Mesin Fluida Perancangan Kompresor Untuk Kebutuhan Instalasi Turbin Gas Dengan Daya Terpasang 120 MW

TUGAS SARJANA

MESIN FLUIDA

PERENCANAAN

KOMPRESOR

UNTUK KEBUTUHAN

INSTALASI TURBIN GAS DENGAN DAYA

TERPASANG 120 MW

Oleh

ALWIN SEMBIRING

NIM : 030421006

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

FAKULTAS TEKNIK

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTMENT TEKNIK MESIN

MEDAN

2008

TUGAS SARJANA

MESIN FLUIDA

PERENCANAAN

KOMPRESOR

UNTUK KEBUTUHAN

INSTALASI TURBIN GAS DENGAN DAYA

TERPASANG 120 MW

Oleh

ALWIN SEMBIRING

NIM : 030421006

Disetujui Oleh : Dosen Pembimbing

Ir. ZAMANHURI.MT

NIP. 130353113

TUGAS SARJANA

MESIN FLUIDA

PERANCANGAN KOMPRESOR UNTUK KEBUTUHAN INSTALASI TURBIN GAS DENGAN DAYA

TERPASANG 120 MW

Oleh :

ALWIN SEMBIRING 030421006

Telah Disetujui Dari Hasil Sidang Tugas Serjana Periode Ke Tanggal 18 Juli 2008

Dosen Penguji I Dosen Penguji II

Tulus Burhanuddin S,ST.MT. Ir.Mulfi Hazwi,MSc

NIP. 132 282 136 NIP. 130 905 356

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji dan Syukur Penulis panjatkan Kehadirat Tuhan Yang Maha Esa karena berkat dan rahmatNya penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini.

Tugas sarjana ini merupakan salah satu syarat untuk menyelesaikan perkuliahan di jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Adapun bidang yang diambil penulis adalah ” Mesin Fluida”dengan Judul ” Perancangan Kompresor untuk Kebutuhan Turbin Gas dengan daya terpasang 120 MW”.

Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terima kasih kepada:

1. Bapak Ir. Zaman Huri, MT, selaku Dosen Pembimbing Penulis yang telah banyak meluangkan waktunya untuk membimbing penulis selama ini

2. Bapak Dr. Ing.Ir. Ikhwansyah Isranuri, selaku ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas teknik Universitas Sumatera Utara.

3. Seluruh staff Pengajar di Departemen Teknik Mesin FT-USU yang telah membantu penulis dalam hal Administrasi.

4. Seluruh Staff Pegawai PT.PLN (Persero) Unit Bisnis Pembangkit dan Penyaluran Sumatera Bagian Utara sektor Belawan dalam membimbing Penulis selama melakukan survey.

5. Kedua Orang Tua yang selalu mendoakan Penulis sampai sekarang.

6. Untuk kakak, Abang, dan Adik-adikku yang turut selalu mendoakan Penulis. 7. Teman-teman yang telah banyak memberikan sumbangsih dalam penyelesaian

Penulis menyadari bahwa tugas sarjana ini masih banyak kekurangan, untuk itu penulis mohon maaf dan mengharapkan koreksi untuk kesempurnaan tugas sarjana ini. Akhir kata penulis mengucapkan Terima Kasih, semoga tugas sarjana ini bermanfaat bagi pembaca khususnya para Mahasiswa Teknik mesin.

Medan, 2008 Hormat Penulis

ALWIN SEMBIRING 030421006

DAFTAR ISI

Halaman

KATA PENGANTAR... i

DAFTAR ISI... iii

DAFTAR GAMBAR... iv

DAFTAR TABEL... viii

DAFTAR NOTASI... xi

DAFTAR LAMPIRAN... xii

BAB I PENDAHULUAN I.1 Later Belakang... 1

I.2 Tujuan Penulisan... 2

I.3 Pemabahasan Masalah... 2

I.4 Metode Penulisan ... 3

I.5 Sistematik Penulisan ... 3

BAB II TINJAUAN PUSTAKA II.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas ... 4

II.2 Pengertian Kompresor... 7

II.3 Klasifikasi Kompresor... 7

II.4 Konstruksi Kompresor Aksial ... 9

II.5 Konstruksi Kompresor Radial ... 11

II.6 Analisa Termodinamika ... 12

II.6.2 Ruang Bakar ... 15

II.6.3 Turbin ... 17

II.6.4 Kalor Efektif ... 18

II.6.5 Kerja Spesifik siklus Bersih ... 18

II.6.6 Efisiensi Siklus Bersih ... 19

II.6.7 Generator ... 19

II.6.8 Laju Aliran Masa Udara ... 20

BAB III PENETAPAN SPESIFIKASI III.1 Spesifikasi Teknis Perencanaan ... 22

III.2 Pembahasan Materi ... 23

III.2.1 Analisa Termodinamika pada kompresor ... 23

III.2.2 Proses Pada Ruang Bakar ... 26

III.2.3 Analisa Termodinamika pada turbin gas ... 30

III.2.4 Generator Listrik ... 32

III.2.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar ... 33

III.2.6 Jumlah tingkat Kompresor ... 37

BAB IV UKURAN-UKURAN UTAMA KOMPRESOR IV.1 Penentuan Tinggi Tekan ... 38

IV.1.1 Penentuan Daya Kompresor ... 39

IV.1.2 Penentuan Putaran Spesifik ... 39

IV.2 Perencanaan Poros ... 40

IV.4 Penentuan Dimensi Annulus dan Putaran Kompresor... 47

IV.5 Perencanaan Sudu Kompresor ... 51

IV.6 Panjang dan Berat Poros ... 61

IV.7 Perencanaan Bantalan ... 71

IV.8 Sistem Pelumasan ... 76

BAB V KESIMPULAN ... 82

DAFTAR PUSTAKA ... 83 LAMPIRAN

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Diagram Aliran Gas Siklus Terbuka Gambar 2.2 Siklus Brayton Idial

Gambar 2.3 Gambar Penampang Turbin Gas Pada Instalasi Listrik

Gambar 2.4 Penampang Melintang memanjang dan selinder dari sudu jalan kompresor rsdisl dsn aksil

Gambar 2.5 Penampang sudu dari kompresor radial dan aksial Gambar 2.6 Kompresor aksial banyak tingkat

Gambar 2.7 Sudu sudu kompresor

Gambar 2.8 Potongan roda jalan kompresor radial Gambar 2.9 Diagaram T-s

Gambar 3.1 Diagram T-s siklus brayton

Gambar 3.3 Kerugian tekanan pada ruang bakar Gambar 3.5 Daerah pemakain kompresor Gambar 4.1 Ukuran dan bentuk pasak Gambar 4.2 Gaya tangensial pada pasak Gambar 4.4 Penampang Anulus

Gambar 4.5 Gaya aksial dan Tangensial Gambar 4.6 Pembebanan pada poros Gambar 4.8 Batalan Luncur

Gambar 4.9 Gerafik ketebalan lapisan dan perbandingan eksentritas Gambar 4.10 Gerafik karakteristik bantalan vs posisi ketebalan minimum

Gambar 4.11 Gerafik variasi koefisien gesek Gambar 4.12 Gerafik variabel alir

Gambar 4.13 Gerafik perbandingan aliran Gambar 4.14 Gerafik pemilihan jenis bantalan

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Komposisi bahan bakar Tabel 3.2 Kebutuhan udara pembakaran

Tabel 3.3 Temperatur dan tekanan pada komposisi instalasi turbin gas Tabel 3.4 Masa sudu-sudu rotor tiap tingkat

DAFTAR NOTASI

a : Kecepatan suara (m/s)

A : Luas penampang (m)

C : Kecepatan absolut udara (m/s)

C : Chord sudu (m)

Ca : Kecepatan aksial udara sepanjang kompresor (m/s)

Cb : Faktor koreksi terhadap momen lentur

CD : Koefisien Gaya Geser (Drag)

CL : Koefisien gaya angkat (lift)

Cp : Panas jenis pada tekanan konstan (kJ/kgK)

CV : Panas jenis pada volume konsatan (kJ/kgK)

Dp : Diameter poros (m)

D : Diametar (m)

fc : Faktor koreksi

Ft : Gaya tangensial (N)

FAR : Fled air rasio (Perbandingan massa bahan bakar dengan udara )

g : Percepatan gerafitasi (m2)

h : tinggi sudu (m)

i : Sudut datang (o)

l : Panjang tali busur sudu (m)

m : Massa sudu (Kg)

ma : Laju aliran massa daerah pembakaran (kg/s)

mk : Laju aliran udara massa kompresor (kg/s)

mt : Laju aliran massa udara turbin (kg/s)

n : Putaran kompresor (rpm)

Nf : Gaya gesek (N)

z : Jumlah sudu

nk : Putaran kritis (rpm)

P : Tekanan (bar)

PK : Daya kompresor (MW)

Q : Laju aliran plumas (m3/s)

r : Jari-jari (m)

s : Jarak antara Sudu(pitch) (m)

S : Angka karateristik bantalan

T : Temperatur (K)

V : Kecepatan udara relatif terhadap sudu (m/s)

W : Beban (N)

α : Sudut aliran absolut (0)

β : Sudut aliran relatif (0)

ε : Sudut deteksi udara (0)

γ : Perbandingan panas jenis

δ : Sudut Defiasi (0)

η : Efesisnsi (%)

θ : Sudut camber sudu (0)

ρ : Massa jenis (kg/m3)

τ : Tegangan (Mpa)

Λ : Derajat reaksi

ω : Kecepatan sudu (rad/s)

BAB I

PENDAHULUAN

I.1 Latar Belakang

Sejalan dengan pesatnya perkembangan teknologi, maka keperluan udara dan gas-gas bertekanan semakin luas dan meningkat, baik sebagai sumber tenaga, proses dan kebutuhan pneumatik.

Kebuthan akan gas-gas bertekanan banyak dijumpai pada industri seperti berikut ini :

- Proses pembakaran untuk ruang bakar pada intalasi turbin gas.

- Peralatan pneumatik pada pertambangan, peleburan logam dan pada industri otomotif.

- Pada industri soda, asam nitrat dan chlor.

- Pada industri petrokimia, untuk mendapatkan dan mensirkulasi gas.

- Sebagai pemadat gas dan mengalirkannya pada sistem distribusi gas yang dialirkan melalui pipa dan pada instalasi pencairan gas alam untuk transformasi kapal laut.

Berhubung dengan hal diatas, udara (gas-gas) bertekanan digunakan hamper disemua indutri, sehingga dapat disimpulkan bahwa kebutuhan gas-gas bertekanan merupakan suatu kebutuhan yang snagat vital.

Semua kebuthan udara yang bertekanan ini dapat dihasilkan oleh kompresor, baik kompresor sentrifugal, kompresor aksial, torak, maupun rotary sesuai dengan kapasitas dan tekanan yang diperlukan.

Gas-gas yang bertekanan yang dihasilkan oleh kompresor mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan dengan tenaga listrik dan hidrolik, seperti :

- Kontruksi dan operasi mesin yang sederhana.

- Pemeliharaan dan pemeriksaan mesin dapat dilakukan dengan mudah. - Energinya dapat disimpan.

Karena begitu pentingnya kebutuhan gas-gas bertekanan ini maka dalam perencanaan ini akan direncanakan suatu kompresor yang akan digunakan untuk mengkompresikan gas hydrogen yang dibutuhkan dalam proses pembakaran unuk ruang bakar pada instalasi turbin gas.

I. 2. Tujuan Penulisan

Penulisan ini dimaksudkan untuk merencanakan sebuah kompresor untuk keperluan instalasi turbin gas, untuk menghasilkan daya output sistem 120 MW.

I. 3 Pembahasan Masalah

Untuk mendapatkan suatu hasil perencanaan yang baik, maka dalam perencanaan ini dibuat pembatasan masalah, karena semakin spesifik suatu perencanaan maka hasilnya juga akan baik.

Dalam tugas sarjana ini permasalahan dibatasi pada : - Perhitungan termodinamika

- Penetapan spesifikasi kompresor - Ukuran-ukuran utama kompresor - Gambar penampang kompresor

I. 4 Metodologi Penulisan

Untuk memulai penulisan tugas sarjana ini diperlukan data-data yang mendukung. Data-data ini diperoleh dari lapangan dan data dari buku-buku refrensi. Data survei yang diperoleh sebagian adalah sebagai bahan perbandingan dan sebagian lagi menjadi dasar perencanaan, sedangkan data yang diambil dari refrensi menjadi bahan penting bagi selesainya tugas sarjana ini.

I. 5 Sistematik Penulisan

Untuk lebih mempermudah dalam memahami tulisan ini, maka dibuat perbandingan bab yang saling berhubungan. Tulisan ini disusun dalam 5 bab yaitu :

- BAB I, merupakan uraian singkat tentang latar belakang penulisan, tujuan, batasan masalah dan sistematik penulisan tugas sarjana ini.

- BAB II, menguraikan teori dan persamaan-persaman yang akan dipakai pada pembatasan materi.

- BAB III, merupakan pembahasan tentang analisa termodinamika dan penetapan spesifikasi kompresor.

- BAB IV, merupakan bahasan perhitungan ukuran-ukuran utama kompresor. - BAB V, merupakan pembahasan tentang kesimpulan dari pembahasan pada

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

II. 1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas

Pada dasarnya turbin gas terdapat 3 komponen utama (gambar 2.1) yaitu : 1. Kompresor

2. Ruang bakar 3. Turbin

Udara masuk B.Bakar Gas Buang

KOMPRESOR TURBIN

Gambar 2.1 Diagram Aliran Turbin Gas Siklus Terbuka

Cara kerja yang dipakai pada sistem turbin gas didasarkan pada siklus Brayton (gambar 2.2) tanpa memperhatikan turbin gas tersebut dipakai pada pembangkit daya pada instalasi, otomotif, ataupun pada pesawat terbang.

Sikslus Brayton ideal adalah siklus dengan beberapa asumsi, yaitu : 1. Proses kompresi dan ekspansi terjadi isentropic.

R.Bakar

genera tor

2. Perubahan energi kinetik dan fluida kerja antara sisi masuk dan sisi keluar kompresor diabaikan.

3. Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk ruang bakar 4. Masa aliran gas dianggap konstan

Gambar 2.2 Siklus Brayton Ideal 1 – 2 : Proses kompresi isentropik pada kompresor

2 – 3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan 3 – 4 : Proses ekspansi isentropik

4 – 1 : Proses pembuangan kalor pada tekanan konstan

Adapun cara kerja turbin gas dimulai dari kompresor yang berfungsi untuk menghisap udara sekaligus memanfaatkannya sehingga tekanan dan tempratur akan naik.

Udara bertekanan tinggi dari kompresor masuk kedalam ruang bakar , dimana bahan bakar disemprotkan sehingga tejadi pembakaran. Energi yang dihasilkan pada proses pembakaran menyebabkan gas hasil pembakaran mengalami kenaikan

tempratur dan entalpi yang secara ideal pada tekanan konstan. Gas hasil pembakaran ini di ekspansikan kedalam turbin dan akan memutar sudu-sudu turbin, dimana putaran akan memutar poros yang sekaligus juga memutar kompresor dan generator listrik. Turbin gas pada instalasi listrik dapat dilihat pada gambar 2.3.

Gambar 2.3 Gambar Penampang Turbin Gas Pada Instalasi Listrik. Keterangan gambar :

1. Kompresor 2. Turbin 3. Poros 4. Ruang bakar

Pembahasan rancangan ini lebih menitikberatkan pada bagian kompresor sesuai dengan judul yang sudah ditetapkan.

II. 2. Pengertian Kompresor

Kompresor merupakan pasawat konversi energi yang memanfaatkan udara atau gas yang bertekanan rendah menjadi tekanan lebih tinggi. Kompresor biasanya menghisap udara dari atmosfer dan memanfaatkannya hingga tekanan kerja yang diinginkan, namun ada juga komprosor yang menghisap udara atau gas yang bertekanan yang lebih tinggi dari atmosfer, dalam hal ini kompresor bekerja sebagai penguat (booster). Sebaliknya ada juga kompresor yang menghisap udara yang tekanannya lebih rendah dari tekanan atmosfer, dalam hal ini kompresor ini disebut pompa vakum, tetapi disimpan pada tangki penyimpanan kemudian disalurkan pada unit-unit yang memerlukan.

II. 3. Klasifikasi Kompresor

Kompresor terdapat dalam berbagai jenis dan tergantung pada volume dan tekanannya. Berdasarkan arah memanfaatkannya, kompresor dibagi atas 2 jenis yaitu :

1. Kompresor Sentrifugal

Kompresor jenis ini bekerja dengan menaikkan dengan tekanan dan kecepatan fluida dengan gaya sentrifugal ini dibagi lagi atas kompresor aksial dan radial, berdasarkan arah aliran gas masuk sudu yaitu sejajar atau tegak lurus.

2. Kompresor perpindahan positif (Positive displacement)

Kompresor jenis ini menaikkan tekanan dengan memperkecil atau memanfaatkan volume udara atau gas yang dihisap kedalam selinder atau torak.

Untuk instalasi turbin gas yang digunakan menaikkan head (H) atau tekanan digunakan kompresor radial atau kompresor aksial.

Pada kompresor radial udara masuk dengan kecepatan (C1) akibat adanya

kecepatan (C2) yang tinggi. Untuk medapatkan (C2) yang tinggi dibutuhkan

perbandingan impeler D2 D1 yang besar. Demikian juga kecepatan (C2) yang keluar

impeler, tidak dapat langsung digunakan tetapi harus mempunyai peralatan tertentu seperti pengarah, seperti yang diperlihatkan pada gambar 2.4. perbandingan diameter yang besar sekali menyebabkan luas penampang lairan pada sisi masuk jauh lebih kecil dari luas penampang aliran sisi keluar, sehingga kapasiats kompresor radial relatif kecil.

Gambar 2.4 Penampang Melintang Memanjang dan Silinder dari Sudu Jalan Kompresor Radial dan Aksial

Pada kompresor aksial arah aliran didalam sudu sejajar sumbu poros (aksial), diameter rata-rata sudu antara bagian masuk dan bagian keluar adalah sama. Sehingga kecepatan tangensial sisi masuk (U1) sama dengan kecepatan tangensial

dapat dinaikkan maka kecepatannya diperbesar, hal ini dapat diatur dengan merancang bentuk kelengkungan sudu yang sesuai dengan kapasitas. Sehingga dapat simpulkankan bahwa kapasitas kompresor aksial lebih baik dibandingkan dengan kapasitas kompresor radial.

Gambar 2.5. Penampang Sudu dari Kompresor Radial dan Kompresor Aksial

II.3. Komtruksi Kompresor Aksial

Kompresor banyak tingkat yang alirannya bergerak secara aksial diperlihatkan pada gambar 2.6. Rotor ditumpu dengan bantalan luncur logam putih dan dibuat dari baja tempiat, bantalan tekan dipasang pada sisi tekan. Pada saat terdapat titik tetap dari rumah, perpanjangan atau pemuaian karena panas dari rumah dan rotor akan bergerak kearah kiri dan dapat diseimbangkan oleh kopling gigi elastis yang dipasang berhadapan dengan motor penggerak. Sudu-sudu pengarah diapsang pada rumah sudu pengarah yang juga dibagi secara horizontal (gambar 2.7). Dari situ terdapat celah aksial dan radial yang presisi tidak dipengaruhi oleh regangan karena panas. Baut-baut disebelah kiri dari rib melingkar yang berputar

pada rumah bagian bawah gunanya untuk mengikat rumah dan untuk keamanan terhadap bergeraknya rumah penyangga sudu pengarah karena tekanan. Rumah bagian luar dilengkapi dengan saluran isap dan saluran tekan.

Gambar 2.6. Kompresor Aksial Banyak Tingkat

II.4 Kontruksi Kompresor Radial

Gambar 2.8 memperlihatkan penampang melintang sebuah roda jalan dari kompresor radial.

II.5. Analisa Termodinamika

Pada penerapannya siklus ideal tidak mungkin diperoleh karena dalam siklus akan terdapat kerugian kalor, hal ini terjadi karena isolasi yang kurang sempurna, juga terjadi kerugian tekanan pada komponen system yang disebabkan karena adanya gesekan fluida. Penyimpangan tersebut dalam siklus dapat dilihat pada gambar 2.9.

Gambar 2.9 Diagram T. s Keterangan gambar :

_________ : Siklus ideal --- : Siklus actual

1-2 : Proses kompresi isentropic 1-21 : Proses kompresi aktual

21-3 : Proses pembakaran aktual 3-4 : Proses ekspansi isentropic 3-41 : Proses ekspansi aktual

41-1 : Proses pengembangan kalor aktual

II.5.1. Kompresor

• Kerja spesifik Kompresor ideal, titik 1-2 (Wk1-2) yaitu kalor spesifik yang

dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi ideal menurut (Lit 1 hal 155)

Wk1-2 = Cp (T2 – T1)

= h2 – h1 (kJ/kg) ….. (2.1)

Dimana :

Cp = Panas jenis udara pada tekanan konstan (kJ/kg) T1 = Temperatur udara masuk kompresor (K)

T2 = Temperatur udara keluar kompresor (K)

h1 = Entalpi udara spesifik masuk kompresor (kJ/kg)

h2 = Entalpi udara spesifik keluar kompresor (kJ/kg)

Harga-harga entalpi udara spesifik dapat dilihat pada tabel sifat-sifat udara (lampiran 1). Kerja spesifik kompresor aktual pada 1-21 (Wk1-21) yaitu kalor spesifik

yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor secara aktual dengan memperhitungkan efisiensi kompresor dan kerugian-kerugiannya, karena pada dasarnya kompresi tidak akan pernah terjadi secara isotropik. Akibatnya kalor yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor secara aktual akan lebih besar.

Maka efisiensi kompresor :

1 ' 2

1 2

h h

h h

aktual Kerja

ideal Kerja k

− − = =

η

dimana :

h21 = Entalpi udara spesifik keluar kompresor aktual (kJ/kg)

ηk = Efisiensi kompresor

Dengan menentukan efisiensi kompresor yang berharga 0,05 – 0,90 maka diperoleh h21 dan T21 (lit 2 hal 197).

• Pemasukan panas, titik 2-3

Qin = h3 – h2 (KJ/Kg gas) …… (2.3)

II.5.2. Ruang Bakar

Kalor spesifik yang masuk (Qin) pada ruang bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperature gas sekaligus menaikkan entalpinya, secara teoritis terjadi pada tekanan konstan. Reaksi pembakaran sempurna sengan udara untuk hidro karbon dengan mengetahui perbandingan volume sempurna dengan udara hidrokarbon dengan mengetahui perbandingan volume dari bahan baker berguna untuk menganalisa pembakaran tiap komponen bahan bakar sehingga diperoleh AFR.

) 4 . 2 ( ....

bakar bahan massa

udara massa

bakar bahan BM x bakar bahan mol

udara BM x udara mol AFR

= =

Kemudian akan didapat faktor kelebihan udara (λ) yaitu :

% 100

x teo AFR

teo AFR akt AFR −

=

λ …. (2.5)

Dimana :

λ = Faktor kelebihan udara ( excess air ) AFR = Air Fuel Ratio (kgudara/kgbahan bakar)

BMudara = berat molekul udara (kgudara/kmolbahan bakar)

BMbahan bakar = berat molekul bahan baker (kgbahan bakar /kmolbahan bakar)

Pada ruang bakar proses pembakaran terjadi pada tegangan konstan (isobar), tetapi pada kenyataannya terjadi pengurangan tekanan sebesar 0,02 – 0,03 (lit 2 hal 200).

Qrb = Cp (T3 – T21)

= h3 – h21 …. (2.6)

dimana :

h3 = Entalpi gas keluar ruang baker (kJ/kg)

T3 = Temperatur gas keluar ruang baker (K)

qrb = Kalor spesifik ruang baker (kJ/kg)

Reaksi pembakaran teoritis dengan udara hidro karbon dengan rumus CmHn

(

O aN bH O

)

mCO a m n N n b m n H O n

m H

C_{m n 2 2 2 2 2 2}

4 4

4

4 

          + + +     _      + + → + +       + + dimana :

a = perbandingan volume N2 dengan O2 di udara

b = perbandingan volume H2O dengan O2 di udara

II.5.3. Turbin

Dari gambar 2.8 proses turbin yang ideal adalah dari titik 3-4 yang merupakan prose ekspansi. Proses ini adalah proses pelepasan energi yang mana pada penerapannya digunakan sebagai energi untuk menggerakkan bahan (kompresor dan generator). Karena terbatasnya kekuatan material sudu turbin terhadap temperature dan tegangan thermal maka temperature gas masuk turbin dibatasi, untuk turbin penggerak pesawat terbang temperature maksimum 1280 0 C dan untuk turbin industri 950 o C (lit 1 hal 192), sedangkan gas buang turbin di batasi sekitar 400 – 550 o C dan untuk tekanannya agar dapat mengalir keudara bebas maka dirancang tekanan gas keluar turbin 1,1 -1,2 kali tekanan udara bebas. Sehinga untuk proses ekspansi ideal pada turbin kerja yang terjadi adalah :

Wt3-4 = Cp ( T3 – T4)

= h3-h4 …. (2.7)

dimana :

Wt3-4 = Kerja spesifik ideal yang keluar turbin(kJ/kg)

T4 = Temperatur gas keluar turbin (K)

h4 = Entalpi gasn keluar turbin ideal (kJ/kg)

Karena adanya kerugian maka hanya sebagaian dari kalor yang ada pada gas dapat diubah menjadi kalor berguna dengan efisiensi turbin.

4 3

1 4 3

h h

h h t

− − =

η …. (2.8)

dimana :

h41 = Entalpi spesifik keluar turbin (kJ/kg)

ηt = Efisiensi turbin

Efisiensi turbin dan efisiensi kompresor adalah 0,9 maka diperoleh harga entalpi keluar turbin aktual dan kondisi gas buang aktual.

II.5.4 Kalor Efektif

Kalor efektif adalah selisih antara kalor yang dimasukkan dengan kalor yang keluar, secara matematis dapat dituliskan :

q eff = q in – q out …. (2.9)

= (h3 – h21) – (h41 – h1)

II.5.5 Kerja Spesifik Siklus Bersih (Wnett)

Kerja spesifik siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas, yang secara matematis dapat dituliskan :

= (h3 – h21) – (h41 – h1)

= q eff …. (2.10)

Dari persamaan tersebut dapat disimpulkan bahwa selisih antara kalor yang masuk dan keluar merupakan kerja spesifik yang dihasilkan untuk menggerakkan beban selain kompresor.

II.5.6 Efisiensi Siklus

Merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif dengan kalor yang dimasukkan ke system yaitu :

) ( ) ( 1 ) ( ) ( 2 3 1 1 4 2 3 1 1 4 1 2 3 h h h h h h h h h h in q net W sik −− − = −− − − = = η

Oleh karena proses 1-2 dan 3-4 adalah proses yang berlangsung secara isentropis, maka hubungan P-T diperoleh :

( )

( ) 4 3 1 1 2 T T r T T p =

= γ− γ _{…. (2.12)}

dimana rp adalah perbandingan tekanan (pressure ratio), yaitu :

4 3 1 2 4 3 1 2 Pr Pr Pr Pr = = = = p p p p

r_p …. (2.13)

II.5.7 Generator

Daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan generator utnuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto turbin. Daya netto haruslah lebih besar dari daya

keluar generator. Karena pada generator itu sendiri terhadap faktor daya dan kerugian-kerugian.

ϕ η

ηg. mcos

P net

Pt = …. (2.14)

dimana :

P : Daya keluar generator ηg : Efisiensi generator

ηm : Efesiensi mekanis generator Cos φ : Faktor daya

Dan untuk daya semu generator (Pg) adalah :

ϕ

Cos P

Pg = …. (2.15)

dimana : Pg = Daya semu generator II.5.8 Laju Aliran Massa Udara

Untuk menentukan laju aliran massa udara dari bahan baker maka keadaan dihitung pada temperature rata-rata udara atmosfer yang dihisap kompresor, hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluar system tidak terlalu besar bila system bekerja pada temperature rendah ataupun temperature tinggi atau atmosfer. Laju aliran massa udara dan bahan baker dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi dan instalasi :

Pt = Pt net + Pk Pt net = Pt – Pk

= mg. Wt – ma . Wk = (ma + mf) Wt – ma . Wk

Wk Wt a m

f m

net Pt a

m

−     

  

+ =

. . .

1

…. (2.16)

dimana :

a m

f m

. .

= FAR aktual Pt net = Daya turbin bersih Pt = Daya turbin Pk = Daya kompresor

BAB III

STUDI LAPANGAN DAN

ANALISA TERMODINAMIKA

III.1. Spesifikasi Teknis Perencanaan

Spesifikasi teknik perencanaan yang ditetapkan sesuai dengan data referensi dari buku yang disesuaikan dengan data hasil survey studi pada sebuah instalasi pembangkit tenaga listrik (PLTG). Spesifikasi teknis yang digunakan ditetapkan dari turbin gas penggerak generator dengan daya 120 MW.

Spesidikasi tugas rancangan adalah :

Daya : 120 MW

Bahan bakar : Natural gas (gas alam) Fluida kerja siklus : Gas

Putaran turbin : 3000 rpm

Perbandingan kompresi : 10 Temperatur masuk kompresor : 30 0 C Tekanan barometer : 1,013 Bar Temperatur masuk turbin : 1007 0 C

Temperatur udara atmosfir yang diisap kompresor mempunyai pengaruh yang cukup besar terhadap daya sfektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran massa udara yang diisap kompresor akan berubah sesuai dengan perubahan temperatur menurut persamaan umum untuk gas ideal.

Dimana

RT PV

M= , bila temperatur gas rendah maka aliran gas akan naik dan sebaliknya. Jadi sistem turbin gas akan memberikan efesiensi thermal yang maksimum pada temperature udara atmosfir terendah pada suatu lingkungan dimana instalasi turbin gas itu dibuat.

III.2. Pembahasan Materi

Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisa keadaan pada tiap titik (gambar 3.1). Analisa ini diukung dengan menentukan beberapa harga yang dibutuhkan dengan mengacu pada referensi yang ada.

Gambar 3.1 Diagram T-s Siklus Bryton

III.2.1. Analisa Termodinamika Pada Kompresor

Analisa termidinamika pada kompresor dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor. Pengambilan asumsi untuk menetukan termodinamika kompresor adalah didasarkan pada effisiensi politropis, yaitu

effisiensi isentropis dari sebuah tingkat kompresor dan turbin yang dibuat konstan untuk setiap lingkaran berikutnya.

1. Kondisi udara masuk kompresor : Pa = Tekanan barometer (1,013 bar) Ta = Temperatur lingkungan (300 C) = 30 + 273 K

= 303 K

γ = Konstanta adiabatic = 1,4 (untuk udara) Sehingga :

P1 = Pa – Pf

dimana, Pf = Proses tekanan pada saringan udara masuk kompresor

= 0,01 bar (hasil survey) maka :

P1 = 1,013 – 0,01

P1 = 1,003 bar

Dengan demikian dari persamaan (2.12) akan diperoleh :

K T

T

14 , 302

013 , 1

003 , 1 303

1

4 , 1

1 4 , 1 1

=

      =

−

Sehingga dari tabel property udara (lamp. 1) diperoleh : h1 = 302,34 kJ/kgudara

2. Komdisi udara keluar kompresor Dari persamaan (2.13) diperoleh : Pr2s = rp x Pr1

= 10 x 1,42 = 14,2

P2s = 10,03 bar

Maka setelah diintepolasi dari tabel property udara : h2s = 584 kJ/kg

T2s = 578 K

3. Kerja kompresor

3.1 Kondisi ideal kompresor Dari persamaan (2.1) : Wks = 584 – 302,34

= 281,66 kJ/kg

3.2 Kondisi aktual perencanaan

Untuk menentukan keadaa pada titik 2, yaitu keadaan aktual maka ditetapkan ηk = 0,85 (antara 0,85 – 0,90) [lit 1. hal 323].

Maka kerja aktual kompresor adalah :

kg kJ W

W k ks Ka

/ 36 , 331

85 , 0

66 , 281

= = =_η

Sehinga akan diperoleh h2 :

h2 = WKa + h1

h2 =331,36 + 302,34

h2 = 633,7 kJ/kg

Sehinga temperature aktual perancanaan yaitu sebesar : T2 = 625,3 K

Proses pada Ruang Bakar

Daya yang dihasilkan turbin tergantung dari entalpi pembakaran.Untuk itu perlu di analisa reaksi pembakaran yang tejadi pada ruang bakar.dari analisa akan didapat perbandingan bahan bakar dengan udara yang dibutuhkan ( FAR )yang dipergunakan,sehinga diperoleh laju aliran massa yang dialirkan ke turbin.Bahan bakar yang dipakai adalah gas alam dengan komposisi pada tabel 3.1

Tabel 3.1. Komposisi Bahan Bakar

No. Komposisi % Volume

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9.

CO2

N2

CH4

C2H6

C3H8

C4H10

C5H12

C6H14

C7H16

2,86 1,80 88,19

3,88 2,1 0,83 0,25 0,05 0,04 Σ = 100 %

LHV 45.700 kj/kg

Dengan reaksi pembakaran komponen bahan bakar adalah : Untuk CH4

0,8819 CH4 + a (O2 + 3,76 N2) → b CO2 + c H2O + d N2

Persamaa reaksi berikut diatas disetarakan sebagai berikut : Unsur C : b = 0,8819

Unsur H : 2c = 4b c = 1,7638 Unsur O : 2a = 2b + c

a = 1,7638 Unsur N2 : d = 3,76 a

d = 6,6318

Sehingga persamaan reaksi (stoikiometri) yang terjadi :

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

Maka akan diperoleh massa bahan bakar CH4 :

Untuk massa CH4 = 1,7638 x 16

= 14, 1104 kgCH4/1 Mol bahan bakar

Tabel 3.2. Kebutuhan Udara Pembakaran No. Komposisi

B. Bakar

Fraksi Mol B. Bakar (% Volume)

Mol udara yang dibutuhkan

Massa B. Bakar (kgCmHm/1 Mol

BB) 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. CO2 N2 CH4

C2H6

C3H8

C4H10

C5H12

C6H14

C7H16

0,0286 0,018 0,8819 0,0388 0,021 0,1162 0,05 0,0135 0,014 - - 1,7638 0,194 0,189 0,1162 0,05 0,0135 0,014 1,2584 0,504 14,1104 1,164 0,924 0,4814 0,18 0,043 0,04

Σ = 1 Σ = 2,3405 Σ = 18,7052

Sedangkan massa udara yang dibutuhkan adalah : Massa = mol x Mr

= 2,3405 x (32 + 3,76 . 28) = 321, 3038 kg

maka, bakar bahan udara TH kg kg Bakar Bahan Massa MassaUdara AFR / 177 , 17 7025 , 18 3038 , 321 = = =

Untuk menghitung perbandingan bahan bakar aktual, dapat dilihat dari gambar3.2 berikut, dengan menghitung temperature udara keluar dari kompresor

352,3oC dan dengan pertimbangan bahan yang dipakai sudu, ditetapkan temperature gas masuk turbin 10070C. Maka dapat ditentukan factor kelebihan udara (excess air) sebesar 3,409 sehingga :

0132 , 0 73 , 75 177 , 17 ) 177 , 17 409 , 3 ( % 100 177 , 17 177 , 17 9 , 340 % 100 = = + = − = − = AKT AKT AKT AKT TH th AKT AFR AFR x AFR x AFR x AFR AFR AFR λ

Gambar 3.2 Grafik Faktor Kelebihan Udara (Sumber : turbin Pompa dan Kompresor, Fritz Dietzel)

Kerugian tekanan pada ruang bakar (gambar 3.3) sebesar 0,01 – 0,02 bar [lit. 1. hal. 286], diambil 0,02 bar.

Maka : P3 = P2s - ∆Pb

= 10,03 – 0,02 … (lit. 1 hal. 285)

Gambar 3.3 Kerugian Tekanan Pada Ruang Bakar Sehingg keadaan pada titik 3 :

T3 = 1007 + 273

= 1280 K

Dengan menggunakan tabel property udara (lamp. 1) maka diperoleh : h3 = 1372,24 kJ/kg

Pr3 = 310,4

3.2.3. Analisa Termodinamika pada Turbin 1. Temperatur dan Tekanan Udara Keluar Turbin

Tekanan keluar turbin (ideal) sama dengan tekanan atmosfir, sehingga : P4s = Pa = 1,013 bar

4 , 31

4 , 310 01 , 10

013 , 1

Pr

Pr 3

3 4 4

= = =

x x P P_s s

Dengan demikian diperoleh enthalpi dan temperatur keluar turbin : h4s = 730,74 kJ/kg

T4s = 716,22 K

2. Kerja Turbin

• Kondisi kerja ideal turbin WTs = 1372,24 – 730,74

= 641,5 kJ/kg

• Kondisi kerja aktual turbin

Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan effisiensi isentropis turbin yakni dipilih 0,85 (antara 0,85 – 0,90) [Lit. 1 Hal. 302]

ηT = effisiensi turbin

= 0,85 maka :

WTa = 0,85 x 641,5 kJ/kg

= 545,275 kJ/kg

Sehingga diperoleh entalpi dan temperature perencanaan : h4 = h3 - WTa

= 1372,24 – 545,275 = 826,96 kJ/kig T4 = 804,58 K

3.2.4 Generator Listrik

Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak- balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya nyata yang diukur dengan Watt. Dikatakan daya nyata karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.

2. Daya reaktif yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi.

Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang besar karena dua hal, yaitu : a) Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bias dielakkan.

b) Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Gambar 3.4 berikut menggambarkan daya yang bekerja pada generator.

Daya Nyata (MW)

φ

Gambar 3.4 Daya Pada Generator

• Daya keluar (nyata) generator : PG = 120 MW

• Daya semu generator :

MVA Cos

P

P G

S

150 8 , 0 120

= = =

φ

• Daya netto turbin :

φ η

η Cos

P P

Tr G

G E

. .

=

Dimana : ηG = effisiensi generator (direncanakan 0,98) [Lit. 8 Hal 27]

ηTr = effisiensi transmisi (direncanakan 0,96) [Lit. 8 Hal. 27]

Maka : MW x x P_E 160 8 , 0 96 , 0 98 , 0 120 = =

3.2.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar

Ka Ta a f E a W W m m P m −       + =    1 Dengan ,

PE = 160 MW

0132 , 0 = = AKT a f FAR m m   dan,

AFRAKT = 75,73

Sehingga : s kg ma / 24 , 738 36 , 331 275 , 545 ] 0132 , 0 1 [ 160000 = − + =  Sedangkan : s kg x FAR x m

mf a AKT

/ 74 , 9 0132 , 0 24 , 738 = = =  

Maka kapasitas udara yang dokonversikan :

ρa

m Q= 

Dimana :

Q = Kapasitas udara (m3/s) ma = Laju aliran massa udara ρ = Kerapatan (kg/m3)

T R P .. = ρ Dimana :

P = Tekanan

R = Konstanta Gas = 287 J/kg K T = Suhu (K)

Dalam hal ini kapasitas berbeda pada setiap kondisi yang berbeda pula, untuk itu hanya dibuat pada kondisi masuk dan kondisi keluar. Untuk kondisi masuk kompresor (Qi). 3 5 / 156 , 1 14 , 302 287 10 003 , 1 m kg x x = = ρ Sehingga : Qi = 156 , 1 24 , 738

= 638,6 m3/s

Untuk kondisi keluar kompresor (Qo) : ρ = 3 , 625 287 10 3 , 10 5 x x

Sehingga : Qo =

1 , 62

24 , 738

= 11,88 m3/s

Maka daya untuk masing-masing instalasi komponen turbin gas adalah : 1. Daya kompresor :

Pk = m .a Wk

= 738,24 x 281, 66 = 207,932 MW 2. Daya turbin :

Pt = (ma+mf)Wt

= (738,24 + 9,74) x 545,275 = 407,854 MW

3. Panas suplai ruang bakar :

Dari hasil perhitungan diatas maka kondisi perubahan temperatur dan tekanan kompresor, ruang bakar dan turbin dapat dilihat pada table berikut ini.

Tabel 3.2.1 Temperatur Dan Tekanan Pada Komponen Instalasi Turbin Gas

No Parameter Notasi Harga

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10

Tekanan udara masuk kompresor Tekanan udara keluar kompresor Tekanan udara masuk turbin Tekanan udara keluar turbin

Temperatur udara masuk kompresor Temperatur udara keluar kompresor Temperatur udara keluar kompresor aktual Temperatur udara masuk turbin

Temperatur udara keluar turbin Temperatur udara keluar turbin aktual

P1

P2

P3

P4

T1

T2

T2’

T3

T4

T4’

1,013 bar 10,03 bar 10,1 bar 1,013 bar 302,14 K 578 K 625,3 K

1280 K 716,22 K 804,58 K

Dari analisa diatas,dengan tekanan udara keluar kompresor (P2)=10.3

bar,kapasitas udara pada sisi masuk (Qi)=684,6 m3/s = 2464560 m3/jam.maka jenis kompresor yang digunkan adalah kompresor aksial,seperti yang ditunjukan pada pada gambar 3.4 berikut ini.

III.2.6 Jumlah Tingkat Kompresor

Untuk menghitung jumlah tingkat kompresor……….. (Lit. 4 hal.164)

1 1 1 2 01 −     ∆ = − y y s P P T T N

Dimana : ∆Ts=

Cp U2 Ψ = 1005 350 3 . 0 2

= 36.5oC Maka:

N = 1

013 , 1 3 , 10 5 , 36 14 ,

302 1,4

1 4 , 1 −       −

= 7,8 Tingkat = 8 Tingkat

BAB IV

UKURAN-UKURAN UTAMA KOMPRESOR

4.1 Penentuan Tinggi Tekanan

Dari ketentuan-ketentuan dan rumus yang ada ditermodinamika diperoleh besarnya tingi kenaikan Ht adalah sebagai berikut:

( )

(

1

)

( 1 182)

1

. 1 1/

1 hal Lit rp y y g V P

Ht y y−

    −     = − Dimana :

R = kostanta gas = 287 J/kg K V1 = Spesifik volume udara

P1 = Tekanan udara

y = Eksponen untuk udara = 1.4

rp = Perbandingan kompresi pada kompresor g = Percepatan gravitasi = 9;81 m/s2

Menurut persaman keadan ; P1V1 = R . T1

V1 = 1 1 . . P T R

= ₅

10 013 , 1 14 , 302 . 287 x = 0,86

[

]

udara kolom m x Ht 5 . 27697 1 ) 10 ( 1 4 , 1 4 , 1 81 , 9 86 , 0 10 . 013 ,

1 1,4 1/1,4

5 = −     −       = −

4.1.1 Penentuan Daya Kompresor

Daya kompresor dapat dihitung dengan persaman : ) 367 1 ( . . . hal Lit Ht g m P i m a η η = Dimana ;

P = Daya Kompresor

ma = Laju aliran massa udara = 738,24 kg/s

g = Percepatan geravitasi = 9,81 m/s2 Ht = Tinggi Tekanan Kompresor

ηm = Efesiensi mekanis = 0.98 ( Lit 1 hal 362 )

ηi = Efisensi akibat pengubahan ( komversi energi ) = 0,85

Maka : MW P 903 , 239 8 . 0 . 98 . 0 5 . 27697 . 81 , 9 . 24 , 738 = =

4.1.2 Penentuan Putaran Spesifik ( nq )

Putaran spesifik dihitung dengan persaman :

) 367 1 ( . 4

3 Lit hal

H Qi n nq= Dimana :

Nq = Putaran Spesifik ( rpm )

Qi = Kapasitas aliran pad pengisap = 638.6

H = Tinggi tekana tiap tingkat = Ht/10 =27697,5/10 =2769,75 m kolom udara N = putaran kerja

Maka :

rpm nq

5 , 198

75 , 2769

6 , 638 . 3000

4 3

= =

Disamping itu berlaku hubungan putaran spesifik dengan bilangan kecepatan aliran σ yaitu :

2 , 1

8 , 157

5 , 198

) 367 1

( 8

, 157

= =

= nq Lit hal

σ

4.2 Perencanaan Poros

Poros merupakan salah satu komponen utama mesin.Dalam perancanaan ini, fungsi utama poros adalah untuk memindahkan daya putaran serta mandukung pembebanan dari impeler.

Pada perancanaan poros,hal-hal yang perlu diperhatikan antara lain adalah : 1. Kekuatan poros untuk menambah beban, seperti beban puntir, beban lentur

atau gabungan puntir dan luntur.

2. Kekuatan poros, getaran akibat benturan,atau defleksi putaran trelalu besar. 3. Putaran kritis,bila putaranporos berada pada putaran kritis poros akan

mengalami getaran yang besar.

4. Korosi, ketahanan poros terhadap fluida yang bersifat korosi.

Maka untuk poros dengan beban yang berat digunakan baja paduan dengan pengerasan kulit. Untuk itu dipilih bahan poros adalah baja khrom nikel molibden JIS G 4103 dengan kode SNCM 25 dengan komposisi sebagai berikut :

C = (0,12 – 0,18 )% Ni = ( 4,00 – 4,50 )% Si = (0.15 – 0,35 )% Cr = ( 0,70 – 1,00 )% Mn = ( 0.30 – 0,60 )% Fe = ( 93,37 – 94,73 )%

4.2.1 Perhitungan poros

• Daya yang ditranmisikan (Pd )

Pd = Fc . Pk ( Lit 5 hal 7 ) Dimana:

Pk = Daya kompresor (239,903 MW ) Fc = Faktor koreksi ( 1,1 – 1,2 ) = 1,2 ( diasumsikan) ( Lit 5 hal 7 ) Maka ;

Pd = 1,2 x 239,903 = 287,8 MW

• Momen torsi yang ditransmisikan ( T )

mm kg

kw n

Pd T

. 10 . 39 , 934

3000 10 . 8 , 287 10 . 4 , 97

10 . 74 , 9

5

3 5

5

= = =

• Tegangan geser yang diizinkan ( σa ) ) 8 5 ( . ₂ 1 hal Lit Sf Sf b a σ σ =

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

Sf1 = Faktor keamanan kelelahan puntir

= 6,0 (untuk bahan baja S – C )

Sf2 = Faktor keamanan kekerasan permukaan

= ( 1.3 – 3,0 ) Dipilih 1,5 Maka : 2 / 22 , 12 5 , 1 . 6 110 mm kg

a= =

σ

• Diameter poros

Dihitung dari persaman ;

3 / 1 . . . 1 , 5            

= Kt CbT

d

a p

σ

Dimana; Kt = Faktor koreksi terhadap momen puntir. Besarnya 1,0 - 1,5 jika beban dikenakan kejutan dan tumbukan Kt = 1,2 ( diasumsikan ) Cb = Faktor koreksi untuk beban lentur

= (1,2 – 2,3 ) Diasumsikan 1,5 Maka :

mm dp 390 10 . 39 , 934 ) 5 , 1 ( ) 2 , 1 ( 22 , 12 1 , 5 5 =       _      =

Dari standrat poros yang ada maka dipilih diameter poros yang direncanakan adalah dp = 400 mm. (Lit 5 hal 9 )

4.2.2 Pemeriksaan kekuatan poros

Ukuran poros yang diperoleh harus diuji kekuatannya. Pengujian dilakukab dengan memeriksa tegangan geser ( akibat momen puntir yang berkerja pada poros ) Apabila tegangan geser ini melampaui tegangan geser izin yang dapat ditahan oleh bahan, maka proses akan mengalami kegagalan. Untuk analisa keamanan dapat dilakukan perhitingan berikut ini ;

• Tegangan geser yang timbul pada proses selama beroperasi ( σg )

( )

2 3

5

/ 59 , 7

400 10 . 39 , 934 1 , 5

) 7 5 ( 1

, 5

3

mm kg x

hal Lit d

T x

d g

= = = σ

Dari perhitungan diatas dapat dilihat bahwa tegangan geser yang timbul pada poros selama beroperasi ( σg ) = 7,59 kg/ mm2 jauh lebih kecil dari tegangan geser

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

aman untuk digunakan.

4.3 Perencanaan pasak

Untuk memindahkan daya dan putaran dari poros kompresor ke impeler dipakai pasak. Ukuran-ukuran yang digunakan ditentukan berdasarkan diameter poros yang dipakai.

Gambar 4.7 Ukuran dan bentuk pasak

Dari hubungan diameter poros dengan ukuran pasak, maka diperoleh ukuran pasak sebagai berikut :

mm dp

t

mm W

H

mm dp

W

50 8 400 8

100 100 4

400 4

= = =

= =

= = =

Momen torsi yang berkerja pada poros sksn menimbulkan gaya tangensial ( Ft ) pada permukan sekligas poros. Gaya tangensial ini menimbulkan tegangan geser dan tekanan permukaan pda pasak. Besar gaya tangensial adalah :

) 25 5

( .

2

hal Lit dp

T Ft =

Dimana : T = Momen torsi pada poros = 934,39 . 10 5 kg.mm dp = Diameter poros =503 mm

Maka

kg Ft

476500 400

10 . 39 , 934 .

2 5

= =

Bahan pasak direncanakan sama degan bahan poros yaitu baja krom nikel JIS G 4103 dengan kode SNCM 25 dengan kekuatan tarik σb = 110 kg/mm2 atau

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

• Kekuatan geser bahan ( Ssy )

Ssy = 0,577 Sy (Lit 12 hal 234 )

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

• Tegangan geser yang terjadi pada pasak ( σs )

Ag Ft s=

σ

Dimana , Ag = luas bidang geser = W x L Sayarat perancanaan ;

s f sy

S S

σ ≤

Maka ;

mm L

L

51 , 183

. 100 476500 2

93 , 51

= =

Gaya tangensial yang terjadi disekeliling poros juga akan menyebabkan terjadinya tegangan permukan ( σp ) pada pasak. Besarnya tegangan permukan dapat

dihitung dengam persamaan berikut :

As Ft p=

σ

Dimana :

As = luas permukan = t x L Maka :

2

/ 93 , 51 51 , 183 25 , 66

476500

mm kg x

p = =

σ

Karena ( σp < σb ) maka pasak aman untuk digunakan.

4.4Penentuan Dimensi Annulus dan Putaran Kompresor

Annulus kompresor adalah ruang antar rumah dengan disk kompresor tempat sudu-sudu kompresor menghisap udara. Dimensi awal annulus ditentukan untuk mendapatkan putaran kerja kompresor, yang merupakan parameter yang sangat penting dalam perhitungan-perhitungan selanjutnya. Annulus pada kompresor ada 3 jenis ;

• Annulus dengan radius tip (ujung) sudu konstan;

• Annulus dengan radius hub (pusat) sudu konstan.

Annulus dengan diameter luar konstan umum digunakan pada turbin gas pesawat terbang, sedangkan yang umum digunakan dalam kompresor untuk instalasi turbin gas keperluan industri adalah annulus dengan diameter dalam konstan dan annulus dengan diameter rata-rata yang konstan. Dalam hal ini dipilih kompresor dengan annulus dengan diameter rata-rata (rm) yang konstan.

Dalam menentukan dimensi awal annulus dan putaran kerja kompresor terlebih dahulu ditetapkan beberapa hal yaitu:

• Kecepatan aksial udara dalam kompresor untuk turbin gas keperluan industri adalah 150 m/s, dianggap konstan sepanjang annulus.

• Kecepatan ujung sudu dengan diameter terbesar (dalam hal ini diameter rotor tingkat 1) yang baik untuk keamanan sudu terhadap tegangan adalah 350 m/s.

• Digunakan Variabel Inlet Vanes (VIGVs) atau sudu pengarah yang dapat diatur, untuk mengurangi bilangan Mach pada aliran udara di permukaan sudu rotor tingkat 1. Bilangan Mach yang dianjurkan hendaknya tidak melebihi Mach 0,86.

Katerangan gambar:

rt = jari-jari tip (ujung) sudu (m)

rr = jari-jari root (pangkal) sudu (m)

rm = jari-jari rata-rata (m) = (rt + rr)/2

h = tinggi sudu (m) = rt - rr

Ca = kecepatan aksial udara sepanjang annulus (m/s)

Kecepatan sudu terbesar terletak pada ujung sudu dengan diameter paling besar yaitu sudu rotor tingkat 1, maka kecepatan relatif V1 (kecepatan aliran udara sepanjang

permukaan sudu) tidak boleh melebihi Mach 0,86. Dalam hal ini dipilih bilangan Mach untuk aliran udara 0,86.

4.5 Perencanaan Sudu Kompresor

Terlebih dahulu ditentukan material yang sesuai untuk sudu kompresor melalui perkiraan ketahanan material tersebut terhadap tegangan-tegangan yang dialami oleh sudu. material sudu biasanya terbuat dari alluminium alloy, titanium

alloy, baja paduan dan nickel alloy. Penulis memilih alluminium alloy dengan alasan

aluminium mempunyai massa yang ringan dari keempat bahan material di atas yang mempengaruhi kecepatan aliran, tetapi dengan kekuatan yang baik.

Spesifikasi material sudu alluminium alloy A97075-T651, ○ Massa jenis, 2600-2800 kg/m3diambil ρ = 2800 kg/m3

○ Modulus elastisitas, 70-80 GPa diambil E = 72 GPa ○ Tensile strength 524 MPa

○ Kekuatan mulur, Sy = 495 MPa

Tegangan yang terjadi pada sudu perlu diketahui untuk mengetahui ketahanan material sudu. Pada instalasi turbin gas baik turbin maupun kompresor sudu-sudunya akan mengalami tegangan-tegangan yang sama yaitu tegangan sentrifugal dan tegangan lentur oleh gas (gas bending stress) seperti diperlihatkan pada gambar 4.1.

Gambar 4.1 Diagram gaya tengensial dan aksial mengakibatkan tegangan lentur

Untuk intstalasi turbin gas keperluan industri maka annulus dengan diameter dalam konstan dalam hal ini dipilih compressor dengan annulus diameter rata rata (rm) yang konstan.

n u r_m

π

2 . 60

=

3000 2

350 . 60

π

=

m

r

β

Untuk menentukan sudut kompresor

Sudut masuk sudu ( 1 ) dan Keluar sudu (β2)

(

tan 1 tan 2

)

. .

β β

λ ₋

= ∆

Cp C u

Ts a

(

tan 1 tan 2

)

1005 150 . 350 . 86 , 0 5 ,

36 = β − β

(

tanβ −1 tanβ2

)

= 0,8

(

tan 1 tan 2

)

2 β + β

=

u c R a

(

)

0,5₁₅₀2 350 tan

tanβ₁ + β₂ = x x

= 2,3

1

tan

2 β = 3,11 tanβ₁ = 1,55 β₁ = 56,3o

2

tanβ = 2,31 – tan 56,3 = 0,8

Sudut defleksi sudu (ε)

2 1 β

β

ε = −

6 , 38 3 , 56 − = ε o 7 , 17 = ε

Menentukan ukuran sudu tingkat I : Kerapatan aliran sudu

1 1 1 .T R P = ρ 4 , 302 287 , 0 ) ( 10 013 , 1 2 1 x Kpa x = ρ 3 1 =1,168kg/m

ρ

Luas Sudu tingkat I :

a xC m A 1 ˆ ρ = 150 168 , 1 24 , 738 x A= 213 , 4 = A

Tinggi Sudu :

m r A h π 2 1 =

11 , 1 2 213 , 4 1 x h π = 6 , 0 1 = h

Chord Sudu (C)

3 1 h C = 3 6 , 0 1 = C 2 , 0 1 = C

Jarak antara sudu (S)

1 8 , 0 xC S = 2 , 0 8 , 0 x S =

Tebal Sudu (t): 12 , 0

=

c

t _{………….. ……… (lit.7 hal.226)}

2 , 0 12 , 0 x t = 024 , 0 = t

Jari-jari tip (Ujung) sudu (rt) dan jari jari root (Pangkal) sudu (rr)

rt1 = rm ±

2

1

h

= 1,11 ±

2 6 , 0

rt1 = 1,41

rr1 = 0,82

maka aliran udara sudu adalah

      +       = 50 1 , 0 2 23 , 0 1 2 β c a m

Dimana : 2 =1

     c a

……….( lit 7 hal 231 )

      + = 50 3 , 56 1 , 0 ) 1 ( 23 ,

0 x 2

m 34 , 0 = m

Sudut deviation sudu : m

=

δ θ

( )

12

c s 2 1 2 , 0 16 , 0   283 , 0 = δ θ

Sudut Chamber Sudu (θ):

2 1 α

α

θ = ′− ′

) ( 2 1 α δ

α

θ = ′− +

) 283 , 0 ( 2

1 α θ

α

θ = ′− +

Karena sudut α₁adalah relative sudut masuk o 3 , 56 1 = β θ

θ =56,3−38,6+0,283

O 2 , 23 = θ

2

θ α

ξ = ′−

2 2 , 23 3 , 56 −

=

ξ

o 7 , 43

= ξ

maka jumlah sudu adalah

s r z= 2π m

16 , 0

11 , 1 2π

=

z

43

=

z buah

Gaya gaya yang terjadi pada sudu kompresor

Adapun gaya-gaya yang dialami oleh sudu kompresor adalah yang terdiri dari gaya tangensial dan gaya aksial untuk perencanaan ini gaya gaya tersebut dihitung pada tengah-tengah sudu pada tinggi rata-rata sudu. ( lit 2 hal 132 )

 Gaya Tangensial sudu dFu = (P2-P1)Cxr.h.z

dimana: Cxr = panjang kord sudu arah aksial

= c.cos ξ = 0,2 . cos 43,7 = 0,14

Maka : dFu = (10,03-1,013) 105. 0,14 x 0,6 x 43

= 32,56 x 105 N

 Gaya Aksial sudu dFa = dA (P2-P1)

= 2πr_mh(10,03−1,013)105

= 2 5

10 ) 013 , 1 03 , 10 ( 6 , 0 . 11 ,

1 −

π

A. Tegangan sentrifugal pada sudu

Karena minimnya kecepatan ujung sudu agar mendapat bilangan mach yang diperlukan terhadap kompresor begitu tinggi 350 m/s. kecepatan sudut sudu tinggi sehingga terjadi gaya sentrifugal pada batang sudu. (lit 7 hal 147 )

2 2 1 2 1 U R R t h b             − = ρ σ Dimana :     t h R R

= (0,5 - 0,92)

( )

[

2

]

2

350 5 , 0 1 2800 . 2 1 − = σ Mpa 6 , 128 = σ

B. Tegangan lentur pada sudu

Untuk menghitung besarnya tegangan lentur akibat gas (gas bending stress)

(

)

2

2 2 1             −     = t r c s r w p t s t τ ϖ σ

Dimana : p = tekanan masuk = 1,013 bar

ϖ = Kecepatan sudu = 350 / rt

= 350 / 1,41 = 248,2 rad/s w = berat sudu = ρbcth g

= 79,1 N

τs= tegangan geser sudu

2 t s r w π τ = 2 41 , 1 1 , 79 π τ =s

m N

s =12,6

τ

Maka diperoleh tegangan lenturnya dengan rumus diatasσ_l =223,072Mpa, sehingga tegangan utama yang terjadi adalah ……….(lit.12 hal 27)

xy y x y x 2 2 2 , 1 2 2 τ σ σ σ σ σ +     + ± + =

Dengan mengabaikan τ_xy maka :

2 3 , 225 6 , 128 2 3 , 225 6 , 128 2 , 1 + ± + = σ 2 , 69 665 , 156 2 ,

1 = ±

σ 93 , 225 1 = σ 6 , 128 2 = σ

Sehingga tegangan ekivalen yang terjadi (σ_ek) adalah

(

)

2 2 2 2 1 2

1 σ σ σ

σ

σek = − + +

(

)

2 6 , 128 93 , 225 6 , 128 93 ,

225 − + 2 + 2

=

ek

σ

Mpa

ek =183,9

σ

Sf Sy

ek ≤

σ

Dimana : Sy = 495 Mpa

Sf = factor keamanan 1 – 2 ( direncanakan 1,2 karena adanya alur pasak yang digunakan pada poros sehingga :

2 , 1 495

≤

ek

σ

Mpa

ek ≤412,5

σ maka konstruksi aman digunakan. Perhitungan massa sudu

Massa sudu tiap tingkat dapat dicari dari perhitungan sebelumnya : )

)( )( ( )

(c t h z msi =ρsudu

Dimana : ρsudu = spesifik gravitasi sudu 2800 kg/m3

c = chord sudu (m) t = tebal sudu (m) h = tinggi sudu (m) z = jumlah sudu

Table 4.1 Massa Sudu Kompresor

Tingkat Msi total

1 2 3 4 5 6 7 8

1

β 56,3o 50,4o 46,3o 43,8o 40,1o 38,6o 33,4o 29,2o

2

β 38,6o 31,3o 27,02o 26,6o 22,9o 22,2o 20,8o 19,7o

θ 23,2o 24,8 o 28,7 o 30,6 o 33,7 o 36,2 o 39,4 o 41,2 o

ξ 43,7 o 38,6 o 33,95 o 29,5 o 27,7 o 25,6 o 22,4 o 20,9 o

b

ρ 2800 2800 2800 2800 2800 2800 2800 2800 h 0,6 0,47 0,36 0,28 0,25 0,23 0,18 0,15 c 0,2 0,16 0,12 0,093 0,083 0,076 0,06 0,05 s 0,16 0,116 0,096 0,074 0,066 0,05 0,048 0,034 t 0,024 0,0175 0,0144 0,011 0,0099 0,0091 0,0072 0,006 rt 1,41 1,33 1,29 1,25 1,23 1,23 1,2 1,18

rr 0,81 0,86 0,93 0,97 0,98 0,99 1,02 1,03

z 43 59 72 94 105 116 145 174

msi 346,75 198,3 125,4 75,3 60,4 51,6 31,5 21,9

912,15 (kg)

Sedangkan massa disk kompresor tiap tingkat dapat dicari dengan

) )( )(

(rdisk2 rh2 tebal rataratadisk disk

disk

Massa =π − ρ

Dimana : rdisk = (jari-jari disk)(m)

rh = jari jari lubang = jari-jari poros (m)

tebal rata-rata = chord x cosξ(m) disk

ρ = massa jenis bahan disk (kg/m3)

Dengan data dari perhitungan sebelumnya maka massa disk compressor dapat dilihat pada table 4.2

Tingkatan mdisk total

1 2 3 4 5 6 7 8

rr 0,81 0,86 0,93 0,97 0,98 0,99 1,02 1,03

t 0,14 0,12 0,099 0,08 0,073 0,068 0,055 0,046

rp 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2

msi 750,8 727,4 717,9 633,6 590,7 562,1 483,7 412,8 4828,2 Kg

Maka massa total kompresor adalah: mtotal = msudu total + mdisk total

= 912,15 + 4828,2 = 5740,37 kg

IV.6 Panjang dan berat poros

Dari perhitungan sebelumnya diameter poros didapat 400 mm dari bahan baja krom nikel JIS G 4103 dengan kerapatan = 7800 kg/m3. modulus elastisitas poros untuk bahan baja E = 2,1.1010 kg/m2 . konstruksi poros direncanakan dengan beberapa penyederhanaan seperti pada gambar 4.2.

Panjang poros diperoleh dengan memperhitungkan tempat yang dibutuhkan masing-masing komponen.

Gambar 4.6 Pembebanan pada poros

Dalam hal ini poros ditinjau ditumpu secara sederhana dan dianggap dibebani oleh terpusat F1,F2 dan F3.

P1 = Berat total kompresor

P2 = Berat poros

= D

4

π poros2 x Lporos x ρbahanporos

= (0,4) (5,7)(7800) 4

2

π

= 5584,17 kg P3 = Massa total turbin

= 2365 kg (hasil surpey)

Maka dapat dicari defleksi pada poros dengan ditentukan terlebih dahulu : - reaksi pada bantalan

∑

MA =0

P1(1,6)+P2(2,85)+P3(4,8)-RB(5,7) = 0

5740,37(1,6)+5584,17(2,85)+2363(4,8)-RB(5,7) = 0

RB = 6393,29 kg

∑

Fy=0

RA + RB - (P1+P2+P3) = 0

RA+693,29 – (5740,37+5584,17+2363) = 0

RA = 7294,25 kg

- Momen Inersia Poros diketahui sebagai berikut Io =

64 ) 4 , 0 ( 64

4

4 π

πD Poros ₌ = 1,25 x 10-3 m4

Defleksi pada poros ditentukan dengan menggunakan fungsi-fungsi singularitas (singularity fanction),menggunakan fungsi beban terpusat, persamaan untuk fungsi pembebanan pada gambar 4.2, dengan momen lentur keatas, arah keatas diambil sebagai tanda positif diberikan oleh :

M dx

y d I

E _{o 2} = 2

.

= -P1(x-1,6)-P2(x-2,85)-P3(x-4,8)+RB(x)

Integrasi persamaan diatas diperoleh : -E.Io E.I₀θ

dx dy

=

= ₃

2 2 3 2 2 2 1 2 ) 7 , 5 ( 29 , 6393 2 ) 8 , 4 ( 2 ) 85 , 2 ( 2 ) 6 , 1 ( C x P x P x P + + − − − − − −

E.Ioy =

2 1 3 3 3 3 2 3

1 6393,29(5,7)

6 1 ) 8 , 4 ( 6 1 ) 85 , 2 ( 6 1 ) 6 , 1 ( 6 1 C x C x P x P x

P − − − − − + + +

−

Konstanta integrasi C1 dan C2 ditentukan dengan menggunakan batas (1 y = 0

pada x = 0, dan 2). y = 0 pada x = L. kondisi pertama, disubtitusikan kedalam persamaan diatas memberikan C2 = 0. kondisi kedua disubtitusikan kepersamaan

diatas untuk memperoleh C1 yaitu :

(

)

) 7 , 5 ( ) 7 , 5 ( 29 , 6393 ) 8 , 4 7 , 5 ( 2363 ) 85 , 2 7 , 5 ( 7 , 5584 ) 6 , 1 7 , 5 ( 37 , 5740 6 1 0 1 3 3 3 3 C + + − − − − − − = ) 7 , 5 ( 6 , 106977

0= +C₁

IV.4.8. BANTALAN DAN PELUMASAN A. BANTALAN

Didalam perencanan ini bantalan yang digunakan adalah jenis bantalan luncur yang berfungsi untuk menumpu poros berputaran tinggi dengan beban besar. Angka karakteristik bantalan atau angka "Sommerfield" ditetapkan oleh persamaan berikut menurut Shigley (1983) :

S=       c r P N µ _{……….(4.28)}

Dimana : S = angka karakteristik bantalan R = radius jurnal (radius poros)

C = ruang bebas arah radial µ = vikositas pelumas P = beban per luas bantalan

= ₂ p k ) d ( 4 / F π ………(4.29)

Fk = massa total rotor compressor dan dp = diameter poros N = putaran jurnal diasumsikan sama dengan putaran poros

Pada perencanaan ini dipilih bantalan dari " leaded bronze " dengan ruang bebas arah radial = 0,3 mm (Shylyakhin, 1993) dan minyak pelumas yang digunakan dengan µ= 32x1,02.10−8

kgs/cm2 =3,264.10-9 kgs/mm2, maka : S = 2 3 , 0 255       _. 2 9 ) 630 .( 4 10481 2 , 36 . 10 . 264 , 3 π −

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

Dari perhitungan sebelumnya dp= 630 mm yang juga merupakan jurnal (d) pada

bantalan.

Gambar 4.4 Bantalan luncur Sumber : Smith (1969)

- Ketebalan lapisan minimum (h_o)

Dari gambar 5.10 untuk harga L/d = 1 dan S = 4,06 maka diproleh harga variabel ketebalan minimum (h_o/c) adalah 0,93 dan perbandingan eksentris,

ε=e/c=0,13. Dari r/c = 850.

C = 850

d 5 .

0 _p

=

850 ) 630 .( 5 , 0

= 0,37 mm……….4.32

h_o =0,93x0,37 = 0,3441 mm e = 0,045 mm

-Jari-jari bantalan menurut Shigley (1989)

r_b= r+e+h_o……….4.33

rb = 315+0,045+0,3441 = 315,4 mm

Posisi ketebalan lapisan minimum dalam derajat diproleh dari gambar 4.6 Yaitu L/d = 1 dan s = 2,6 dproleh harga = 82o.

Gambar 4.5 Grafik ketebalan lapisan minimum dan perbandingan eksentrisitas

Gambar 4.6 Grafik karakteristik bantalan versus posisi ketebalan lapisan minimum, Φ

Sumber : Shigley (1989)

-Koefisien gesekan mempunyai variabel gesekan (r/c) f = 40 Maka : f =

c / r

40

=

850 40

= 0,047

Gambar 4.7 Grafik variabel koefisien gesekan Sumber : Shigley (1989)

- Daya putar yang diperlukan untuk melawn gesekan menurut Shigley (1983) adalah :

T= f.W.r………(4.34) Dimana : W = beban bantalan = gaya yang menopang dititik B (R_B ), Yaitu 13175,88kg

R= jari-jari poros Sehingga :

T = 0,047x13175,88x9,81x0,315=1913,63Nm - Menurut Shigley (1989) panas yang timbul pada bantalan q = f.W.

60 n . d

π _{………..(4.33)}

q = 0,047x13175,88x

60 2184 . 63 , 0 .

π

= 437661,46J/s = 0,44 MW.

B. PELUMASAN

Dalam perencanaan ini yang akan dibahas dibatasi pada minyak pelumas yang melumasi dua bantalan utama turbin. Minyak pelumas yang digunakan dalam perencanaan adalah SAE grade oil dengan sifat-sifat : jumlah panas spesifik 2,52 kJ/kg 0C dan massa jenis 0,88.

- Aliran pelumas (Q)

Variabel aliran Q/(rcNL diperoleh dari gambar 4.13. dimana r, L dimensi bantalan dan N putaran bantalan. Dengan harga L/d = 1 dan S = 2,6 diperoleh harga Q/(rcNL) = 3,3 sehingga :

Q = 3,3 x 0,135 x 3,5 x 10-4 x 36,4 x 0,63 = 8,82.10-3 m/3/s

Dari sejumla aliran oli (Q) yang dipompakan keruangan yang melengkung ujungnya dan karena teresebut kebocoran samping (side leakage). Kebocoran samping ini dapat diitung dari perbandingan aliran dimana dari gambar 4.9 untuk harga L/d = 1 dan S = 2,6 diperoleh harga Qs/Q = 0,09.

Gambar 4.8 Grafik variabel aliran Sumber : shigley (1983)

Gambar 4.9 Grafik perbandingan aliran Sumber : shigley (1983)

Maka : Qs = 0,09 Q

Qs = 0,09 x 8,82 x 10-3 Qs = 0,794 x 10-3 m3/s

- Kerja yang dilakukan untuk mengatasi gesekan (Wf) berdasarkan shlyakin (1993) : Wf = f P U/100

Wf = (0,047 x 0,323 x 106 x π x 2184) /(100 x 60) Wf = 5525,884 kW

- Menurut slyakhin (1993) daya gesek yang tejadi (Nf) : Nf = Wf/102

Nf = 5525,884/102 = 54,2 W

- Panas ekivalen untuk kerja tersebut (Qeki) menurut shlyakin (1993): Qeki = Wf/427

Qeki = 5525,884/427 = 12,94 W

- Jumlah pelumas untuk menghilangkan panas menurut shlyakhin (1993) :

) .(

1

. _{2 1}

0

t t C

Qeki Q

−

= _ρ ………..(4.37)

dimana :

t1 = temperatur pelumas masuk bantalan (35 0C s/d 45 0C) dilpilih 45 0C

t2 = temperatur pelumas keluar bantalan = 60 0C

ρ = massa jenis pelumas = 0,88 kg/m3

Maka : Q 0,389m /s

) 45 60 .( 52 , 2 . 88 , 0

94 ,

12 3

0 =

− =

- temperatur kerja minyak pelumas berdasarkan shlykhin (1093) Δt = (t2– t1) = ½ (t – t1)

60 – 45 = ½ (t – 45) t = 75 0C

Dari typical journal bearing practise, maksimum tekanan (P) = 0,8 – 1,5 Mpa (dipilih 1,5 Mpa) dan diperoleh harga viskositas dinamik, μ = 0,01133 kg/m.s =0,01133 Ns/m2, seingga diperoleh dari harga viskositas tersebut dan temperatur kerja(t) = 75 0C diperoleh jenis minyak yang digunakan adalah SAE 30 (gambar 4.10)

Gambar 4.10 Garafik pemilihan jenis pelumas Sumber : hamrock (1999)

BAB V KESIMPULAN

Setelah dilakuakan survey dan perhitungan dalam perencanaan kompresor sebagai pemampat udara ke dalam ruang bakar suatu instalasi turbin gas dengan daya generator 12O MW diperoleh kesimpulan sebagai berikut :

1. Kompresor aksial sebagai penyuplai udara dalam sistem turbin gas memiliki beberapa keuntungan dibandingkan dengan kompresor radial antara lain kapasitas kompresor aksial lebih besar dari pada kapasitas kompresor radial, karena dengan luas frontal yang sama tetapi kompresor aksial dapat dinaikkan kecepatan dengan sudut sudu tertentu sehingga perbandingan tekanannya lebih tinggi.

2. Dari perhitungan diperoleh :

- Laju aliran massa udara yang harus disuplai kompresor ma = 738,24 kg/s

No Parameter Notasi Harga

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10

Tekanan udara masuk kompresor Tekanan udara keluar kompresor Tekanan udara masuk turbin Tekanan udara keluar turbin

Temperatur udara masuk kompresor Temperatur udara keluar kompresor Temperatur udara keluar kompresor aktual Temperatur udara masuk turbin

Temperatur udara keluar turbin Temperatur udara keluar turbin aktual

P1

P2

P3

P4

T1

T2

T2’

T3

T4

T4’

1,013 bar 10,03 bar 10,1 bar 1,013 bar 302,14 K 578 K 625,3 K

1280 K 716,22 K 804,58 K

- Jumlah tingkat = 10 tingk 3. Perancanaan Elamen Kompresor

Jenis kompresor = Kompresor Aksial

Bahan poros = JIS G 4103 dengan kode SN 25

Diameter poros = 400 mm

Bahan pasak = JIS G 4103 dengan kode SN 25 Ukuran pasak (W x H x L ) = ( 100 x 100 x 183,51 )

DAFTAR PUSTAKA

1. Dietzel, F, Dakso, Turbin Pompa dan Kompresor, Erlangga, Jakarta, 1996.

2. Sularso, Tahara, H, Pompa dan Kompresor : Pemilihan, Pemakaian dan Pemeliharaan, Pradnya Paramitha, 1983.

3. Arismunandar, W, Pengantar Turbin Gas dan Motor Propulsi, Dirjen Dikti Depdiknas, Jakarta, 2000.

4. Sularso, Suga, Kiyokatsu, Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramitha, Jakarta, 1979.

5. Shlyakhin, Harahap, Z.P, Turbin Uap Teori dan Rancangan, Cetakan Ketiga, Penerbit Erlangga, Jakarta, 1993.

6. Cohen.H,G.F.C Roger,H.I.H.Saravanomoto.Gas Turbin Theory.3th Edition,Jhon Willey And Sons,New York,1989.

7. Herman,Richard, T.C, Gas Turbine Engineering Aplicatioa Cycles And Characteristics,1st Edition,London 1981.

BAB V KESIMPULAN

Setelah dilakuakan survey dan perhitungan dalam perencanaan kompresor sebagai pemampat udara ke dalam ruang bakar suatu instalasi turbin gas dengan daya generator 12O MW diperoleh kesimpulan sebagai berikut :

1. Kompresor aksial sebagai penyuplai udara dalam sistem turbin gas memiliki beberapa keuntungan dibandingkan dengan kompresor radial antara lain kapasitas kompresor aksial lebih besar dari pada kapasitas kompresor radial, karena dengan luas frontal yang sama tetapi kompresor aksial dapat dinaikkan kecepatan dengan sudut sudu tertentu sehingga perbandingan tekanannya lebih tinggi.

2. Dari perhitungan diperoleh :

- Laju aliran massa udara yang harus disuplai kompresor ma = 738,24 kg/s

No Parameter Notasi Harga

1. 2. 3. 4. 5.

Tekanan udara masuk kompresor Tekanan udara keluar kompresor Tekanan udara masuk turbin Tekanan udara keluar turbin

Temperatur udara masuk kompresor

P1 P2 P3 P4 T1 1,013 bar 10,03 bar 10,1 bar 1,013 bar 302,14 K

- Jumlah tingkat = 10 tingk 3. Perancanaan Elamen Kompresor

Jenis kompresor = Kompresor Aksial

Bahan poros = JIS G 4103 dengan kode SN 25

Diameter poros = 400 mm

Bahan pasak = JIS G 4103 dengan kode SN 25 Ukuran pasak (W x H x L ) = ( 100 x 100 x 183,51 )

DAFTAR PUSTAKA

1. Dietzel, F, Dakso, Turbin Pompa dan Kompresor, Erlangga, Jakarta, 1996.

2. Sularso, Tahara, H, Pompa dan Kompresor : Pemilihan, Pemakaian dan Pemeliharaan, Pradnya Paramitha, 1983.

3. Arismunandar, W, Pengantar Turbin Gas dan Motor Propulsi, Dirjen Dikti Depdiknas, Jakarta, 2000.

4. Sularso, Suga, Kiyokatsu, Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramitha, Jakarta, 1979.

5. Shlyakhin, Harahap, Z.P, Turbin Uap Teori dan Rancangan, Cetakan Ketiga, Penerbit Erlangga, Jakarta, 1993.

6. Cohen.H,G.F.C Roger,H.I.H.Saravanomoto.Gas Turbin Theory.3th Edition,Jhon Willey And Sons,New York,1989.

7. Herman,Richard, T.C, Gas Turbine Engineering Aplicatioa Cycles And Characteristics,1st Edition,London 1981.