Perancangan Turbin Uap Dengan Tekanan Masuk 20 bar dan Temperatur 350 oC Untuk Sebagai Penggerak Alternator

TUGAS SARJANA TURBIN UAP

PERANCANGAN TURBIN UAP DENGAN TEKANAN MASUK 20 BAR DAN TEMPERATUR 350 OC SEBAGAI

PENGGERAK ALTERNATOR

OLEH :

BAMBANG KURNIAWAN 100421014

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2013

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis ucapkan kehadirat Allah SWT atas segala rahmat dan karunia-Nya yang senantiasa penulis dapatkan, sehingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini. Tak lupa juga shalawat beriring salam dihadiahkan kepada junjungan kita nabi Muhammad SAW yang telah menuntun kita semua menuju zaman yang penuh pengetahuan.

Skripsi ini adalah salah satu syarat untuk dapat lulus menjadi Sarjana Teknik di Deparetemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Adapun judul skripsi ini adalah “ Perancangan Turbin Uap Dengan Tekanan Masuk 20 bar

dan Temperatur 350 oC Untuk Sebagai Penggerak Alternator”. Skripsi ini berisikan

perhitungan analisa Thermodinamika dan Performansi, serta dimensi bagian – bagian dari Turbin Uap yang digunakan oleh Pabrik Pengolahan Kelapa Sawit (PKS) PT. Perkebunan Nusantara IV (PERSERO) Unit Usaha Kebun Gunung Bayu Kecamatan Bosar Maligas Kabbupaten Simalungun.

Selama penyusunan skripsi ini, banyak pihak yang membantu penulis untuk menyelesaikan skripsi ini, sehingga penulis perlu untuk berterima kasih kepada : 1. Bapak Dr. Ing. Ikhwansyah Isranuri dan Ir. Syharil Gultom, MT selaku ketua dan

sekretaris Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik Mesin USU.

2. Bapak Ir. Mulfi Hazwi, M.Sc selaku dosen pembimbing yang telah banyak meluangkan waktunya untuk membimbing penulis hingga skripsi ini dapat diselesaikan.

3. Bapak/Ibu staf pengajar dan pegawai Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik Mesin USU yang telah banyak membantu dan memberikan ilmu selama penulis mengikuti masa perkuliahan.

4. Kedua orang tua ayahanda Bapak Pairin dan Ibunda Susi Asmita, serta keluarga besar penulis yang telah memberikan banyak bantuan materil maupun moril dalam kehidupan penulis.

5. Seluruh rekan – rekan mahasiswa Teknik Mesin Ekstensi stambuk 2010 USU.

Penulis menyadari bahwa skripsi ini masih jauh belum sempurna, dari segi penulisan maupun teori. Oleh karena itu, kritik dan saran dari pembaca sangat diharapkan untuk dapat menyempurnakan skripsi ini.

Demikian yang dapat penulis sampaikan, semoga skripsi ini dapat bermanfaat bagi pembaca pada umumnya dan bagi penulis pada khususnya.

Medan, 10 Oktober 2013 Penulis,

NIM: 100421014 Bambang Kurniawan

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR...i

DAFTAR ISI...ii

BAB I PENDAHULUAN...1

1.1. Latar Belakang...1

1.2. Tujuan Penulisan...2

1.3. Batasan Masalah...3

1.4. Sistematika Penulisan...4

BAB II TINJAUAN PUSTAKA...5

2.1 Pengertian Turbin...5

2.2 Sejarah Turbin Uap...6

2.3 Klasifikasi Turbin Uap...8

2.4 Prinsip Kerja Turbin Uap...11

2.5 Diagram Kecepatan Uap...15

2.6 Siklus Turbin Uap...17

2.7 Prinsip Kerja Turbin Uap...19

BAB III METODE PENULISAN SKIPSI...21

3.1 Tempat dan Waktu ...21

3.2 Metode Penyusunan Skripsi...21

BAB IV PERENCANAAN TURBIN UAP...24

4.1 Perencanaan Spesifikasi Turbin Uap...24

4.2 Hasil Survey Penggunaan Energi Listrik...24

4.3 Keadaan Uap Dalam Katub...25

4.4 Perencanaan Daya Turbin...28

4.5 Perencanaan dan Perhitungan Sudu Baris I...29

4.6 Perencanaan dan Perhitungan Sudu Pada Baris II...34

4.7 Analisa Kerugian Energi Kalor...37

4.8 Head Drop...40

4.9 Perencanaan Nozle dan Blade...42

4.10 Pemilihan Jenis Nozle...42

4.11 Perhitungan Ukuran Nozle...44

4.12 Perhitungan Ukuran Sudu – Sudu...46

4.13 Perhitungan Kekuatan Blade...54

4.14 Material Blade...62

4.15 Perhitungan Karangan Sudu...63

4.16 Perencanaan Disc...68

4.17 Perhitungan Tegangan Pada Bagian Disc...69

4.18 Perencanaan Poros...70

4.19 Defleksi Lenturan Statis Poros (fo)...74

4.20 Seal Labyrint...77

4.21 Material dan Rumah Turbin...78

4.22 Konstruksi Rumah Turbin...78

4.23 Perencanaan Bantalan...80

4.24 Pemilihan Bantalan...81

4.25 Bahan Bantalan...81

4.26 Perhitungan Bantalan Radial...82

4.27 Perhitungan Bantalan Aksial...84

4.28 Pelumasan...86

4.30 Koefisien Gesek (f)...88

4.31 Tinggi Film Minyak Pelumas (h)...89

4.32 Gaya Gesek Pada Bantalan (Ar)...89

4.33 Panas Pada Pelumasan (Ør)...90

4.34 Pelumasan Bantalan Aksial...91

4.35 Governors...94

4.36 Effisiensi Thermal Siklus Uap Ideal Rankine...99

BAB V KESIMPULAN DAN SARAN...104

5.1 Kesimpulan...105

5.2 Saran...106

LITERATUR...107

LAMPIRAN...108

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang

Mengingat saat ini energi listrik menjadi kebutuhan yang sangat vital bagi kesejahteraan manusia yang bukan saja digunakan untuk penerangan namun digunakan juga untuk penggerak mesin-mesin, dari mobil sampai Bull Dozer semuanya memerlukan energi listrik.

Potensi komersial energi listrik di masyarakat saya kira sangat menggiurkan bagi orang-orang yang ingin meningkatkan masalah finansial.

Sebagai seorang calon Sarjana, yang telah dibekali ilmu pengetahuan Penulis merasa tertantang untuk mendalami Perpormance dan dimensi Turbin Uap beserta elemen-elemennya.

Ketika melakukan kerja praktek di PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun Penulis mendapat informasi dari Manager Pabrik bahwa terjadi peningkatan kebutuhan listrik pada masyarakat PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun dikarenakan peningkatan penduduk dan peningkatan penerangan jalan, karena itu Penulis mencoba merancang ulang Turbin Uap tetapi dengan Daya yang lebih besar dari yang ada saat ini yaitu dari 704 kW menjadi 1250 kW atau ditingkatkan sebesar 56,32 % sebagai solusi alternatif kebutuhan listrik dimassa yang akan datang.

Keanekaragaman sumber daya alam dunia yang begitu melimpah ruah yang diberikan oleh Allah SWT memiliki banyak manfaat bagi manusia dan tidak ada yang sia-sia, karena dunia Allah ciptakan untuk manusia tetapi manusia diciptakan untuk Allah SWT. Oleh karena itu kita harus mensyukuri nikmat yang telah Allah

berikan, salah satunya dengan memanfaatkan segala materi yang ada di alam ini, karena di dalam setiap materi memiliki energi yaitu energi dalam (U) oleh karena itu terpikir oleh Penulis untuk memanfaatkan energi fluida berupa air untuk menghasilkan energi listrik, dengan mengkonversikan air menjadi uap yang memiliki tekanan dan temperatur tinggi dan mengkonversikan energi potensial fluida menjadi energi kinetik dan menjadi energi mekanik untuk pendorong roda turbin sebagai penggerak Alternator.

1.2. Tujuan Penulisan

Tujuan umum skripsi ini adalah merancang ulang Turbin Uap dengan tekanan 20 Bar dengan temperatur uap 350 0 C dengan Daya 1250 kW .

Tujuan khusus skripsi ini adalah mengetahui kecepatan aliran fluida pada sudu gerak dan tetap, nozzle, perencanaan nozzle, sudu, disc, poros, bantalan, pelumasan dan lain-lainnya yang dianggap penting.

Menjadi manusia yang banyak bermanfaat untuk kebaikan adalah suatu kebanggaan bagi diri saya, karena itu saya merancang sebuah mesin turbin uap sebagai penggerak alternator untuk menghasilkan energi listrik yang dapat mensuplai kebutuhan listrik di pabrik pengolahan Kelapa Sawit (PKS) dan kebutuhan listrik masyarakat sekitarnya.

Data-data yang Penulis dapat dari hasil survey berupa daya 704 KW dan putaran 3000 rpm pada tekanan masuk turbin 20 Bar pada temperatur 350oC, tetapi dikarenakan adanya perkiraan peningkatan kebutuhan listrik dimasa yang akan datang seperti peningkatan jumlah penduduk, penerangan jalan dan lainnya maka dari itu penulis coba merancang ulang Turbin Uap berdaya 1250 kW pada

putaran 3000 rpm dengan tekanan masuk dan temperatur yang sama dan penulis jadikan tantangan untuk merealisasikannya.

Dan tujuan akhir dari penulisan ini adalah untuk mencari dimensi serta kekuatan setiap elemen dari mesin turbin uap ini sendiri.

1.3. Batasan Masalah

Keterbatasan waktu yang begitu singkat rasanya tidak mungkin penulis merancang seluruh elemen dan accessories mesin turbin uap secara detail disebabkan limit waktu yang telah ditentukan oleh Fakultas dan penulis harus secepatnya menyelesaikan tugas sarjana sebagai syarat menjadi Sarjana di Fakultas Teknik USU. Karena itu penulis hanya merancang daya turbin dan elemen-elemen pentingnya saja seperti blade, nozzle, poros, dan bantalan saja sedangkan yang lainnya tidak begitu detail.

1.4. Sistematika Penulisan

Dalam menyusun skripsi ini penulis mensistematikakan skripsi ini sebagai berikut:

BAB I Pendahuluan berisikan Latar Belakang, Tujuan Penulisan ... , Batasan Masalah, dan Sistematika Penulisan.

BAB II Tinjauan Pustaka berisikan, Pengertian Turbin, Sejarah Turbin Uap, Klasifikasi Turbin Uap dan Prinsip Kerja Turbin Uap.

BAB III Perencanaan Daya Turbin berisikan Perencanaan Spesifikasi Turbin Uap, Hasil Survey Kebutuhan Energi Listrik, Keadaan Uap dalam Katup, Perencanaan Daya Turbin, Perencanaan dan Perhitungan Sudu Baris I,

Perencanaan dan Perhitungan Sudu Baris II, Kerugian Energi Kalor, Head Drop yang Berguna pada Turbin.

Dan Bab-bab berikutnya berisikan rancangan elemen-elemen Turbin Uap dan sampai pada kesimpulan dan saran.

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA II.1. Pengertian Turbin

Turbin adalah salah satu mesin pengerak dimana mesin tersebut merupakan pesawat konversi, untuk mengkonversikan energi potensial fluida menjadi energi kinetis dan kemudian dirubah lagi menjadi energi gerak. Berdasarkan fluida yang digunakan, maka turbin terbagi atas tiga bagian :

- Turbin Air - Turbin Uap - Turbin Gas

Dari ketiga turbin diatas ditemui beberapa persamaan antara lain :

1. Nozzle berfungsi untuk merubah energi potensial fluida menjadi energi kinetik. 2. Moving Blade berfungsi untuk merubah tenaga kinetik menjadi tenaga mekanik. 3. Disc Blade berfungsi untuk meneruskan tenaga dari moving blade ke poros,

dimana moving terpasang kuat pada disc.

4. Poros berfungsi untuk meneruskan daya dari disc untuk dipergunakan selanjutnya.

5. Rumah Turbin berfungsi untuk tempat rotor dan perlengkapan lainnya.

Turbin berasal dari bahasa latin, yang asal katanya turbo artinya berputar. Turbin uap adalah pesawat tenaga yang bekerja merubah energi potensial (berupa energi panas uap) menjadi energi listrik mekanik pada poros turbin sebelum dikonversikan menjadi energi mekanik, terlebih dahulu dikonversikan menjadi energi kinetik dalam nozzle (pada turbin implus), atau dalam nozzle dari sudu-sudu pada turbin reaksi.

Ide untuk membuat turbin sudah lama sekali, ini ternyata dari hasil karya seorang Alexandria yang bernama Hero. Dimana Ia telah membuat turbin reaksi pada tahun 120 sebelum Masehi seperti gambar 2.1.

Gambar 2.1. Hero’s Engine

Selang beberapa abad yaitu pada tahun 1629, Geovani Beranca membuat pula sebuah turbin yang bentuknya sangat sederhana dan lebih praktis dari buatan Hero seperti yang ditunjuakn pada gambar 2.2.

Gambar 2.2. Branca’s Engine

Kemudian menyusul pula nama Polikanp Zalesop yang membuat turbin pada tahun 1806-1813 dan kemudian sampai tahun 1830 pekerja-pekerja Nizny juga membuat sebuah turbin. Akan tetapi semua yang tersebut diatas tidak begitu terkenal Universitas Sumatera Utara

dikalangan teknologi namun bagaimanapun juga mereka itu perintis dalam dunia turbin uap.

Setelah pada tahun 1838 seorang insinyur berkebangsaan Swedia yang bernama Dr. Gustav De Laval membuat turbin dari jenis “Single Stage Impulse Turbine and Single Disc” dengan daya 5 Hp, yang kemudian dikenal De Laval. Setahun kemudian yaitu pada tahun 1884 seorang berkebangsaan Inggris C.A Persons.

Dalam tahun 1900 Impulse Principle dari Single Stage De Laval berkembang menjadi Multi Stage dimana di Swedia dipelopori oleh Zoelly, sedangkan di Prancis dipelopori oleh Rateu, yang kemudian dikenal dengan Turbin Zoelly dan Turbin Rateu.

Turbin Rateu ini adalah sebuah turbin yang terdiri dari beberapa buah turbin De Laval yang dipasang atau digabung seri pada sebuah sumbu poros turbin sehingga turbin akan mempunyai beberapa tingkat tekanan dan setiap tingkat tekanan terdiri dari satu tingkat kecepatan.

Kemudian pada tahun itu juga seorang Sarjana Amerika yang bernama Curties membuat pula sebuah turbin Impulse dengan prinsip tekanan tunggal dan tingkat kecepatan ganda. Akhirnya pada tahun 1910 menyusul pula Ljungstrom membuat sebuah turbin dengan prinsip radial reaksi seperti yang ditunjukan pada gambar 3.3.

Gambar 2.3. Prinsip kerja Turbin Ljungstrom

II.3. Klasifikasi Turbin Uap

Turbin uap dapat diklasifikasikan dalam beberapa kategori yang berbeda, tergantung kepada :

- Konstruksinya

- Proses penurunan kalor - Arah aliran

- Kondisi awal dan akhir uap dalam pemakaian

Menurun aliran uap masuk turbin dapat dibagi menjadi:

a. Turbin Axial, dimana pada turbin ini arah uap mengalir sejajar terhadap sumbu poros turbin. Prinsip konstruksinya dapat dilihat pada gambar dibawah ini.

Gambar 2.4. Turbin Aksial

b. Turbin Radial, dimana pada turbin ini arah aliran uap tegak lurus terhadap sumbu poros dari turbin. Turbin ini terbuat dari dua sudu dan

dua poros dimana putaran poros keduanya dalam arah yang berlawanan sehingga kedua poros ini dapat melayani dua macam pembebanan. Prinsip konstruksinya dapat dilihat pada gambar berikut ini.

Gambar 2.5. Turbin radial

Menurut jumlah tekanan maka turbin uap dapat dibagi atas :

a. Single stage impulse Turbin dngan satu atau dua tingkat tekanan, turbin ini umumnya dipakai untuk daya yang besar.

b. Multi Stage Implus and Reaction Turbin, turbin ini menghasilkan daya yang bervariasi mulai dari daya yang kecil sampai daya yang besar.

Menurut proses penurunan kalor, maka turbin uap dapat terbagi atas : a. Turbin kondensasi dengan regenator

b. Turbin kondensasi dengan satu atau dua peceratan c. Turbin tekanan lawan

d. Turbin tekanan rendah. e. Turbin tekanan campuran

Menurut kondisi atau tekanan uap masuk, maka turbin ini dapat terbagi atas : a. Turbin tekanan rendah, yaitu sebesar 1,2 – 2 ata

b. Turbin tekanan tinggi, yaitu sebesar 2-40 ata

c. Turbin tekanan sangat tinggi, 100-170 ata dan temperatur yang dibutuhkan 550oC.

d. Turbin tekanan super kritis, mencapai tekanan 225 ata.

Menurut tempat pemakaiannya di bidang industry, maka turbin dapat dibagi atas : a. Turbin Stationer dengan putaran yang konstan yang dipakai untuk

penggerak alternator.

b. Turbin Stationer dengan putaran yang bervariasi yaitu dipakai pada kapal, kereta api dan lain-lain.

Menurut sistem kerja turbin dapat dibagi atas beberapa bagian yaitu :

a. Turbin impulse atau turbin aksi atau juga disebut turbin tekanan rata, dimana perubahan energi potensial menjadi tekanan kinetik hanya terjadi pada nozzle, sedangkan pada moving blade tekanan dan volume tetap.

b. Turbin reaksi, pemuaian uap terjadi pada nozzle maupun pada moving blade, contohnya turbin Person dan turbin Ljungstorm.

c. Turbin kombinasi, biasanya susunan turbin impulse di depan dan turbin reaksi di belakang. Contoh turbin kombinasi :

• Tubin Curtis dengan turbin person. • Turbin Curtis dengan turbin Zoelly. • Turbin delaval dengan turbin person. Menurut gabungannya maka turbin dapat dibagi atas :

a. Gabungan kecepatan (velocity compounding)

Konstruksinya terdiri dari satu cakra dengan beberapa buah sudu

pengarah, sesuai dengan jumlah sudu gerak. Gambarnya dapat dilihat seperti berikut :

b. Turbin dengan gabungan tekanan atau pressure compounding.

Turbin ini dibuat dari beberapa buah nozzle diikuti dengan beberapa buah sudu jalan.

II.4 Prinsip Kerja Turbin Uap

Pada roda turbin terdapat sudu dan fluida kerja mengalir melalui ruang diantara sudu tersebut, apabila kemudian ternyata bahwa roda turbin dapat berputar, maka ada gaya yang bekerja pada sudu. Gaya tersebut timbul karena terjadinya perubahan momentum dari fluida kerja yang mengalir diantara sudunya.

Jadi sudu haruslah dibuat sedemikian rupa sehingga dapat menjadi perubahan momentum pada fluida kerja tersebut, hal ini akan dijelaskan pada gambar berikut ini.

Gambar 2.7. Roda turbin

Dari gambar 2.7 penampang roda turbin akan dijelaskan lagi irisan sudu-sudu pada suatu jarak tertentu dari suatu sumbu poros turbin. Gambar tersebut dapat dilukiskan seperti pada lukisan berikut ini.

Gambar 2.8. Tekanan uap masuk dan keluar

Untuk mempermudah penganalisaan, maka pertama-tama diadakan beberapa idealisasi sebagai berikut :

a. Aliran dianggap steady, uniform dan satu dimensi. b. Tidak ada benda lain diantara sudu-sudu.

c. Pengaruh gravitasi ditiadakan.

Kemudian uap ditinjau dari ruang antara dua sudu-sudu yang berdekatan. Seperti pada gambar 2.8 dimana perubahan momentum uap persatuan waktu (M) lalah : M = G/g . c

Dan gaya tekannya (Fp) ialah : Fp = p . A

Dimana:

G = bayak uap mengalir persauan waktu C = kecepatan absolut dari fluida kerja g = garvitasi

p = tekanan fluida kerja

A = luas penampung saluran uap

l/e = menyatakan keluar dan masuk sudu

R = gaya reaksi sudu terhadap uap Maka gaya yang bekerja pada uap dan menyebabkan terjadinya perubahan mementum adalah sebagai berikut:

R + (Fpi + Fpe) = Me-M1 sehingga gaya reaksi sudu

terhadap uap adalah :

R = (Ms-M1)-(Fpi + Fpe) Hukum Newton III menyatakan bahwa aksi = reaksi, oleh karena itu gaya dari fluida kerja atau uap ialah :

F = -R = -(Me-M1) + (FpI + Fpe) F = G/g (ci - ce) + (pi .Ai+ Pe - Ae )

Apabila (Fr, - Fpe) = 0 atau sangat kecil diandingkan dengan (Me – Mi), maka:

F = G/g (c, - ce)

Dimana kecepatan c dan gaya F serta kecepatan c, dan ce masing-masing dapat

diuraikan menjadi dua komponen yaitu :

Fu = gaya tangebsial sejajar dengan kecepatan roda turbin. Fa = gaya aksial sejajar dengan sumbu roda turbin.

F = Fu + Fa ci = ciu + cia ce = ceu + cia

dimana:

u dan e menyatakan arah tangensial dan arah aksial maka akibat dari : F = G/g (_ci- ce) - G/g . cu

F = G/g (ciu – ceu)

Gaya-gaya tersebut dilukiskan pada halaman dimana akan terlihat Fu adalah gaya yang menyebabkan roda turbin berputar dan menghasilkan daya. Oleh karna itu sudu harus dibuat sedimikian rupa. Sehingga diperoleh (ciu – ceu) yang besar. Sedangkan Fa

adalah gaya yang aksial yang harus ditahan oleh bantalan, maka harus dibuat sekecil mungkin.

Tetapi hal tersebut diatas tidak dapat dilaksanakan begitu saja, oleh karena pembelokan fluida yang terlalu tajam dan saluran sudu yang terlalu panjang sehingga akan mengakibatkan kerugian-kerugian energi yang lebih besar, maka usaha tersebut diatas ada batasnya.

Dengan berputarnya roda turbin jelaslah bahwa fluida kerja yang mengalir melalui ruang antara sudu yang berputar, oleh sebab itu kecepatan absolud fluida kerja (c) adalah kecepatan keliling tangrnsial (u) dari sudu ditambah kecepatan relatif (v) dari uap yang masuk.

Kecepatan relatif (v) adalah kecepatan uap yang kita lihat apabila benda berada bersama-sama sudu yang bergerak dari luar turbin tidak berputar .

cos cos

Sedangkan kecepatan absolut adalah krcrpatan fluida kerja yang kita lihat dari turbin, sedangkan besarnya kecepatan keliling atau tangensial dari sudu adalah:

u = π.D.n

dimana D adalah diameter roda turbin dan n adalah putarn poros.

Gambar 2.9. Kecepatan fluida masuk dan keluar

Untuk turbin aksial kecepatan tangensial masuk (ui) = kecepatan uap keluar (ue) +

kecepatan keliling rat-rata (u) seperti terlihat pada gambar 2.9 diatas.

II.5. Diagram Kecepatan Uap

Berdasarkan persamaan berikut: c = u + v

c = ui + vi

c = ue + ve

u = π.D.n ui = ue = u

maka diagram kecepatan fluida dapat digambarkan sebagai berikut:

Gambar 2.10. Diagram kecepatan (c = u + v) ciu = uiu + u

ceu = ueu + u

sehingga dengan mengurangi ciu dan c maka diperoleh:

cu = ueu + veu

= viu + veu

dari persamaan sebelumnya diperoleh: F = G/g (ciu - ceu)

dapat pula ditulis dengan rumus: Fu = G/g (ciu - ceu) = F = G/g (viu - veu)

Dimana: ciu = ci cos ᴓ

ceu = ce cos ᴓ

viu = vicos βi

viu = vecos βe

II. 6. Siklus Turbin Uap

Siklus Renkine setelah diciptakan langsung diterima sebagai standar untuk pembangkit daya yang menggunakan uap (steam ). Siklus Renkine nyata yang digunakan dalam instalasi pembangkit daya jauh lebih rumit dari pada siklus renkine ideal asli yang sederhana. siklus ini merupakan siklus yang paling banyak digunakan untuk pembangkit daya listrik sekarang ini. Oleh karena siklus Rankine merupakan sikus uap cair maka paling baik siklus itu digambarkan dengan diagram P-v dan T-s dengan garis yang menunjukkan uap jenuh dan cair jenuh. Fluida kerjanya adalah air (H2O).

Turbin Uap adalah salah satu komponen dasar dalam pembangkit listrik tenaga uap. Dimana komponen utama dari sistem tersebut yaitu : Ketel,

kondensor, pompa air ketel, dan turbin itu sendiri. Uap yang berfungsi sebagai fluida kerja dihasilkan oleh katel uap, yaitu suatu alat yang berfungsi untuk mengubah air menjadi uap.

Gambar 2.11. Siklus rankine

Siklus ideal yang terjadi didalam turbin adalah siklus Renkine ; Air pada siklus 1 dipompakan, kondisinya adalah isentropik s1 = s2 masuk ke boiler dengan tekanan

yang sama dengan tekanan di kondenser tetapi Boiler menyerap panas sedangkan kondenser melepaskan panas, kemudian dari boiler masuk ke turbin dengan kondisi super panas h3 = h4 dan keluaran dari turbin berbentuk uap jenuh dimana laju

aliran massa yang masuk ke turbin sama dengan laju aliran massa keluar dari turbin, ini dapat digambarkan dengan menggunakan diagram

T-s berikut:

Menurut Hukum pertama Thermodinamika, kerja yang dihasilkan oleh suatu proses siklus adalah sama dengan Jumlah Perpindahan Kalor pada fluida kerja selama proses siklus tersebut berlangsung. Jadi untuk proses Siklus

1 – 2 – 2’ – 3 – 3’ – 4 – 1 Dengan rumus: W = φ T dS

W = Kerja per satuan berat fluida kerja

Ds = Luas 1 – 2 - 2 – 2’ – 3 – 4 - 1 pada diagaram ( T – s )

Dalam kenyataan Siklus sistem Turbin Uap menyimpang dari Siklus Ideal (Siklus Rankine ) antara lain karena faktor tersebut dibawah ini :

1. Kerugian dalam pipa atau saluran fluida kerja, misalnya kerugian gesekan dan kerugian kalor ke atmosfer disekitarnya .

2. Kerugian tekanan dalam ketel uap

3. Kerugian energi didalam turbin karena adanya gesekan pada fluida kerja dan bagian-bagian dari turbin.

II.5. Prinsip Kerja Turbin Uap

Secara singkat prinsip kerja turbin uap adalah sebagai berikut :

1. Uap masuk kedalam turbin melalui nosel. Didalam nosel energi panas dari uap dirubah menjadi energi kinetis dan uap mengalami pengembangan.

Tekanan uap pada saat keluar dari nosel lebih kecil dari pada saat masuk ke dalam nosel, akan tetapi sebaliknya kecepatan uap keluar nosel lebih besar dari pada saat masuk ke dalam nosel.

Uap yang memancar keluar dari nosel diarahkan ke sudu-sudu turbin yang berbentuk lengkungan dan dipasang disekeliling roda turbin. Uap yang mengalir melalui celah-celah antara sudu turbin itu dibelokkan kearah mengikuti lengkungan dari sudu turbin. Perubahan kecepatan uap ini

menimbulkan gaya yang mendorong dan kemudian memutar roda dan poros

2. Jika uap masih mempunyai kecepatan saat meninggalkn sudu turbin berarti hanya sebagian yang energi kinetis dari uap yang diambil oleh sudu-sudu turbin yang berjalan. Supaya energi kinetis yang tersisa saat meninggalkan sudu turbin dimanfaatkan maka pada turbin dipasang lebih dari satu baris sudu gerak. Sebelum memasuki baris kedua sudu gerak. Maka antara baris pertama dan baris kedua sudu gerak dipasang satu baris sudu tetap ( guide blade ) yang berguna untuk mengubah arah kecepatan uap, supaya uap dapat masuk ke baris kedua sudu gerak dengan arah yang tepat.

3. Kecepatan uap saat meninggalkan sudu gerak yang terakhir harus dapat dibuat sekecil mungkin, agar energi kinetis yang tersedia dapat dimanfaatkan sebanyak mungkin. Dengan demikian effisiensi turbin menjadi lebih tinggi karena kehilangan energi relatif kecil.

BAB III

METODE PENULISAN SKRIPSI III.1. Tempat dan Waktu

Dalam menyelesaikan skripsi ini menggunakan tempat dan waktu seperti ditunjukan pada tabel 3.1 berikut ini.

No. Kegiatan Instansi Pendukung Keterangan

1. Survey data turbin uap PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun

Tekanan uap masuk turbin 20 Bar, temperatur 3500 C

2. Bimbingan Skripsi Fakultas Teknik Universitas Sumatera utara (USU) Medan

3. Sumber Landasan teori Perpustakaan Universitas Sumatera utara (USU) Medan, PTPN IV, Google Searching

4.

Tabel 3.1. Kegiatan dan tempat penyusunan skripsi

Waktu yang digunakan dalam menyelesaikan skripsi ini diperkirakan satu semester.

III. 2. Metode Penyusunan Skipsi

Metode perancangan yang penulis terapkan disini ialah pertama-tama pengumpulan data-data hasil survey yang meliputi kebutuhan energi listrik di setiap stasiun pabrik, kantor, dan perumahan karyawan yaitu + 704 KW tetapi dalam perancangan ini dirancang turbin yang dapat menghasilkan daya 1250 KW karena diperkirakan perkebunan akan menambah areal tanaman, bekerjasama dengan petani swasta lain yang tentunya akan membutuhkan energi yang lebih besar.

Data-data yang telah diperoleh kemudian disubstitusikan kedalam rumus-rumus perancangan mesin yang terdapat didalam literatur yang kemudian diperiksa dan

diteliti lagi oleh Dosen Pembimbing yang kemudian hasilnya dibandingkan dengan mesin-mesin pabrik yang telah ada.

Penulisan ini di perkirakan akan terdiri dari sepuluh Bab yang dimulai dari Pendahuluan yang menerangkan latar belakang penulisan, tujuan penulisan, pembatasan masalah, serta sistematika penulisan.

Pada Bab II penulis menghimpun tinjauan pustaka yang menerangkan pengertian, sejarah, klasifikasi, serta prinsip kerja mesin turbin. Setelah mengenalkan ruang lingkup turbin barulah penulis menentukan perencanaan daya, putaran, dimensi dan kekuatan sudu baris satu dan dua, analisa kerugian kalor dan head drop yang berguna pada turbin.

Dari hasil perhitungan kecepatan uap memasuki dan keluar nozzle melalui rumus-rumus yang terdapat di dalam literatur penulis dapat menentukan pemilihan Nozzle, dimensi, bahan, karangan Sudu, kekuatannya, gaya-gaya yang mempengaruhi Disc, perencanaan Disc dan tegangan yang terjadi pada Disc yang akan ditulis di dalam Bab III.

Pada Bab IV didalamnya akan membahas faktor-faktor yang menyebabkan defleksi pada poros akibat beban dan putaran turbin serta pencegahan pengeluararn uap dari kebocoran dari selah-selah poros dan elemen lainnya.

Pada Bab V akan berisikan perencanaan bantalan, pemilihan bantalan, bahan bantalan, dimensi bantalan, serta kekuatannya. Kemudian pada Bab VI akan membahas jam kerja, koefisien gesek tinggi film minyak gaya gesek, panas yang terjadi dan beban dari bantalan dalam bab ini penulis dapat menentukan kebutuhan minyak pelumas yang akan terpakai.

Kemudian pada bab-bab selanjutnya penulis menerangkan sedikit aksesoris-aksesoris yang digunakan pada turbin uap seperti governor dan rumah turbin. Dan yang terakhir ialah mengenai kesimpulan dan saran serta literatur dan lampiran.

BAB IV

PERENCANAAN TURBIN UAP

IV.1. Perencanaan Spesifikasi Turbin Uap

Untuk mendapatkan data-data dari turbin uap yang akan direncanakan, penulis akan menguraikan spesifikasi turbin uap. Adapun turbin yang dirancang adalah : Turbin Implus dengan satu tingkat tekanan dan dua tingkat kecepatan (Turbin Implus Aksi).

Jenis turbin tersebut sesuai dengan jenis yang digunakan di pabrik kelapa sawit PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun. Dari data spesifikasi tugas yang diberikan pada penulis yang merencanakan sebuah turbin untuk penggerak Generator Listrik dengan kapasitas 1250 KW dengan putaran 3000 rpm.

IV.2. Hasil Survey Penggunaan Energi Listrik

Energi listrik yang digunakan pada lingkungan pabrik ini meliputi 14 stasiun. Masing-masing stasiun pabrik itu antara lain ialah :

1. Boiler/Water Treatment : 194 KW 2. Kernel : 13,8 KW 3. Water Pump : 43 KW 4. Load Pump : 16 KW 5. Screw Press : 90,5 KW 6. Nut Creaker : 71,4 KW 7. Thersser : 30,3 KW

8. Klarifikasi : 63,1 KW 9. Depericarper : 43,3 KW 10. Compressor : 10 KW 11. Work Shop : 6,5 KW 12. Lampu Pabrik : 8 KW 13. Lampu Jalan : 20 KW 14. Perumahan : 32 KW

Jumlah keseluruhan daya yang dibutuhkan dari 14 stasiun tersebut adalah 643,4 KW. Untuk mengatasi kerugian pada jaringan, maka pada generator direncanakan lebih besar 10%, maka daya pada generator ialah : 643,4 x 1,1 = 704 KW.

Dari dua data tersebut di atas belum cukup untuk merencanakan sebuah turbin, karena itu penulis mengambil data-data lainnya yang kebetulan pabrik ini Universitas Sumatera Utara

adalah tempat penulis melakukan Kerja Praktek (KP), data ini sesuai dengan data operasinya.

Data-data tersebut antara lain ialah : - Temperatur uap masuk = 350oC - Tekanan uap masuk turbin = 21 kg/cm2 - Tekanan uap keluar turbin = 3 kg/cm2

Sehingga dengan menggunakan diagram mollier dapat diperoleh enthalpy uap pada titik Ao dengan menarik tekanan di dapat Io = 750 kkal/kg. Untuk uap pada kondisi

Ao adalah uap sebelum masuk katub pengatur. Sehingga untuk uap pada titik Ait dengan

tekanan P1 = 3 kg/cm2, di dapat ilt = 650 kkal/kg. Sehingga penurunan uap secara

isentropis adalah : H0 = i0 - Ilt

= 750 – 650 = 100 kkl/kg

IV.3 Keadaan Uap Dalam Katub

Keadaan uap dalam katub sebelum memasuki nozzle terlebih dahulu uap dialirkan melalui pipa dan katub pengatur. Sehingga dalam hal ini kerugian dapat diperhitungkan. Untuk penurunan dalam katub diperkirakan sebesar :

∆P’ = 0,03 – 0,05 Po ..……… 4.1

Diambil : 0,05 Po

Maka :

∆P’ = 0,05 . 21 kg/cm2 = 1,05 kg/cm2

Sehingga tekanan uap masuk nozzle ialah : Po’ = Po - ∆P

= 21 – 1,05

= 19,95 kg/cm2 (digenapkan)

Dengan demikian dari diagram i-s (diagram mollier) pada halaman dapat dilihat bahwa Ao dipindahkan ke Ao’ dengan enthalpy sebesar io = 750 kkal/kg,

kondisi uap Ait dengan tekanan 3 kg/cm2 dari diagram moiller di dapat ilt = 668,2

kkal/kg.

Sehingga penurunan enthalpy uap masuk nozzle ialah : Ho’ = io’ – iit’

= 750 – 668,2 = 81,8 kkal/kg

IV.4 Perencanaan Daya Turbin

Hubungan daya generator dengan efisiensi generator terhadap daya turbin uap (daya poros) adalah sebagai berikut :

Ne =

g g η N

……….. 4.2 Universitas Sumatera Utara

Dimana :

Ng = Daya generator = 1250 kw

ηg = Effisiensi generator = 0,95

Jadi :

Ne =

0,95 1250

= 1315,8 kw

karena putaran di kopel langsung, maka effisiensi kopling 100%, jadi n = 3000 rpm.

Gambar 4.2 Effisiensi generator

Daya turbin sebelum dan sesudah kopling ialah sama, Ne = 1315,8 kw. Daya inilah yang harus dibangkitkan oleh turbin.

Jadi dapatlah dituliskan spesifikasi perencanaan sebagai berikut : - Daya turbin = 1315,8 kW

- Putaran turbin = 3000 rpm - Daya generator = 1250 kW - Putaran generator = 3000 rpm Kondisi uap masuk turbin :

- Tekanan uap masuk turbin = 20 kg/cm2 - Temperatur uap masuk turbin = 350oC - Tekanan uap keluar turbin = 3 kg/cm2

- Temperatur uap keluar turbin = 135oC

Uap bekas dari turbin dipergunakan untuk proses lain, misalnya untuk keperluan perebusan buah kelapa sawit dan keperluan lainnya.

IV.5 Perencanaan dan Perhitungan Sudu Baris I

Dimana pada Pasal IV.2 telah diketahui bahwasannya enthalpy Ho’ = 81,8 kkal/kg.

Kecepatan uap meninggalkan nozzle ialah : cit = 91,5 .

' o

H ………..4.3

= 91,5 . 18,8 = 91,5 . 9,04 = 827,16 m/det

kecepatan uap aktual meninggalkan nozzle ialah :

ci = ϕ . cit ………..……….4.4

u/ci ditentukan berdasarkan jumlah baris cakra, maka :

- untuk cakra dua baris,

u/ci = 0,10 – 0,13 ………..………4.5

- untuk cakra tiga baris,

u/ci = 0,05 – 0,20 ……….………4.6

Untuk turbin implus dengan dua tingkat kecepatan berdasarkan dari sudut nozzle dan perbandingan antara kecepatan tangensial dengan aktual yang dianjurkan adalah :

α1 = 16o – 22o

u/c1 = 0,20 – 0,25

Dalam perencanaan ini penulis memilih, α1 = 16o

u/c1 = 0,22

Maka di dapat : U = 0,22 . 785,8

Dari persamaan : U =

60 D_n

Maka di dapat : D =

n . π

U . 60

=

3000 . 3,14

172,9 . 60

= 1,10 m = 110 m

Kecepatan uap masuk relatif (w1)

w1 = 1 1 2

2

1 u 2.uc .cosα

c + − ………..…4.7

= 7852 +172,92 −2.172,9.785,8.cos16 = 617481,64 + 24894,4 −2,13601,6

= 647276 − 261203,3 = 386271,7

w1 = 621,43 m/det

Kecepatan uap keluar relatif (w2)

w2 = ϕ . w1 ………4.8

= 0,1

dimana :

ϕ = koefisien sudu gerak ………..4.9 = 0,9

Maka :

w2 = 0,9 . 621,43

= 559,29 m/det

sudu masuk relatif pada sudu gerak baris I (β1)

Dari diagram vilositas di dapat c1 sin α1 = w1 sin β1.

Sin β1 =

1 1 1

w α sin c

=

621,43 16 sin . 785,8

=

621,43 216,59

= 0,348

β1 = acr sin 0,348

= 20,398o

Sudu keluar relatif pada sudu gerak baris I (β2)

β2 = β1 – (2o – 10o)

= 3o yang diambil ………4.10 maka :

β2 = β1 – 3o

= 20,398o – 3o = 17,398o

Kecepatan absolut keluar pada sudu gerak baris I (c2)

c2 = 2 2 2

2

2 u 2.uw .cosβ

w + − ……….4.11

= 559,292 +172,92 − 2.172,9.559,29.cos16 = 312805,3+ 29894,4 − 2.172,9.537,62 = 342699,7 −185910,39

= 156789,3 = 395,97 m/det

Besar sudut keluar pada sudu gerak baris I (α2) adalah :

c2 sin α2 = w2 sin β2

sin2 =

2 2 2

c β sin w

=

395,97 17,398 sin

. 559,2

=

395,97 167,23

= 0,422

α2 = arc sin 0,422

α2 = 24,98o

Maka dapat disimpulkan dari hasil perhitungan adalah : c1 = 744,4 m/det

c2 = 395,97 m/det

w1 = 621,3 m/det

w2 = 559,29 m/det

α1 = 16o

α2 = 24,98o

β2 = 20,398o

β2 = 17,398o

u = 172,9 m/det D = 1,10 m

IV.6 Perencanaan dan Perhitungan Sudu Pada Baris II Kecepatan uap masuk pada baris II (c’1) adalah :

c’1 = ϕ . c2 ………4.12

= 0,9 . 394,97 c’1 = 355,47 m/det

besar sudut masuk baris II (a’1) adalah :

α’1 = α’2 – (3o – 5o) ………..4.13

= 24,98o – 3o α’1 = 21,98o

untuk sudut ini diambil 3o

kecepatan uap masuk relatif baris II (w’1) adalah :

w’1 = 1 1

2 2

1 u 2.uc .cos α'

c + − …………..………4.14

= 355,472 +172,92 − 2.172,9.355,47.cos21 = 156253,33+ 345,8.329,63

= 42267,276 w’1 = 205,59 m/det

Kecepatan keluar relatif pada baris II (w’2) adalah :

w’2 = α . w1 ……….4.15

= 0,9 . 205,59 w’2 = 185,03 m/det

Sudut masuk relatif pada sudu baris II (β’2) adalah :

c’1 sin β’1 = w’1 sin α’1

sin’1 =

1 1 1

w' α' sin c

=

205,59 21,98 in 355,47 s

= 0,647

β’1 = arc sin 0,647

β’1 = 40o

β’2 = β’1 – 3o

= 40o – 3o β’2 = 37o

kecepatan uap keluar pada sudu baris II (c’2) adalah :

c’2 = 2 2

2

2 β'

cos . w . 2u u

w' + −

= 185,022 +172,92 − 2.172,9.185,02.37 = 64130,52 −51099,39

= 13031,13 c’2 = 144 m/det

sudut keluar uap baris II (α’2) adalah :

c’2 sin α’2 = w’2 sin β’2

sin’2 =

2 2 2

c β' sin w

=

144 37 sin 185,03

= 0,77

= arc sin 0,77 α’2 = 50o

Maka dapat disimpulkan bahwa : c’1 = 355,47 m/det

c’2 = 144 m/det

w’1 = 205,59 m/det

w’2 = 185,03 m/det

α’2 = 50o

β’1 = 40o

β’2 = 37o

u = 172,9 m/det D = 1,10 m

IV.7 Analisa Kerugian Energi Kalor

Kerugian-kerugian akibat kehilangan energi kalor uap yang terjadi pada tingkat curtis dapat ditentukan sebagai berikut :

Energi pada nozzle ialah :

hn =

8378 c u c2 − ₁2

……….4.16 = 8378 8 , 785 827,162 − 2

= 8378 617881,64 -684921,76 = 8378 67440,12

= 8,05 kkal/kg

Kerugian kalor pada sudu gerak baris I. Atau moving blade I adalah :

hb =

8378 w₂2 1 2 − w ………..4.17 = 8378 35 , 590 43 , 21

6 2 − 2

= 8378 348513,12 -386175,25 = 8378

= 4,4 kkal/kg

Kerugian kalor pada sudu pengarah (guide blade)

hgh =

8378 c' c' 22

2 1 − ………4.18 = 8378 144 47 , 55

3 2 − 2

=

8378 105622,9

= 9,63 kkal/kg

Kerugian energi kalor pada sudut gerak baris II atau moving blade II adalah :

h’b =

8378 w w₁2 − ₂2

………...4.19 = 8378 03 , 185 59 ,

205 2 − 2

=

8378

34236,101

-42267,25

= 0,96 kkal/kg

Kerugian kalor karena kecepatan uap keluar :

he = 8378

' c22

…….………..4.20

= 8378 1442

= 2,47 kkal/kg

Kerugian akibat gesekan cakra dan angin (hge.a) adalah :

hge.a =

G . 427 N . 102 _ge.a dimana :

.Nge.a = Daya yang hilang dalam mengatasi angin

.Nge.a = λ (1,07.d2.u2/105.γ)

dimana :

λ = kecepatan superheater steam = 1

u = kecepatan keliling rotor = 172,9 m/det d = D = diameter disc = 1,10 m γ = berat spesifik uap dimana cakra berputar

γ = 1/v1 = 1/0,621 kg/m3 pada P = 20 bar

= 1,621 kg/m3 maka :

.Nge.a = 1 (1,07 . 1,102 . 172,92/106 . 1,621)

= 1 (0,0344)

= 0,0344 kW G = massa aliran uap

=

g r re

o .η .η .η H

. 3600

Ne . 860

………...4.21

dimana :

Ne = Daya turbin = 1315,8 kw H’o = Uap ideal = 81,8 kkal/kg

ηre = Effisiensi relatif efektif

= 0,85 ………4.22 ηr = Effisiensi roda gigi

= 1 (karena tidak menggunakan roda gigi) ηg = Effisiensi generator

= 0,95 (grafik) maka :

G =

0,95 . 1 . 0,85 . 81,8 . 3600

1315,8 .

860

=

237792,06 1131588

= 4,76 kg/det

Selanjutnya dapat digambar diagram i-s untuk kerugian-kerugian pada turbin implus dengan dua tingkat kecepatan.

IV.8. Head Drop

Head drop yang berguna pada turbin (H1) adalah :

H’1 = H’o – (hn + H’b + hbg + hb + He + he.a) ……….4.23

= 81,8 – (8,05 + 4,44 + 4,2 + 6,2 + 0,0489) = 81,8 – (22,23)

= 59,57 kkal/kg

Effisiensi relatif dalam turbin atau effisiensi kalor tanpa memperhitungkan kerugian-kerugian pada katup pengatur.

oi = o H'

H'1

………..4.24

= 81,8 59,7

= 0,37

Jadi kerugian-kerugian pada laluan mulai dari katup pengatur sampai uap keluar dari turbin adalah :

=

81,8 59,57 -81,8

= 0,27 = 27%

IV. 9. Perencanaan Nozzle Dan Blade

Dalam perencanaan nozzle harus diketahui fungsi, kegunaan dan bentuk dari nozzle yang dipergunakan pada turbin uap. Demikian juga halnya Blade yang menerima beban berupa benturan uap yang dipancarkan oleh sebuah nozzle, sehingga disc turbin berputar. Oleh karena itu harus diketahui bahan dan kekuatan blade yang cocok untuk turbin ini.

IV.10. Pemilihan Jenis Nozzle

Nozzle adalah salah satu dari turbin uap yang mana nozzle berfungsi merubah tenaga potensial fluida menjadi energi kinetik.

Nozzle tekanan medium dan tekanan tinggi digunakan bahan yang terbuat dari baja tahan karat. Menurut bentuknya nozzle yang dipergunakan pada turbin uap dibagi atas beberapa jenis, yaitu :

- Nozzle konvergen - Nozzle divergen

- Nozzle konvergen divergen

Untuk memilih nozzle tersebut dapat diambil berdasarkan perbandingan tekanan uap, dengan syarat sebagai berikut :

- bila tekanan uap keluar < tekanan uap kritis (p1 < pkr) maka dipakai nozzle

divergen.

- bila tekanan uap keluar > tekanan uap kritis (p1 > pkr) maka dipakai nozzle

konvergen. Dimana :

Pkr = 0,546 . Po (untuk super heater steam)

Pkr = 0,577. Po (untuk dry saturated steam)

Untuk perencanaan ini nozzle yang digunakan adalah super heater steam dengan Pkr =

0,546 dari perhitungan terdahulu : Pkr = 11,476 kg/cm2

P’o = 20 kg/cm2

P1 = P2 = 3 kg/cm2

Karena :

15 , 0 20

3 P P 0

1 = = _{adalah lebih rendah dari tekanan kritis.} Dengan demikian dipakai nozzle jenis konvergen.

IV.11. Perhitungan Ukuran Nozzle Luas penampang nozzle ialah :

fmin = kr kr o c v G ...4.25 dimana :

Go = massa aliran uap yang berguna

= 5,60 kg/det

ckr = kecepatan kritis uap melalui nozzle

= 849,12 m/det

vkr = volume spesifik uap pada titik Ait

= 0,18 m3/kg sehingga :

fmin =

849,12 0,181 . 5,60 = 849,12 1,0136

= 0,0012 m2

Luas penampang sisi keluar nozzle (f1)

fmax =

1 1 o c v . G ………...4.26 dimana :

Go = massa aliran yang berguna

= 5,60 kg/det

V1 = volume spesifik uap keluar nozzle dengan tekanan 3 kg/cm2

= 0,617 m3/kg

c1 = kecepatan uap aktual sewaktu meninggalkan nozzle

= 785,8/det Sehingga :

f1 =

785,8 0,617 . 560 = 785,8 3,4552

= 0,0044 m2

Dalam perencanaan ini akan dipasang nozzle sebanyak 20 buah maka luas penampang terkecil tiap nozzle ialah :

fmin = fmax / X

X = jumlah nozzle

Jadi :

fmin = 12 / 20

= 0,6 cm

Bila panjang nozzle Lmin = 25 mm (diambil) jadi lebar nozzle pada bagian

lehernya adalah sebesar :

amin =

min min L

f

= 0,6 / 2,5 = 0,24 cm = 24 mm

Lebar nozzle pada sisi keluar nozzle ialah sebesar :

a1 =

min 1 L . 20

f

=

2,5 . 20

44

= 44 / 50 = 0,88 cm

= 8,8 mm = 9 mm (diambil)

Dengan mengambil sudut nozzle = γ = 6o, maka panjang nozzle yang divergen adalah sebesar :

L =

2 / γ tan 2

α αa − min

= 3 tan 2 2,4 -9 = 0,052 . 2 6,6

= 62,8 = 63 mm (diambil)

IV.12. Perhitungan Ukuran Sudu-sudu

Sudu merupakan bagian terpenting dari suatu turbin uap yang berfungsi sebagai alat untuk merubah tenaga kinetik dari suatu fluida menjadi tenaga gerak, sehingga tenaga ini mendorong moving blade atau sudu gerak sehingga berputar yang diikuti oleh putaran poros.

Uap yang bekerja pada moving blade ini mempunyai suhu yang cukup tinggi dalam bentuk uap kering maupun uap panas lanjut. Tetapi uap itu jika berkali-kali mendorong sudu jalan akan timbul bintik-bintik air dan hal ini dapat mengakibatkan korosi pada sudu jalan tersebut. Untuk mencegah korosi tersebut maka moving blade harus terbuat dari baja tahan karat yaitu baja jenis Crom Nikel atau Stainless Steel.

Ukuran-ukuran dari blade perlu derajat pemasukan parsialnya dapat dihitung dengan rumus :

ε =

1 maks α sin . I . d . it f ………4.27 dimana :

d = Diameter cakra atau disc = 1,10 m

L = tinggi nozzle pada sisi keluar = 2,5 cm

f1 = fmaks = luas penampang sisi keluar nozzle

= 0,0044 m2

Sudut nozzle = 6o maka :

ε = 6 sin . 0,0252 . 1,1 . 3,14 0,0044 = 0,276 . 0,0252 . 1,1 . 3,14 0,0044 = 0,0240 0,0044

= 0,183

Tinggi sudu gerak pada bagian masuk adalah : L’ = L + 2

= 25 + 2 = 27 mm

Tinggi sudu gerak pada bagian keluar adalah (L”)

L” =

2 2 1 o β sin . w . ε . d . π v . G ………...4.28 Dimana :

Go = massa aliran uap

= 5,60 kg/det

V’1 = volume spesifik uap pada sisi keluar sudu gerak baris I

= 0,625 m3/kg d = diameter disc

= 1,10 m

ε = derajat pemasukan parsial = 0,183

β2 = sudut keluar relatif pada sudu gerak pertama

= 17o

w2 = kecepatan uap keluar relatif

= 590,35 m/det

Maka :

L” =

35 , 590 . 17 sin . 0,183 . 1,10 . 3,14 0,625 . 5,60 o = 292 , 0 . 35 , 590 . 0,183 . 1,10 . 3,14 3,5 = 108,96 3,5

= 0,032 m = 32 mm

Tinggi keluar sudu pengarah (Lgb) adalah :

Lgb =

1 1 1 o β sin . c . ε . d . π v . G ………..4.29 Dimana :

Go = 5,60 m/det

d = 1,10 m ε = 0,183

c1 = 406,58 m/det pada 21o

maka :

L’gb = o

17 2 sin 58 , 406 . 0,183 . 1,10 . 3,14 0,620 . 3,60 = 324 , 0 . 58 , 406 . 0,183 . 1,10 . 3,14 3,472 = 83,621 3,461

= 0,242 m = 42 mm

Tinggi sudu gerak pada bagian masuk baris kedua adalah : L’1 = Lgb + 2

= 42 + 2

= 44 mm

Tinggi sudu gerak pada bagian keluar baris kedua adalah :

L’2 =

2 2 2 o β sin . c . ε . d . π v . G

………...4.30 =

32 sin 49 , 241 . 0,183 . 1,10 . 3,14 0,623 . 5,60 = 70,65 3,489

= 0,0489 m = 49 mm

Jika lebar sudu diambil b = 25 mm, maka garis kelengkungan profil sudu baris pertama adalah (r’) :

r’ =

1 β cos 2 b ………..4.31 = 35 cos 2 25 = 1,638 25

= 15,2 mm

Jarak antara baris pertama (t’) adalah :

t’ =

β35 s 2 r in ………...4.32 = 35 sin 2 15,2 = 1,146 15,2

= 13,3 mm

Jumlah sudu pada baris pertama (z) adalah :

z = 1 t dε . π .………...4.33 = 13,3 0,183 . 1100 . 3,14 = 13,3 632,1

= 47 buah

Jarak kelengkungan dari profil sudu pada baris kedua (r”) adalah :

R” =

1 β cos 2 b ………4.34 = 32 cos 2 25 = 0,848 . 2 25

= 14,7 mm

Jarak antara baris kedua (t”) adalah :

t” =

1 " β sin 2 r ……….4.35 = 32 sin 2 14,7 = 0,5299 . 2 14,7

= 13,9 mm (dibulatkan = 14 mm) Jumlah sudu-sudu pada baris kedua (Z2) ialah :

Z2 = " t ε . d . η ………..4.36 = 14 0,183 . 1100 . 3,13

= 14 632,1

= 45 buah

Gambar 4.6. Profil moving blade implus

Dari hasil perhitungan maka dapat disimpulkan ukuran-ukuran nozzle sebagai berikut :

- Luas penampang nozzle minimum adalah : fmin = 0,00012 m2 = 12 cm2

- Luas penampang sisi keluar nozzle adalah : fmin = 0,0044 m2 = 44 cm2

- Lebar luar nozzle pada sisi luarnya : amin = 2,4 mm

- Lebar nozzle pada sisi keluarnya adalah : a1 = 9 mm

- Sudut divergensi adalah :

- Panjang nozzle yang divergen L = 63 mm

Juga ukuran-ukuran sudu pengarah dan sudu gerak dapat disimpulkan sebagai berikut :

- Tinggi sisi untuk sudu gerak I L’ = 27 mm

- Tinggi sisi masuk untuk sudu pengarah Lgb = 34,5 mm

- Tinggi sisi masuk untuk sudu gerak II L1 = 44 mm

- Tinggi sisi keluar untuk sudu gerak II L’2 = 49 mm

- Jari-jari kelengkungan sudu I r’ = 15,2 mm - Jari-jari kelengkungan sudu II r” = 14,7 mm - Jarak sudu dengan sudu baris I t’ = 13,3 mm - Jarak sudu dengan sudu baris II t” = 13,9 mm IV.13. Perhitungan Kekuatan Blade

Gambar 4.7. Rencana moving blade I Ukuran-ukuran moving blade I adalah sebagai berikut :

b = 25 mm b1 = 20 mm

f1 = 15 mm

a = 5 mm c = 5 mm l = 5 mm s = 2 mm

Dm = diameter purata Dm = D + s + a + l”1 / 2

= 1100 + 2 + 5 + 32 / 2

= 1123 mm D1 = Dm + l2 / 2 + s

= 1123 + 25/2 + 2

= 1141 mm D2 = Dm – l2 / 2

= 1123 – 32 / 2 = 1107 mm Ukuran-ukuran moving blade II

b = 25 mm c = 5 mm b1 = 20 mm a = 5 mm

f1 = 15 mm l = 5 mm

s = 2 mm

Dm = diameter purata Dm = D + s + a + 1’2 / 2

= 1100 + 2 + 5 + 32 / 2 = 1131 mm

D1 = Dm + L2 / 2 + s

= 1131 + 25/2 + 2 = 1158 mm D2 = Dm – l2/2

= 1131 – 49/2 = 1107 mm

Perhitungan dilakukan pada bagian yang terlemah. Bila bagian-bagian terlemah sudah tahan terhadap gaya-gaya yang bekerja padanya, maka pada bagian-bagian yang lain diasumsikan lebih aman.

Gaya-gaya yang terjadi ialah :

a. Gaya centrifugal pada penampang I-I untuk moving Blade II

Gambar 4.8. Penampang Moving Blade

Untuk perencanaan moving blade ini tebal blade direncanakan konstan disepanjang penampang.

Maka tegangan yang terjadi adalah sebagai berikut : σ =

o o F c

=

o F

cs . c ε cb +

……….4.37

Dimana :

co = jumlah gaya centrifugal terhadap blade

Fo = luas penampang I = I

Gaya centrifugal terhadap blade atau sudu (cb) adalah :

cb = rat 2 b

w . r . G G

= g

γ . 1' . Fo

……….4.38

Dimana :

Gb = berat blade atau sudu

1’ = tinggi blade pada sisi masuk = 44 mm

γ = berat jenis bahan sudu

= 0,00785 kg/cm3 g = gravitasi bumi

= 9,8 m/det W = kecepatan sudut

= 60 n . π . 2 = 60 3000 . 3,14 . 2

= 314 m/det rrat = radius rata-rata

= 2 D_m = 2 1131,5

= 565,75 mm

Fo = Luas penampang I – I

= a . t4 = D3/Z

=

47 1103 . 3,14

= 73,7 mm Maka :

Fo = 5 . 73,7 = 368,4 mm2

Sehingga :

cb =

981 0,00785 . 4,7 . 3,684

= .5578068,7 981

0,1659

= 943,33 kg

Gaya centrifugal selubung ialah :

cs = s 2 s w . r . g c

= Fs . ts . γ . rs .

g w's

………4.39

dimana :

Fs = Luas penampang sudu

= b . s = 25 . 2 mm2 = 50 mm2

rs = jari-jari tidak berat selubung

= rrat + 0,5 . L + s

= 565,75 + 0,5 . 5 + 2 = 613,24 mm

ts = panjang setiap belah selubung

= z r . 2 _s = 47 613,25 . 3,14 . 2

= 28,19 mm Maka :

Cs = 0,5 . 2819 . 0,00785 . 61,325

    981 3142

= 1,9714 . 100,51 = 198,15 kg

Dengan mensubstitusikan persamaan di atas (cb dan cs), maka diperoleh :

σ = 0,88 . 107 . n2

    ₊ s s o s

rat .t .r F

F

1 ………4.40

= 0,88 . 107 (3000)2 . 

  



 _{+ .28,19.61,3} 4,702 0,5 575 , 56 . 9 , 4

= 365,24 kg

Untuk momen lengkung pancaran uap ialah : Pu =

Z . U ε N . 103 2 u = z u o U . ε . 860 H . G . 3600 . 102

= z u o U ε H . G . 427 ………4.41 Dimana :

Nu = Daya yang dihasilkan plekrim

= 1396,51

ε = derajat pemasukan parsial = 0,183

U = kecepatan keliling = 172,9 rad/det Z = jumlah blade

= 47 buah

Go = massa aliran uap

= 5,60 kg/det

hu = penurunan kalor yang dimanfaatkan turbin

= 22,23 kkal/kg Maka :

Pu =

9,47 . 172 . 0,183 22,23 . 5,60 . 427

= 35,7 kg

Momen lengkung akibat pancaran uap yang mengalami perubahan momentum.

P’a =

(

1a 2a

)

o c c z . g G − ………4.42 Dimana :

c1a = kecepatan uap

= c1 cos1

= 785,8 . cos 16 = 755,36 m/det

c2a = kecepatan uap keluar blade

= c1 cos2

= 785,8 cos 24 = 717,86 m/det Maka :

P’a =

(

755,36.717,86

)

47

. 0,183 . 9,81

560

= 2,486 kg

Sehingga total gaya oleh pancaran uap ialah :

Po = p2u − p2a ………4.43 = 35,72− 2,4862

= 1274,48− 6,180 = 1268,3

= 35,6 kg

Untuk Po yang bekerja konstan sepanjang blade atau sudu maka momen lengkung

yang bekerja adalah :

M1 =

2 c . P_u

………4.44

Dimana :

c = Tinggi blade rata-rata

= 2

1 1₁ + ₂ =

2 49 44 + = 46 mm

M1 =

2 46,5 . 35,7

= 830,02 kg/mm

Tegangan lengkung yang terjadi disepanjang blade ialah : σ1b =

y 1 M

M

Dimana :

My = momen perlawanan

= 1/6 . b . (l2)2

= 1/6 . 25 . (4,9)2 = 10,024 cm3 Sehingga :

σ1b =

10,024 83,002

= 8,28 kg/cm2

Untuk turbin uap dengan parsial dimension atau pemasukan sebagian, maka untuk σb

≤ 190 kg/cm2 ……….. *

Dengan demikian Blade cukup aman terhadap tegangan lengkung karena, σlb≤≤b = 8,28 kg/cm2≤ 190 kg/cm2

IV.14. Material Blade

Dari hasil perhitungan diperoleh temperatur uap memasuki turbin ialah 350oC, maka dengan demikian dipilih material turbin adalah SAF 1085 yang komposisinya yaitu sebagai berikut :

C = 5% Si = 8%

Mn = 15%

Cr = 15%

Ni = 15%

W = 27% Mb = 6%

Dengan tegangan 2700 kg/cm2 ………4.45 Dengan adanya persentase cr sampai 15% maka akan terjadi pada temperatur

1500oF atau 815oC.

Sedangkan pada perencanaan ini temperatur tertinggi ialah 350oC, dengan demikian perencanaan cukup aman.

IV.15. Perhitungan Karangan Sudu

Akibat adanya kecepatan putar pada disc maka akan terjadi gaya centrifugal yang mempengaruhi kekuatan dan karangan sudu atau disc. Sehingga untuk ukuran-ukuran gaya centrifugal tersebut di atas dapat dilihat pada penampang karangan sudu serta besarnya gaya tersebut.

IV.15.1. Perhitungan Gaya-gaya yang Mempengaruhi Disc a. Gaya centrifugal akibat gerak blade

Cs = Mblade . r1 . w2 ………4.46

Dimana :

Mblade = .f .t .f1 g

γ

………4.47

f = tinggi blade rata-rata = 46,5 mm

f1 = 15 mm

t = tebal blade Maka :

Mblade = .4,65.0,965.1,5

981 0,00785

r1 = D1/2 = 1158/2 = 579 mm = 57,9 cm

W = kecepatan sudut

= 60 n . π . 2 = 60 3000 . 3,14 . 2

= 314 rad/det Sehingga :

Cs = 3,9 . 10-5 . 57,9 . (324)2

= 221 kg

b. Gaya centrifugal pada penampang I – I adalah :

Cs = f1

g γ

(r2 – tk . w2) ………4.48

Dimana :

f1 = 15 mm

w = 314 rad/det γ = 0,00785 kg/cm2

g = 9,81cm/det

r2 = Dm -

2 0 , 1 2 4,9 4,4 − +

= 67,15 cm Maka :

C1 = 0,15 . .67,15.2.(314)2

981 0,00785

= 15,89 kg

c. Gaya centrifugal pada penampang II – II adalah :

C11 = f2

g γ

(r3 – tk . w2) ………4.49

Dimana :

f2 = b . b1

= 20 . 25 r3 = r2 – I/2

= 10,7 – 10/2 = 105,7 cm Maka :

C11 = 5 . .105,7.0,695.(314)2

981 0,00785

= 289,79 kg

d. Tegangan geser pada penampang I – I adalah :

σ = t . d 89 , 15 2 Cs +

Dimana :

d = 0,5 (diambil) t = 2 cm

Maka :

gs =

2 . 0,5 89 , 15 1 221 ₊ = 1 89 , 15 1105+

= 126,39 kg/cm2

e. Tegangan lengkung pada penampang II – II adalah :

σgl =

6 / d . t 2 C . C 2 C 2 1 s + ………4.50 Dimana :

t.d2/16 = momen perlawanan = 2 . (0,15)2/16 = 0,083 cm C = b1 – f1 / 2

= 0,3 cm Maka :

σgl = 0,83 2 3 , 0 . 89 , 15 1 221 ₊ = 0,083 96 , 18

= 228,4 kg/cm2

f. Tegangan geser pada penampang II – II adalah :

σgs =

t . b C C 2 C 1 1

s + +

= 2/6 . 2 . 2 79 , 289 89 , 15 2

221 _{+ +}

= 40

18 , 416

= 104,054 kg/cm2

g.Tegangan lengkung pada penampang II – II adalah :

σ1Π =

2/6 . b . t 2 1 2 C C 2 C 1 1

s + + +

= 2/6 . 2 . 2 2 2 2 3 , 0 89 , 15 2

221 _{+ + +}

= 1,4

54 , 126

= 97,34 kg/cm2

Jumlah tegangan total geser pada penampang II – II adalah :

σtot = σ Π σ Π

2 1 2

g +

= 104,452+ 97,342 = 20300,34

= 142,48 kg/cm2

IV.16. Perencanaan Disc

Disc atau roda turbin ialah bagian utama dari turbin, yang mana disc ini berfungsi untuk memindahkan gerakan putran keliling dari moving blade menjadi gerak putar pada poros, sehingga pada disc akan timbul gaya tangensial dan gaya radial antara lain :

- Gaya tangensial ialah gaya yang timbul akibat adanya kecepatan yang mendorong moving blade.

- Gaya radial ialah gaya yang ditimbulkan oleh karena adanya gaya sentifugal, sehingga untuk menghitung tegangan pada disc, maka terlebih dahulu ditentukan ukuran-ukuran utama dari disc, dan begitu juga jenis baja apa yang sesuai dengan perencanaan ini.

Oleh karena itu disc ini bersinggungan dengan uap yang dipakai untuk mendorong moving blade, maka dengan demikian untuk perencanaan disc dipakai bahan 32 XHM dengan susunan kimia sebagai berikut :

C = 28 – 35% Si = 17 – 37% Mn = 30 – 80% Cr = 30 – 80% Ni = 27 – 30% Mo = 30 – 40% S = 3% P = 4%

Sehingga untuk bahan disc yang dipakai adalah dari Molybdenum Style.

IV.17. Perhitungan Tegangan Pada Bagian Disc

Untuk perencanaan disc ini telah diperhitungkan pada bab sebelumnya, dimana di dapat ukuran diameternya ialah :

D = Diameter Disc Mp = 110 cm

Sehingga untuk memenuhi persyaratan dari disc dan juga untuk tegangan pada disc ini dapat diperhitungkan melalui besar diameter poros dan daya turbin ialah :

Mp = 7120 N/n ……….. kg/cm Dimana :

N = Daya turbin = 1396 kw n = Putaran

= 3000 sehingga :

Mp = 7120 . 1396/3000 = 33327,17 kg/cm

Tegangan Puntir (τp) adalah : τp =

p o W M

=

32 / d . π

M 3 o

Dimana tegangan yang diijinkan ialah : τp =

o α . 1,73

σ

dimana pada perencanaan ini bahan poros dibuat dari bahan baja paduan dengan :

σ = 600 – 800 kg/cm2 = 800 (diambil)

αo = untuk bahan poros dari baja

= 1 (diambil) Maka :

r =

1 . 73 , 1

800

IV.18. Perencanaan Poros

Perencanaan ukuran poros pada Turbin ini berdasarkan pada : - Berat sudu atau blade shrounding

- Berat disc

- Berat poros itu sendiri

IV.18.1. Berat sudu atau blade I (Gb1) adalah :

Gb1 = γ . f1 . Z1 . t

Dimana :

f1 = Luas penampang sudu

= L1 . b

= 3,2 . 2,5 = 8 cm2 γ = berat jenis

= 0,00785 kg

Z1 = jumlah sudu gerak pertama (dari perhitungan terdahulu)

= 47 buah

maka :

Gb1 = 0,00785 . (8) . 47 . 1,3

= 3,84 kg

IV.18.2. Berat blade atau sudu II (Gambar 2) adalah : Gb2 = γ . f2 . Z2 . t

Dimana :

f2 = L2 . b

= 4,9 . 2,5

= 12,25cm

Z2 = jumlah sudu gerak kedua

= 45

γ = berat jenis = 0,00785 kg maka :

Gb2 = 0,00785 . 12,45 . 45 . 1,39 = 6,015 kg

IV.18.3. Berat disc (Gd) adalah :

Gd = 2π . y . (r22 – ro2)

  

 +

2 Y Y₁2 ₂2

Gambar 4.9. Profil poros dan disc

Dimana :

γ = berat jenis = 0,00785 kg r2 = jari-jari disc

= 55 cm

ro = jari-jari poros

= 3,5cm

Y1 = lebar disc terbesar pada bagian bawah

= 2,5 cm

Y2 = lebar disc pada bagian atas (terkecil)

= 2 cm Maka :

Gd = 2 . 3,14 . 0,00785

(

)

2 ) 2 5 , 2 ( 5 , 3

55 − +

= 0.0493 (3025 – 12,25) (3,75) = 556,98 kg

IV.18.4. Berat poros (Gp) adalah :

Gp = π . Ro2 . L . γ

γ = berat jenis = 0,00785 kg Ro = jari-jari poros

= 3,5 cm

L = panjang poros = 100 cm Maka :

Gp = 3,14 . 3,52 . 100 . 0,00785

= 30 kg

Berat total keseluruhan (Gtot) adalah :

Gtot = Gb1 + Gb2 + Gd + Gp

= 3,84 + 6,015 + 556,98 + 30 = 596,8 kg

Gambar 4.10. Skets posisi beban

fo = (mm)

I . E L . G .

k o 3

dimana :

k = koefisien yang tergantung pada tipe bantalan yang dipakai untuk mendukung poros.

Untuk bantalan yang kaku dipakai k = 1/192. Go = beban dari poros

= Gb1 + Gb2 + Gd + Gp

= 3,84 + 6,015 + 556,98 + 30 = 596,8 kg

E = modulus elastis dari bahan poros Untuk baja, E = 2,1 . 106 kg/cm2

I = momen inersia poros

= 64 d . π 4 p = 64 7 . 14 , 3 4

= 117,79 cm4 Sehingga :

Fo =

117,9 . 10 . 2,1 100 . 596,84 . 1/192 6 3 = 108 . 2,476 3108541,7

= 0,02 mm Putaran kritis (nkr) adalah :

nkr =

p G

γ 300

dimana : γ =

o o F G

=

0,02 596,84

= 294,2 kg Gp = berat poros

= 30 kg Maka :

nkr = 300

30 2984,2

= 300 994,7 = 300 . 31,5 = 9461,8 rpm

Dari hasil perhitungan di dapat harga putaran kritis nkr = 9461,8 rpm,

sedangkan putaran normaln = 3000 rpm.

Ternyata n < nkr, maka kerja mesin yang dirancang cukup aman terhadap gangguan.

Menentukan diameter kritis (dkr) adalah :

Untuk bahan poros diambil standard Jepang I . JIS G. 4051 (S 35 C) dengan kekuatan tarik (σtr) = 5000 kg/cm2.

Dimana kadar karbonnya adalah 0,32 -38% Tegangan yang terjadi (σp) adalah :

σp =

Sf2 . Sf1

σtr _kg/cm2

Sf1 = faktor keamanan yang berhubungan dengan batas kelelahan puntir yang besarnya = 6

Sf2 = faktor keamanan yang berhubungan dengan pengaruh konsentrasi tegangan karena adanya alur pasak

= 1,3 – 3 (diambil 3) Maka :

σp = 3 . 6 5000

= 277,8 kg/cm2

Dimana tegangan yang diijinkan (σtr) = 5000 kg/cm2, sedangkan tegangan yang

terjadi σp = 277,8 kg/cm2. Maka dengan demikian konstruksi cukup aman. IV.20. Seal Labyrint

Labyrint Seal adalah suatu alat yang berfungsi untuk mengurangi kebocoran-kebocoran uap dari celah poros, casing dan lain-lain pada turbin.

Adapun jenis-jenis Labyrint Seal adalah :

- Carbon ring gland, yang mana carbon ring gland ini berisi sejumlah ring dan masing-masing terdiri dari cast iron atau steel dan beberapa dari sistem ring ini diletakkan bersama-sama oleh petugas Gerter dan pada umumnya ring ini terbagi atas 3 atau 4 clearence yaitu 0 – 0,006 inch.

- Dummy Piston Glang, biasanya dipergunakan untuk turbin reaksi.

- Water Gland, dipergunakan pada spindle yang keluar dari casing dan ini terdiri dari impeller yang kecil atau paddle wheel.

- Labyrin Seal, biasanya berbentuk potongan gigi dan bagian ujungnya berbentuk pisau. Clearencenya yaitu 0,002 inch dan material yang dipergunakan adalah babit, aluminium, brass dan bronze, sedangkan untuk temperatur yang tinggi digunakan stanless steel atau alloy steel.

Dalam perencanaan ini dipilih prinsip labyrin yang disebut “Staff Bukse” yang diuraikan dari:

Pk =

1,4 Z Pi . 0,85 + ………4.51 Dimana :

Z = jumlah Labyrin

Pk = tekanan uap keluar labyrin = 1,4 – 0,35

= 1,05 kg/cm2

Pi = tekanan uap masuk labyrinth

= 20 kg/cm2

Maka untuk jumlah labyrin dapat dicari dengan :

Z = 1,4

p P . 0,85 2 k i −    

= 1,4

1,05 55 , 2 2 −      

= 4,498 digenapkan menjadi 5 buah IV.21. Material dan Rumah Turbin

Selinder untuk kapasitas kecil dan menengah dengan tekanan awal uap setinggi 12 – 21 cm2 dan temperatur 350oC, biasanya terbuat dari besi cor ……..* akan tetapi beberapa pabrik telah memakai besi cor perlit khususnya untuk turbin-turbin yang beroperasi pada suhu 300 – 400oC.

IV.22. Konstruksi Rumah Turbin

Kekuatan dari suatu konstruksi rumah turbin adalah sangat penting dalam perencanaan ini, terutama terhadap kondisi temperatur yang berbeda-beda pada konstruksi rumah turbin ini, direncanakan di atas beban normal.

Faktor-faktor yang menentukan ukuran tebal dinding selinder turbin adalah sebagai berikut :

- Tekanan uap yang bekerja pada dinding turbin - Temperatur uap

- Jenis fluida yang bekerja pada turbin - Jam kerja mesin

Dengan kata lain dinding selinder dianggap seperti sebuah drum, maka tebal dinding selinder adalah sebagai berikut :

t = b σ . 2

D . P

………4.52

dimana :

p = tekanan dinding selinder dari uap = 20 kg/cm2

D = diameter silinder = D1 + 2 angka bebas = 1140 + 2 = 1142 mm _

b

σ = tegangan bengkok = 700 kg/cm2

Maka :

t =

700 . 2

1142 . 20

= 1,63 cm = 2 cm (diambil)

IV.23. Perencanaan Bantalan

Bantalan ialah bagian utama dari elemen mesin yang berguna menumpu bagian poros yang terbeban, sehingga putaran atau gerakan bolak balik pada poros dapat berlangsung secara halus dan aman serta umur dari peralatan tersebut dapat lebih panjang. Dalam hal ini hendaknya bantalan harus kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen-elemen yang lain dapat bekerja dengan sempurna.

Bantalan dapat diklasifikasikan sebagai berikut : a. Atas dasar gerakan terhadap poros yaitu :

- Bantalan luncur, dimana pada bantalan ini akan terjadi gesekan luncur antara bantalan dan poros.

- Bantalan gelinding, dimana pada bantalan ini akan terjadi gesekan gelinding antara bagian yang berputar dengan bagian yang diam dan melalui elemen yang menggelinding seperti bola atau rol jarum yang bulat.

b. Atas arah beban terhadap putaran poros :

- Bantalan radial, dimana arah beban yang ditumpu bantalan adalah gerak lurus pada sumbu poros.

- Bantalan axial, dimana arah beban bantalan ialah sejajar dengan sumbu poros. - Bantalan gelinding khusus, dimana bantalan ini dapat menumpu beban yang

arahnya sejajar atau tegak lurus terhadap sumbu poros. IV.24. Pemilihan Bantalan

Untuk pemilihan bantalan pada perencanaan ini adalah bantalan axial dan bantalan radial dimana bantalan ini berfungsi untuk meyokong gaya axial yang terjadi pada poros serta mengstabilkan posisi axial dari rotor terhadap putaran.

Jenis bantalan yang dipergunakan pada konstruksi turbin ini adalah sebagai berikut :

- Plain coller type

Beveled coller type

- Kingsbony or michell type - Plain collerwith fixed

Sehingga dalam perencanaan ini dapat dipilih jenis plain coller type dengan pemakaian bantalan ialah :

- Bantalan axial - Bantalan radial IV.25. Bahan Bantalan

Untuk bahan bantalan harus mempunyai sifat-sifat sebagai berikut : - Mempunyai sifat pengantar yang baik

- Tidak terjadi kerusakan akibat adanya beban - Struktur dari bahan bantalan hendaknya sama - Mempunyai koefisien gesek yang kecil

Pada umumnya bahan bantalan dilapisi dengan metal putih dengan komposisi sebagai berikut :

Tabel 6. Elemen Mesin By Sularso

Material For Ordinary Condition For High Temperature

Tin 75% 86%

Antymony 13% 8,5%

Copper 6% 5,5%

Lead 3% --

IV.26. Perhitungan Bantalan Radial

Untuk bantalan turbin uap, perbandingan antara panjang bantalan dengan diameter bantalan adalah :

L = (1,0 – 2,0) . d ……….4.53 = 1,5 . d (diambil)

sedangkan diameter poros = 70 mm, sehingga : L = 1,5 . 70

= 105 mm

= 110 mm digenapkan

IV.26.1. Tebal Metal

Bahan metal diambil dari bahan metal putih dengan ukuran sebagai berikut : t = 0,07 . d + 4 mm

= 0,07 . 70 + 4 = 8,9 mm

IV.26.2. Tekanan Rata-rata pada Bantalan

P = kg/cm2

d . L

W

.………4.54

Dimana :

W = beban bantalan arah radial

Gambar 4.11. Skets posisi beban dan bantalan Dimana :

W = berat sudu + berat disc + berat poros

= 596,8 kg (pada perhitungan poros terdahulu)

Akibat gaya W pada konstruksi di atas maka terjadi reaksi di RA dan RB (bantalan) dan dapat kita cari melalui rumus kesetimbangan gaya yaitu :

∑H = 0, ∑V = 0,

∑MA = 0.

RA + RB = W ……….. 1 RA + RB – W = 0 ……… 2 W ½ l – RB 1 = 0 ……… 3 Dari persamaan terakhir di dapat :

RB = .W

l l . 1/2

RA + RB = W

RB = ½ . W RA + 298,4 = 596,8 RB = 0,5 . 596,8 RA = 596,8 – 298,4 RB = 298,4 kg RA = 298,4 kg Maka :

P =

70 . 110

289,4

= 0,0386 kg/cm2

Tekanan yang diijinkan untuk bahan timah putih adalah :

P1 = (0,7 – 2,0) kg/cm2 ………4.55

Maka : P ≤ P1

Ternyata : 0,0386 kg/cm2≤ 0,7 kg/cm2, berarti perencanaan cukup aman.

IV.27. Perhitungan Bantalan Aksial Diameter bantalan besar (D) ialah :

D = (1,2 – 1,3) . d ……….4.56 (1,3 yang diambil)

d = diameter poros

= 70 dari perhitungan terdahulu Maka :

D = 1,3 . 70

= 91 mm

IV.27.1. Tebal bantalan (t) adalah :

t = (1,0 – 1,5) . d ………4.57 1,2 (yang diambil)

maka : t = 1,2 . 70 = 84 mm

IV.27.2. Lebar dari bantalan (b) adalah :

b = (0,1 – 0,15) . d ………4.58 0,15 (yang diambil)

maka :

b = 0,15 . 70 = 10,5 mm IV. 28. Pelumasan

Pelumasan adalah suatu usaha untuk memperpanjang umur dari suatu mesin dengan cara melumasi elemen tersebut dengan oli atau grase.

Fungsi-fungsi pelumasan antara lain : - Mengurangi gesekan dan aus - Mencegah korosi

- Mengurangi panas dan lain sebagainya

Pada sebuah turbin uap merupakan hal yang sangat penting, hal ini didasarkan pada :

- Daya yang dihasilkan relatif besar - Putaran turbin relatif tinggi

- Kondisi kerja turbin uap yang kontinue dan vital

Pelumasan pada turbin uap diutamakan pada bantalan dan peralatan-peralatan yang bergerak lainnya dan pelumasan dilakukan dengan menggunakan pompa minyak

IV.29. Pelumasan Bantalan Radial

Koefisien pembebanan pada bantalan (∅V) adalah : ∅V =

( )

2 d a . P

………4.59

Dimana :

P = beban bantalan (gaya radial) = 296,4 kg

a = spiling antara poros dan bantalan

= 0,2 ……….4.50 d = diameter bantalan

= 70 mm

u = kecepatan keliling poros = 172,9 rad/det

µ = kekentalan minyak yang dipilih untuk bantalan turbin, dipakai minyak dengan viskositas 40 Cp pada suhu 38oC.

Dimana :

1 Cp = 1,02 . 108

Sehingga :

∅V = _-6

2

10 . 0,4 . 172,9 . 110

7 0,02 .

296,4  

=

0,76076 0,00242

= 0,033

IV.30. Koefisien Gesek (f) adalah : f = a/d .

V S

∅∅ ……….4.51

dimana :

∅S = koefisien hambatan

dimana untuk mencari ∅S terlebih dahulu dicari ratio dan relatif ecenticity. Angka ratio (ξ) = d/L = 70/110 = 0,636.

Relatif ecenticity : X =

a e . 2 ………4.52 dimana : e =

a c . ξ dimana :

c = .L

4000 1

sehingga

= .110 4000

1

= 0,11 cm maka :

e =

2 0,11 . 0,636

= 0,03498 sehingga :

X =

0,2 0,03498 .

2

= 0,35

maka dari diagram relatif ecenticity (X) versus ∅V di dapat ∅S = 3 ...…….4.53 maka koefisien gesek (f) adalah :

f =

33 , 0 3 . 70 0,2

= 0,026

h = (1x X) 2

a

………...4.54

= (1 0,35) 2

0,2

−

= 0,065 mm

dimana tinggi minimum (hmin) yang diijinkan adalah :

hmin = (0,01 – 0,05) mm

dalam perencanaan ini tinggi film minimum harus lebih kecil atau sama dengan tinggi film yang direncanakan, ternyata 0,05 ≤ 0,065, maka bantalan cukup aman digunakan.

IV.32. Gaya Gesek pada Bantalan (Ar) adalah :

Ar = kg/det

100 P . u . f

……….4.55

Dimana :

f = koefisien gesek = 0,026

U = π . d . n / 60

= 3,14 . 0,07 . 3000 / 60 = 10,99 m/det

P = beban bantalan

= 296,4 kg maka :

Ar =

100

269,54 .

10,99 . 0,026

= 13,324 kg.m/det

∅r = Ar / 427 ……….4.56 = 12,324 / 427

= 0,03120 kkal/det

Jadi jumlah minyak pelumas yang terpakai (qo) adalah :

qo =

) t (t . c . ρ . 427 Ar ) t (t . c . ρ r 1 2 1 2 − = − ∅ _{………4.57}

ρ = berat jenis minyak pelumas = 0,9 kg/liter

c = kapasitas perpindahan panas = 0,4 kkal/kg oc

t1 = temperatur minyak pelumas untuk bantalan

= 35 – 40oC

= 38oC yang diambil t2 = temperatur minyak keluar

= t1 + (10 – 15)oC

= 38 + 15 = 53oC maka :

qo =

38) -(53 0,4 . 0,9 . 427 13,324 = 2305,8 13,324

= 0,0058 liter/detik = 20,88 liter/jam

IV.34. Pelumasan Bantalan Aksial

Koefisien gesek pada bantalan aksial (fa) adalah :

fa =

W f_t

………4.58

dimana :

Ft = gaya yang ditimbulkan minyak pelumas

Ft = µ . A .

1 h V

µ = viskositas minyak pelumas µ = 40 Cp = 0,408.10-6

A = luas penampang yang bergerak

= π . 2

d D₂ − ₂

= 3,14 2

7 9,12 − 2 = 53,8 cm2

h1 = spiling antara kerah dan bantalan

= 0,005 cm

Sehingga :

Ft = 0,408 . 10-6 . 53,8 .

0,005 172,9

= 0,749 Sehingga :

f =

22,19 0,749

= 0,034

Jadi gaya gesekan (Ar) adalah :

Ar =

100 P . U . f

=

100

172,9 . 296,4 . 0,034

=

100 1742,42

= 17,424 kg.m/det

Jadi jumlah minyak pelumas yang digunakan (qo) adalah :

Qo’ =

58) -(53 . 0,4 . 0,9 . 427

17,424

= 0,0075566 liter/detik = 27,2 liter/jam

Maka jumlah total pemakaian minyak pelumas untuk turbin uap adalah : Q = qo + qo’

= 20,88 + 27,3 = 48,8 liter/jam

Untuk mendinginkan kembali minyak pelumas tersebut, maka minyak pelumas harus dinaikkan ke tempat yang tersedia dengan menggunakan pompa roda

gigi yang langsung dikopel terhadap poros, dengan demikian pelumas tersebut akan dingin melalui proses Water Cooler.

Pendinginan tersebut dilakukan secara Cool Exchanger, dimana air pendingin mengalir di luar tabung pelumasan sehingga panas pelumasan tersebut dapat diserap oleh air pendingin. Demikianlah seterusnya selama turbin masih beroperasi.

IV.35. Governors

Governors adalah alat yang berfungsi mengatur putaran dan daya turbin dengan cara mengatur uap yang masuk ke dalam turbin. Governors yang digunakan pada instalasi turbin ini adalah Governors dengan sistem hydrolic, dimana mekanisme Universitas Sumatera Utara

gerakannya diambil dari sistem throttle governing yaitu dengan cara pengaturan uap masuk ke dalam turbin melalui sebuah throttle.

Untuk mengatur gerak dari governors valve digunakan sistem hidrolic, apabila rotor turbin berputar melebihi putaran yang ditentuan maka katup dari governors akan bergerak sehingga akan terjadi pengecilan ruangan tempat masuknya uap ke dalam turbin, mengakibatkan kapasitas uap masuk turbin berkurang.

Bentuk-bentuk dari throttle valve antara lain adalah :

- Single Throttle Valve, arah uap melalui katup dalam arah tegak lurus terhadap sumbu katup.

- Throttle Valve With Shaped Profil, arah aliran uap sejajar dengan sumbu katup. - Combined Double Shaped Profil, yaitu gabungan dari kedua throttle valve yang

digunakan di atas.

- Dalam perencanaan ini throttle valve yang digunakan adalah jenis Combined Double Shaped Profil.

Untuk perencanaan ini memakai sistem Indiret Regulation, tetapi dalam perencanaan ini Penulis hanya merencanakan beberapa dimensi utama dari Governoor seperti:

 Diameter pipa  Governor masuk,  kecepatan uap masuk,  luas penampang pipa,  diameter katup,

 diameter pipa uap keluar  diameter pipa masuk turbin Kecepatan uap masuk pipa utama :

C = 91,5 (HO − HO')………4.59 Dimana :

HO = penurunan uap masuk nozzle

= 100 kkal/kg (diagram mollier pada perhitungan terdahulu) HO’ = penurunan enthapy memasuki turbin

= 81,8 kkal/kg (diagram mollier pada perhitungan terdahulu) maka :

C = 91,5 100 −81,8 = 390,3 m/detik

Luas penampang pipa utama (Ap) adalah :

Ap =

C V . G

Dimana :

G = aliran massa uap = 4,76 kg/detik V = volume spesifik uap

= 0,11 m3/kg

C = kecepatan uap pada pipa utama = 131,3 m/detik

Maka :

A =

131,3 0,11 . 4,76

= 3,9878.10-3 m2 = 3987,8 mm2 Diameter pipa utama adalah :

Dp = A.Ap / π = 4.3987,8/ 3,14 = 71 mm

Luas efektif dudukan katup (Adt) adalah :

Adt = 2 . π . Cc . Dk . L

Dimana :

= 0,8 direncanakan Dk = Diameter katup

L = Jarak geser katup = 0,12 . Dk

Adt = Ap = 3987,8 mm2

Maka :

3987,8 = 2 . 3,14 . 0,8 . (0,12 . Dk) Dk

Sehingga :

Dk2 =

0,12 . 0,8 . 3,14 . 2

3987,8

=

6 , 0

8 , 3987

= 81 mm Maka :

L = 0,12 . Dk

= 0,12 . 81 = 9,72 mm

Kecepatan uap keluar dari pipa untuk Back Presure Turbin (Cs) adalah antara (30 – 50 m/sec) .

Untuk ini kecepatan uap keluar (Cs) yang direncanakan yaitu A: Cs = 30 m/det.

Diameter pipa uap buang keluar turbin (Do) adalah :

Do =

π f . 4

Dimana :

f = luas penampang pipa uap buang (m2) f = G . V / Cs

= 4,76 . 0,11 / 30

Maka :

Do =

3,14 0,0174 .

4

= 0,149 m = 149 mm

Diameter pipa uap masuk turbin (Di) adalah :

Di = .Do 4 π

= 0,785 . 149 = 116,9 mm = 117 mm

IV. 36. Effisensi Thermal Siklus Uap Ideal Rankine Pada PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun

Untuk mendapatkan Effisiensi Thermal siklus Penulis melakukan survey lapangan pada PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun dan mendapatkan beberapa data-data sebagai berikut:

 Tekanan masuk turbin 20 Bar = 2000 kPa = 2 Mpa  Temperatur masuk turbin 3500 C

 Tekanan keluar turbin 350 Kpa

Siklus uap pada PTPN IV. Persero. Unit Usaha Kebun Gunung Bayu. Bosar Maligas, Simalungun dapat dilihat pada gambar berikut:

2 3

Wp W

1 4 BOILE

Kondasasi pd Stasiun-stasiun

PKS

Q in

Gambar 4. 12 Siklus Uap Rankine

Gabar 4. 13 Diagram T – S

Dari gambar siklus dan diagram T – S diatas, siklus memiliki empat tahap proses dan untuk mendapatkan Effisiensi Thermal penulis menganalisa secara bertahap, yaitu dimulai dari tahap 1 sebagai berikut:

Tahap 1:

Tekanan Kondensasi (P1)= 350 kPa dalam keadaan saturated liquid maka enthalpi tahap 1 (h1)= hf@350 kPa = 584,26 KJ/Kg dan volume spesifiknya (v1) = vf@350 kPa =

0,001079 m3/Kg didapat dari tabel uap jenuh A4 pada lampiran. Tahap 2:

Tekanan pada tahap 2 (P2) sampai tahap 3 adalah tekanan yang konstan (Isobar) = 2 Bar = 2000 kPa = 2 Mpa dan entropi tahap 2 (s2) = entropi tahap 1 (s1) karena proses tahap 1 sampai 2 adalah proses isentropic compression dalam Pompa. Maka kerja pompa (WPomp, in) adalah:

WPomp, in = v1 (P2 – P1)

= 0,001079 m3/Kg[(2000 – 350)kPa]

= 1,78 KJ/Kg

Maka h2 = h1 + WPomp, in

= 584,26 KJ/Kg + 1,78 KJ/Kg = 586,26 KJ/Kg

Tahap 3:

Pada tahap 3 tekanan keluar turbin (P3)= 2 MPa dan temperaturnya (T3)= 3500 C, maka dari tekanan P3 dan temperatur T3 didapatlah enthalpi dan entropi tahap 3 dari tabel uap superheater A6 yang ada dilampiran yaitu sebagai berikut:

h3= 3137,7 KJ/Kg s3= 6,9583 Kj/Kg.K Tahap 4:

Tekanan kondensasi pada tahap 4 (P4) = 350 kPa dan fluidanya dalam keadaan mixture saturated dan tekanannya konstan dan entropi 3 (s3) sama dengan entropi 4 (s4) maka dari tabel tekanan uap A5 didapat data-data sebagai berikut:

hf@350 kPa = 584,26 KJ/Kg

hfg@350 kPa = 2147,7 KJ/Kg

maka kualitas uap pada tahap 4 (x4) adalah: x4 =

=

= 1,0034 Dan h4 = hf + x4 hfg

h4 = 584,26 + (1,0034 x 2147,7) = 2739,4 KJ/Kg

setelah menganalisa ke empat proses siklus didapatlah panas yang masuk pada boiler (Qin) sebesar:

Qin = h3 – h2

= 3137,7 KJ/Kg - 586,04 KJ/Kg = 2551,66 KJ/Kg

Dan panas keluar siklus pada proses kondensasi (Qout) adalah: Qout = h4 – h1

= 2739,4 KJ/Kg – 584,26 Kj/Kg = 2155,12 KJ/Kg

Dan Effisiensi Thermalnya adalah: ηth = 1 -

= 1 – = 0,1553 = 15,53 %

Laju aliran massa Turbin ( )

Dimana

out = Daya keluar Turbin

wout = -

h4 = 2739,4 KJ/Kg V3 = 45 m/s

h3 = 3137,7 KJ/Kg Z4 = 1m

V4 = 160 m/s Z3 = 10m

maka wout = -

= -

= 11389,11 KJ/Kg Dan ( ) =

= 109,75 Kg/s Catatan : 1 KJ/Kg = 1000 m2/s2