψ.w2t’ =0,90 x 226,791 = 204,112 m/det

Kecepatan mutlak uap dengan memperhitungkan kerugian: C2 ' =

' 2 ' 2 2 2 '

2 +u −2⋅uw ⋅cosβ

w


(59)

65

sudut[13,141], β2 ' dipilih 35°. Sudut keluar uap sudu gerak II:

sin α2 ' = sin35

965 , 118 112 , 204 sin 2' '

2 '

2 × β =

c w

, α2 ' =100,230

C2 'u = C2 ' x cos α2 ' = 118,965 x cos 100,23 = -21,128m/det Kerugian kalor pada sudu pengarah:

hgb = 3,08

8378 544 , 297 119 , 338 8378 2 2 2 ' 1 2 1 ' = − = −C C t kkal/kg Kerugian kalor pada sudu gerak baris II:

hb'' = 1,166

8378 112 , 204 791 , 26 8378 2 2 2 2 ' 2 2 ' = − = −w w t kkal/kg Kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak baris II:

he = 1,689

8378 965 , 118 8378 2 2 '

2 = =

C

kkal/kg

Efisiensi pada keliling cakram dihitung melalui persamaan:

ad C ) u C u C ( u 2 2 2 1 u − Σ ⋅ ⋅ = η

ηu = 2

544 , 765 )] 128 , 21 168 , 225 ( ) 276 , 239 337 , 648 [( 324 , 188

2× × + + −

=0,7016 Untuk memeriksa ketepatan perhitungan kerugian kerugian kalor yang diperoleh diatas hasilnya dibandingkan dengan hasil hasil yang diperoleh untuk nilai u/c1 yang optimum :

' 0 e '' b gb ' b n ' 0 u h ) h h h h h (

h − + + + + =

η

0,7042

70 ) 689 , 1 166 , 1 08 , 3 630 , 8 138 , 6 ( 70 = + + + + − = ,

kesalahan perhitungan 100% 0,378% 7042 , 0 7016 , 0 7042 , 0 = × − .


(60)

Gambar 3.9 Diagram I-s untuk tingkat pengaturan

Tekanan uap sesudah nosel tingkat pengaturan diperoleh dari diagram i-s dengan mengukurkan besarnya harga kerugian akibat kecepatan dari garis vertikal dari titik h01 yang berpotongan dengan tekanan P2, sehingga diperoleh P1I sebesar 22 bar, seperti yang diperlihatkan pada gambar 3.9.

Uap dari perapat labirin ujung depan dibuang ke ruang sorong uap tingkat ekstraksi dengan tekanan Peks = 3,9 bar, sedangkan tekanan sesudah nozel tingkat pengaturan sebesar P1I = 22 bar.Tekanan kritis diperoleh dari:

pkr = 2,606

5 , 1 50 22 85 , 0 5 , 1 85 , 0 1 = + × = + × z PI bar

Dengan z adalah jumlah ruang perapat labirin, diambil 50 buah.

Karena tekanan sesudah perapat labirin P2 lebih besar dari tekanan kritis pkr, maka besarnya kebocoran ditentukan dengan rumus:

1 1 2 2 1 ) ( 100 υ ⋅ ⋅ − ⋅ × × = I eks I s kebocoran P z P P g f G kebocoran

G 0,0940

2030 , 0 22 50 ) 9 , 3 22 ( 81 , 9 10 20734 , 0 100 2 2 3 = × ×× − × × ×

= − kg/s


(61)

67

d = diameter poros direncanakan sebesar 220 mm Δs = celah antara poros dengan packing labirin( 0,3 mm) ν = volume spesifik uap sesudah nozel (0,2030 m3/kg)

z = jumlah labirin, 50 buah. Kalor total uap sebelum nozel tingkat kedua:

h0 ' = h01 - (h0 - ∑h kerugian)

h0 ' = 811,33 – [(70) –(6,138+8,630+3,08+1,166+1,689+0.9442)] h0 ' = 762,977 kkal/kg

Dengan mengukurkan harga tersebut pada diagram i-s diperoleh kondisi uap sebelum nozel tingkat kedua yaitu sebesar 15 bar dan temperatur 370,560C.

3.7. Penurunan Kalor dari Tingkat Tekanan sampai Ke Tekanan Ekstraksi

Penurunan kalor total teoritis dari tekanan 15 bar; 370,560C ke tekanan ekstraksi 3,9 bar:

h01 = 762,977-683,127 = 79,850 kkal/kg Sedangkan penurunan kalor pada suatu tingkat adalah :

26,59

42 , 0 95 , 0 8378

324 , 188

8378 2 2

2 2

2 2

= ×

× =

× × =

x u hon

ϕ kkal/kg

Dengan membandingkan penurunan kalorh01 terhadap h0II diperoleh bahwa empat tingkat dapat dipasang diantara tingkat pengaturan dengan titik ekstraksi. Dengan membuat penurunan kalor yang sama pada setiap tingkat sebesar:

h0 rata -rata = 26,62

3 850 , 79

= kJ/kg

Penurunan kalor pada setiap tingkat didistribusikan sebagai berikut : Pada tingkat 2 sebesar 26,65kkal/kg

Pada tingkat 3 sebesar 26,75 kJ/kg Pada tingkat 4 sebesar 26,80 kkal/kg


(62)

Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat dari diagram I-s adalah : P3 = 10 bar P5 = 3,9 bar = Peks P4 = 6,47 bar

Pada tingkat kedua turbin untuk memperkecil kerugian pemasukan, kita akan membuat terjadi 5 % reaksi padi setiap baris sudu, untuk tingkat kedua kita pilih u/c1 = 0,462, kecepatan teoritis uap keluar nozel tingkat kedua:

356 , 472 65 , 26 5 , 91 5

,

91 0

1 = × h = × =

C m/det

Kecepatan keliling sudu :

u =u/c1 x C1 =0,462 x 472,356 m/det = 218,229 m/det Diameter rata-rata sudu:

731 , 0 5700

229 , 218 60 60

= ×

× = ⋅ ×

= π π

n u

d m

Penurunan kalor pada nozel tingkat kedua:

h01 = (1-ρ)x h0 = 0,95 x 26,65 = 25,32 kkal/kg, Pada sudu gerak :

h02 = 26,65-25,32 = 1,33 kkal/kg Kecepatan aktual uap:

C1 =91,5×ϕ× h0 =91,5×0,95× 25,32 =437,376 m/det C1 u = C1x cos α1 = 437,376 x cos 120 = 427,818 m/det

Sudut masuk uap[13,141] diambil α1 = 12, sehingga bila ε = 1 tinggi nozel yang akan diperoleh berada dalam jangka yang diizinkan, dan kecepatan teoritisnya:

396 , 460 95

, 0

376 , 437 1

1 = ϕ = =

C t

C m/det, dimana φ = 0,95

Dari segitiga kecepatan diperoleh kecepatan relatif uap terhadap sudu gerak tingkat 2:

w1 = 1 1

2 2

1 u 2 u C cos


(63)

69

= 437,3762 +218,2292 −2×218,229×437,376×cos12° =228,467 m/det, besar sudut kecepatan relatif ini:

sin β1 = 2 10 0

1 2 1 12 sin 467 , 228 376 , 437 sin = × α w C

β1=23,460

Sudut keluar uap relatif β2 dipilih sebesar 21 (β2 = β1 – 30 sampai 50)

sehingga diperoleh ψ = 0,86.

Kecepatan relatif uap terhadap meninggalkan sudu gerak tingkat kedua: w2 = 8378 02 0,86 228,4672 8378 1,33

2

1 + ×h = + ×

w

ϕ = 216,476 m/det

Kecepatan teoritis relatif uap : 251,716 86 , 0 476 , 216 2

2 = = =

ψ w t

w m/det

Selanjutnya dari segitiga kecepatan diperoleh:

C2 = 2 2

2 2

2 +u −2⋅uw ⋅cosβ

w

= 216,4762 +218,2292 −2×218,229×216,476×cos21° =79,237m/det Sudut keluar uap sudu gerak kedua:

sin α2 = 2 2 0

2 2 2 21 sin 237 , 79 476 , 216 sin = × β c w

α2 ' = 1020

C2 u = C2 x cos α2 = 79,237 x cos 102 = -16,474 m/det.

Efisiensi turbin akan sebesar :

ηu = 0,8047

356 , 472 ) 474 , 16 818 , 427 ( 229 , 218 2 ) ( 2 2 2 2

1 − = × × − =

× × ad c u c u c u Dengan menentukan kerugian pada laluan-laluan sudu setiap tingkat diperoleh: Kerugian pada nozel :

kg kkal c

hn 2,467 /

8378 376 , 437 ) 1 95 , 0 1 ( 8378 ) 1 1 ( 2 2 2 1

2 − × = − × =


(64)

Kerugian pada sudu gerak:

kg kkal

hb 2,194 /

8378 476 , 216 ) 1 86 , 0 1 ( 8378 ) 1 1 ( 2 2 2 1

2 − × = − × =

= ψ ω

Kerugian akibat kecepatan keluar :

kg kkal c

he 0,749 /

8378 237 , 79 8378 2 2

2 = =

= .

Untuk memeriksa ketepatan perhitungan yang diperoleh diatas kita akan membandingkan dengan efisiensi yang diperoleh dengan rumus berikut:

7970 , 0 65 , 26 ) 749 , 0 194 , 2 467 , 2 ( 65 , 26 ) (

0 − + + = − + + =

= n e b n u h h h h h η ,

Kesalahan perhitungan : 100% 0,950% 8047 , 0 7970 , 0 8047 , 0 = × − .

Persen error < 2%[13,84]

Kerugian-kerugian akibat gesekan dan pengadukan:

kW u

d

Ngea 3,6049 21,435

10 229 , 218 731 , 0 07 , 1 1 10 07 , 1 6 3 2 6 3 2

. =λ⋅ ⋅ ⋅ ⋅γ = × × × × =

Dimana : λ = koeffisien uap panas lanjut[13,63]

, antara 1,1 dan 1,2, dan untuk uap jenuh sama dengan 1,3.

γ =1/ 0,2774 = 3,6049 kg/m3

adalah volume spesifik uap sesudah nozel.

kg kkal G

N

hgea gea 0,4245 /

06190 , 12 427 435 , 21 102 427 102 = × × = ⋅ × =

Kalor total uap sesudah sudu-sudu dengan memperhitungkan kerugian adalah :

(

) (

)

[

]

kkal kg


(65)

71 Kebocoran uap melalui perapat labirin:

1 1 2 2 2 1 ) ( 100 υ ⋅ ⋅ − ⋅ × × = p z p p g f

Gkebocoran s

0,1453 /det

2774 , 0 15 6 ) 10 15 ( 81 , 9 10 20734 , 0 100 2 2 3 kg = × ×× − × ⋅ × = −

dimana : g = 9,81 m/det2, kecepatan gravitasi z = jumlah labirin, 6 buah

v1= 0,2774 m3/kg, volume uap sesudah nozel. Kerugian akibat kebocoran :

kg kkal h h G G h kebocoran

kebocoran (20,82) 0,2508 /

06190 , 12 1453 , 0 ) ( 0 2 0 = × = − × =

Penjumlahan seluruh kerugian pada tingkat :

kg kkal hkerugian =2,467+2,194+0,749+0,4245+0,2508=6,08 / Σ

Penurunan kalor yang bermanfaat pada tingkat tersebut: kg kkal h

h

hi = 0 −Σ kerugian =26.65−6.08=20,57 /

Efisiensi tingkat:

0,7717

65 , 26 57 , 20 0 = = = h hi tk oi η

Daya yang dibangkitkan oleh tingkat ini :

42 , 1038 102 57 , 20 06190 , 12 427 102 427 0 = × × = × × = i i h G

N kW

Seluruh tingkat yang berikutnya dihitung persis dengan cara diatas dan hasilnya ditabelkan pada lampiran 5.


(66)

3.8. Kelompok turbin tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir

Untuk tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir ditentukan berdasarkan harga penurunan kalornya. Dimana harga penurunan kalor dari tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir sebesar :

kg kkal t

i i

h II 0V 2 700,191 555,577 144,614 /

0 = − = − =

Dengan membagi harga penurunan kalor tersebut sama rata pada enam tingkat berikutnya, maka diperoleh :

kg kkal h rata rata 24,10 /

6 614 , 144

0 − = =

Penurunan kalor pada setiap tingkat didistribusikan sebagai berikut : h0V = 24,20 kkal/kg h0VIII = 24,19 kkal/kg

h0VI = 24,01 kkal/kg h0IX = 24.17 kkal/kg h0VII = 24,15 kkal/kg h0X = 24,05 kkal/kg

Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat dari diagram I-s adalah : P6 = 2,48 bar P9 = 0,47 bar

P7 = 1,48 bar P10 = 0,25 bar P8 = 0,86 bar

Seluruh tingkat-tingkat tersebut dihitung dengan cara yang sama seperti sebelumnya, dan hasilnya ditabelkan pada lampiran 5.

Dari diagram I-s diperoleh bahwa uap sewaktu mengembang dari tingkat kesembilan akan menjadi basah, jadi kerugian akibat kebasahan harus diperhitungkan:

kg kkal h

x x

hkebasahan i 20,20 0,4515 /

2

9658 , 0 9895 , 0 1 2

1 1 2 × =

  

+

= ×    

+ =


(67)

73

x = fraksi kekeringan uap sesudah sudu gerak tingkat sembilan, 2

= 0,9658

h = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan i

memperhitungkan semua kerugian, = 20,20 kkal/kg. 39,9 bar 42 bar ? hi = 230, 691k ka l/ kg ? h' = 27 9,63 k ka l/ kg ? h = 2 81, 33 kka /kg 480°C P2 P3 P4 P5 = Peks

P6 P7 P8 P9 P10 0,1 bar A1 A'1t A1t h'0

hi'1t =531,70kka/kg

hi1t =530kkal/kg h0 =811,3kkal/kg

G ambar 3.10 Proses ekspansi uap pada turbin

3.9. Pengecekan Hasil Perhitungan Kalor Keseluruhan

Dari table lampiran 5 diperoleh penurunan kalor yang dimanfaatkan untuk melakukan kerja mekanis ∑h i =233,01 kkal/kg atau 975,572 kJ/kg dan daya yang dibangkitkan oleh turbin ∑Ni =10939,76 kW, dengan efisiensi-dalam relatif turbin

828 , 0 33 , 281 01 , 233

0 = =

Σ = th o i th i H h

η , yang 0,994 % lebih besar dari nilai yang dipilih

sebelumnya.

Daya yang dihasilkan pada terminal generator:


(68)

Perbedaan antara besarnya daya yang dihitung pada terminal generator dengan dengan daya yang diandaikan adalah = 10265,98 kW - 10000 kW = 265,98 kW , dengan demikian kesalahanya adalah 3 %

Kesalahan desain total adalah 3% - 0,994% = 1,6 % yang masih dapat diizinkan. Jadi desain di atas dianggap memuaskan untuk turbin yang bekerja dengan parameter yang ditetapkan.

Jadi ditetapkan spesifikasi turbin yaitu:

Tekanan uap masuk turbin : 42 bar Temperatur uap masuk turbin : 4800 C Tekanan uap keluar turbin : 0,1 bar

Jenis turbin : Turbin impuls Jumlah tingkat : 10 tingkat

Jumlah ekstraksi : 1 tingkat ekstraksi

Laju aliran massa uap total : 12,06190 kg/det (43.423 kg/jam) Laju aliran massa uap ekstraksi : 1,918468 kg/det (6906,486 kg/jam) Daya keluaran generator : 10 MW

Tekanan ekstraksi : 3,9 bar Putaran poros turbin : 5700 rpm


(1)

Σhkerugian kkal/kg 21.65 6.08 5.71 5.35

η0itk 0.6908 0.7717 0.7856 0.7992


(2)

Lampiran 6

Lampiran 6.1 Tabel Berat Cakram

Tingkat ke- I II 2 3 4 5 6 7 8 9 10

d (mm) 631 631 731 733 744 783 822 858 893 911 923

l"(mm) 20,97 34 19 26 37 54 62 84 110 181 356

r2 (cm) 30,50 29,86 35,60 35,37 35,33 36,46 38,02 38,69 39,17 36,51 28,33 r1 (cm) 15,25 14,93 17,80 17,68 17,67 18,23 19,01 19,35 19,58 18,26 14,17

r0 (cm) 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2 11,2

Y0 (cm) 3 3 3 3 3 3 3 3 4 6 16

Y1 (cm) 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 2 3 8

Y (cm) 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 2

Berat (kg) 25,13 23,71 37,61 36,99 36,90 39,89 44,20 46,10 60,93 73,92 103,93

Lampiran 6.2 Tabel Berat Sudu Gerak

Tingkat ke- I II 2 3 4 5 6 7 8 9

l"(mm) 20,97 34 19 26 37 54 62 84 110 181

Jumlah sudu, zs 124 133 129 136 139 159 173 196 215 223

ampang sudu gerak, F (cm2) 0,48 0,52 1,21 1,32 1,45 1,5 1,8 2,48 3,3 3,4


(3)

Lampiran 7 Lampiran 7.1 Tabel Uap Panas Jenuh


(4)

(5)

(6)

A

A

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

11 12

13 14