Rancangan Turbin Uap Pengerak Generator Listrik (PLTU) Daya Terpasang 65 MW, Pada Putaran 3000 rpm.

RANCANGAN TURBIN UAP PENGERAK GENERATOR

LISTRIK (PLTU) DAYA TERPASANG 65 MW, PADA

PUTARAN 3000 RPM

SKRIPSI

Skripsi ini Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

OLEH :

JHONI YUSUF MANURUNG NIM : 08 0421 004

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN

RANCANGAN TURBIN UAP PENGERAK GENERATOR

LISTRIK (PLTU) DAYA TERPASANG 65 MW, PADA

PUTARAN 3000 RPM

JHONI YUSUF MANURUNG NIM : 08 0421 004

Diketahui/disyahkan

Departement Teknik Mesin Fakultas Teknik (USU) Ketua

Dr.Ing.Ir Ikhwansyah Isranuri NIP:196412241992111001

Diketahui

Dosen Pembimbing

Ir. Tekad Sitepu

RANCANGAN TURBIN UAP PENGERAK GENERATOR

LISTRIK (PLTU) DAYA TERPASANG 65 MW, PADA

PUTARAN 3000 RPM

JHONI YUSUF MANURUNG NIM : 08 0421 004

Telah disetujui oleh : Pembimbing/penguji

Ir. Tekad Sitepu NIP: 195212221978031000

Dosen Pembanding I Dosen Pembanding II

Ir. Mulfi Hazwi, MSc Dr. Eng. Himsar Ambarita, ST, MT NIP : 194910121981031002 NIP : 197206102000121000

Diketahui/disyahkan Departement Teknik Mesin

Fakultas Teknik (USU) Ketua

Dr.Ing.Ir Ikhwansyah Isranuri NIP:196412241992111001

RANCANGAN TURBIN UAP PENGERAK GENERATOR

LISTRIK (PLTU) DAYA TERPASANG 65 MW, PADA

PUTARAN 3000 RPM

JHONI YUSUF MANURUNG NIM : 08 0421 004

Telah disetujui oleh : Pembimbing/penguji

Ir. Tekad Sitepu NIP: 195212221978031000

Dosen Penguji I Dosen Penguji II

Ir. Mulfi Hazwi, MSc Tulus Burhanuddin , ST, MT NIP : 194910121981031002 NIP : 197209231986011001

Diketahui/disyahkan Departement Teknik Mesin

Fakultas Teknik (USU) Ketua

Dr.Ing.Ir Ikhwansyah Isranuri NIP:196412241992111001

KATA PENGANTAR

Segala puji dan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas segala kasih dan karunia yang telah diberikan-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini yang merupakan tugas akhir dalam menyelesaikan pendidikan untuk mencapai gelar sarjana di Fakultas Teknik, Departemen Teknik Mesin, Universitas Sumatera Utara. Adapun yang menjadi judul dari pada Skripsi ini adalah “Rancangan Turbin Uap Pengerak Generator Listrik (PLTU) Daya Terpasang 65 MW, Pada Putaran 3000 rpm. Dalam menyelesaikan Tugas Sarjana ini, penulis banyak sekali mendapat dukungan dari berbagai pihak. Maka pada kesempatan ini penulis menyampaikan penghargaan dan ucapan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada :

1. Kedua orang tua penulis, Ayahku tercinta S.Manurung dan Mamaku tercinta S. Br. Panggabean yang telah memberikan doa restu kepada penulis serta telah bersusah payah membiayai penulis selama menjalani pendidikan, hingga penulis dapat menyalesaikan pendidikan dan mendapat gelar sarjana.

2. Kakak ku tercinta, Tetty Novalina Manurung, abangku Varis Yohannes Manurung dan Adik-adik ku tercinta, Yuni Maristella Manurung dan Nikolas Paskalis Manurung yang selalu mendoakan penulis serta selalu mendukung penulis dalam menyelesaikan skripsi ini.

3. Bapak Ir. Tekad Sitepu dan bapak Ir.Isril Amir. sebagai dosen pembimbing yang telah membimbing penulis serta memberi masukan-masukan yang bermanfaat kepada penulis dari awal hingga akhir penyelesaian Skripsi ini.

4. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikhwansyah Isranuri sebagai ketua Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara dan Bapak Ir. M. Syahril Gultom, MT sebagai sekretaris Departemen Teknik mesin Universitas Sumatera Utara.

5 Seluruh dosen staf pengajar dan pegawai Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara yang telah banyak membimbing dan membantu penulis selama kuliah di Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

6. Teman-teman mahasiswa khususnya stambuk 2008 ; Roni Novison, Frenki S. Siregar, kang Naim, B’Irwanto lumbangaol & ade, stambuk 2007; Jasran Hutagalung, yang telah banyak membantu penulis selama perkuliahan dan dalam penyelesaian Skripsi ini.

7. Adek-adek kost Riki Simorangkir, Jakobus Pardosi, Ayu Ayuanda, Helen Marisa Sianturi, yang merupakan keluarga paling dekat yang terus memberi semangat.

8. Teman-teman dari Bad Brotherhood (BBH) ; Donie opungsunggu, Cherisce simbolon, James tompulawe, Philip Cristo Simanjuntak, Monika Tobing, Ezra, Erick Deka silalahi yang terus memberi penghiburan saat-saat sedang buntu ide.

9. ‘Teman sehati’ Elisabet Jenita Manik yang terus memberi perhatian untuk selesainya skripsi ini.

Penulis menyadari bahwa skripsi ini masih mempunyai beberapa kekurangan, untuk itu penulis sangat mengharapkan adanya saran dari para pembaca untuk memperbaiki dan memperlengkapi tulisan ini ke depan. Akhir kata penulis berharap semoga tulisan ini dapat berguna memperkaya pengetahuan dari para pembaca. Terima kasih.

Medan, Agustus - 2011 Penulis,

Jhoni Yusuf Manurung NIM : 080421 004

DAFTAR ISI

SPESIFIKASI TUGAS KARTU BIMBINGAN

LEMBAR PENGESAHAN DOSEN PEMBIMBING

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR NOTASI ... vi

DAFTAR GAMBAR ... ix

DAFTAR TABEL ... xi

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang ... 1

1.2. Tujuan Perancangan ... 2

1.3. Batasan Masalah ... 2

1.4. Metodologi Penulisan ... 2

1.5. Sistematika Penulisan ... 3

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Pandangan Umum Tentang Turbin Uap ... 4

2.2. Ananlisis Thermodinamika ... 4

2.4. Prinsip Dasar Turbin Uap ... 8

2.5. Klasifikasi TurbinUap ... 9

2.6. Analisis Kecepatan Turbin Uap ... 10

2.7. Kerugian energi pada Turbin uap ... 12

2.7.1. Kerugian-kerugian Dalam (internal losses) ... 12

2.7.2. Kerugian-kerugian Luar ... 20

2.8.Efisiensi Dalam Turbin Uap ... 20

2.9. Perhitungan Fraksi Masa Pada Tiap Ekstraksi ... 21

2.10. Perhitungan jumlah uap yang mengalir Melalui turbin dan ekstraksi ... 22

BAB III PEMBAHASAN MATERI 3.1. Pemilihan Jenis Turbin Uap ... 24

3.2. Perhitungan Daya Turbin Uap ... 25

3.3. Perhitungan Daya Untuk Tiap Ekstraksi ... 27

3.3.1 Perhitungan Penurunan Kalor Untuk Tiap Ekstraksi ... 27

3.3.2 Perhitungan Fraksi dan Laju Aliran Masa Pada Tiap Ekstraksi ... 32

3.3.3 Pengujian Kembali Laju Aliran Masa yang Diperoleh ... 33

3.4. Perhitungan Daya Siklus PLTU ... 35

3.5. Perhitungan Kalor Turbin Uap Untuk Tiap Tingkatan ... ... 38

3.5.1 Penentuan Tingkat Tekanan ... 38

3.5.2 Turbin Tingkat Pengaturan ... 39

3.5.3 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan Sampai Ektraksi I ... 45

BAB IV PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTU

4.1. Nosel dan Sudu Gerak ... 54

4.1.1. Tinggi nosel dan sudu gerak ... 54

4.1.2. lebar dan jari-jari busur sudu ... 58

4.1.3. Jarak bagi antar sudu ... 58

4.1.4. Jumlah sudu ... 59

4.1.5. Nosel dan sudu gerak tingkat 2 ... 60

4.2. Kekuatan sudu ... 62

4.3. Getaran sudu ... 63

4.4. Pembahasan perhitungan ukuran cakram ... 64

4.5. Perhitungan Ukuran Poros ... 75

4.6. Perhitungan berat cakram ... 77

4.7. bantalan dan pelumasan ... 78

BAB V KESIMPULAN DAN SARAN 5.1. Kesimpulan ... 85

5.2. Saran ... 90

DAFTAR PUSTAKA ... 91

DAFTAR NOTASI 1. Simbol dari abjad biasa

Simbol arti Notasi

A0 Luas penampang sudu paling lemah cm2

AS Luas plat penguat sudu cm2

a Ruang Bebas Bantalan mm

b Lebar sudu mm

C Kapasitas thermal rata-rata minyak pelumas kkal/kg 0C Cad kecapatan mutlak uap keluar nosel tanpa m/s

Memperhitungkan derajat reaksi

C1 Kecepatan mutlak uap keluar nosel m/s

C1t kecepatan uap masuk mutlak teoritis m/s

C2 Kecepatan uap pada saluran keluar m/s

Ckr kecepatan kritis m/s

d diameter nominal sudu atau rotor mm

dp diameter poros mm

E Modulus elastisitas poros kg/cm2

f1 luas penampang sudu gerak cm2

g Percepatan grafitasi bumi m/s2

Geks Massa alir uap ekstraksi kg/s Gkebocoran Massa kebocoran uap pada perapat labirin kg/s

Go Massa alir uap kg/s

hb Kerugian energi dalam sudu-sudu gerak kJ/kg he Kerugian energi akibat aliran keluar kJ/kg hge.a Kerugian energi karena gesekan roda dan kJ/kg ventilasi

hi tk Nilai penurunan kalor pada tiap tingkat turbin kJ/kg hkebasahan Kerugian energi karena kelembaban uap keluar kJ/kg

hn Kerugian energi pada nosel kJ/kg

memperhitungkan kerugian tekanan

Ho’ Nilai penurunan kalor dengan memperhitungkan kJ/kg kerugian tekanan dan pemipaan buang

Ho,th Nilai penurunan kalor teoritis kJ/kg

I Momen inersia cm4

i0 Kandungan kalor uap saat masuk turbin kJ/kg i1t Kandungan kalor uap saat keluar turbin kJ/kg i1’t Kandungan kalor uap setelah katup pengatur kJ/kg

l Tinggi nosel mm

l1’ Tinggi sisi masuk sudu gerak mm

l1” Tinggi sisi keluar sudu gerak mm

Mt Momen puntir kg.mm

n Putaran turbin rpm

nkr Putaran kritis poros rpm

P Daya nominal generator listrik MW

Pa Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap kg masuk

Pa’ Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum kg uap

PG Daya yang dibutuhkan generator listrik MVA

PN Daya netto turbin MW

po Tekanan awal uap masuk turbin kg/cm2

po’ Tekanan uap sebelum nosel kg/cm2

pkr Tekanan kritis kg/cm2

Pu Gaya akibat rotasi pada sudu gerak kg

R Jari-jari konis sempurna mm

r1 Jari-jari hub mm

rs Jari-jari rata-rata plat penguat sudu mm

t0 Temperatur uap awal 0C

u Kecepatan keliling sudu turbin m/s

W Momen perlawanan poros cm3 Wcr,tot Berat total cakram kg

Wp Berat total poros kg

Wy Momen perlawanan terkecil sudu cm3

z Jumlah sekat labirin Buah

zs,1 Jumlah sudu gerak baris pertama Buah

2. Simbol dari abjad Yunani (Greek Letters)

Simbol arti Notasi

1

 Sudut masuk kecepatan uap mutlak ke sudu gerak 0

2

 Sudut keluar kecepatan uap mutlak 0

1

 Sudut masuk kecepatan relatif uap ke sudu gerak 0

2

 Sudut keluar kecepatan relatif uap ke sudu gerak 0

as

 Massa jenis bahan Alloy Steel kg/m3

pl

 Massa jenis minyak pelumas kg/m3

u

 Massa jenis uap kg/m3

pv

 Penurunan tekanan uap saat melewati katup kg/cm2 pengatur

 Tegangan kg/cm2

a

 Tegangan izin poros kg/cm2

 Kecepatan sudut rad/s

g

 Efisiensi generator -

m

 Efisiensi mekanis -

 Koefisien jenis fluida pada rumus stodola -  Faktor kecepatan (angka kualitas) nosel -  Koefisien kecepatan (angka kualitas) sudu -

DAFTAR GAMBAR

Gambar nama gambar halaman

2.1 Gambar sederhana siklus Rankine 5

2.2 Diagram T-S siklus Renkin sederhana 5

2.3 Diagram alir siklus Rankine Mengunakan 7 HPH dan LPH

2.4 Diagram T-S siklus Renkine dengan empat 8

tingkat ekstraksi

2.5 Variasi kecepatan uap pada sudu-sudu gerak 10

turbin impuls.

2.6 Proses ekspansi uap dalam turbin beserta 14 kerugian-kerugian akibat Pencekikan.

2.7 Grafik untuk Menentukan Koefisien sebagai 15 fungsi tinggi nozel

2.8 Koefisien kecepatan  untuk sudu gerak turbin 16 Impuls untuk berbagai panjang dan profil sudu

2.9 Celah kebocoran Uap tingkat tekanan pada 18

turbin impuls

3.1 Diagram daya yang harus di suplay ke turbin uap 25 ke generator

3.2 Proses penurunan kalor pada turbin uap 28 3.3 Diagram alir siklus Rankine Mengunakan 35

HPH dan LPH

3.4 Diagram T-S siklus Renkine dengan empat 35

tingkat ekstraksi

3.5 Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan 40 sudu gerak baris I

3.6 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan 42 3.7 Diagram i-s untuk tingkat pengaturan 43

3.8 Segitiga kecepatan tingkat kedua 47

4.1 Ukuran nosel dan sudu gerak 57

4.2 Jarak bagi dari profil sudu gerak 59

4.3 Penampang cakram kronis 65

4.4 Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis 68

4.5 Bantalan Luncur 79

4.6 Kedudukan poros pada bantalan pada berbagai 81 kecepatan

4.7 Grafik kriteria beban koefisien φv 82

DAFTAR TABEL

Tabel Nama Tabel Halaman

3.1 Data hasil perancangan turbin empat tingkatan 31 Ekstraksi

3.2 fraksi masa tiap ekstraksi 33

3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai 33

titik ekstraksi

3.4 Kondisi uap pada setiap tingkat Turbin Uap 41 Nekatingkat

4.1 Ukuran nosel dan sudu gerak 61

4.2 Tegangan-tegangan pada cakram konis 71

4.3 Tegangan-tegangan yang berhubungan 73

cakram kronis

4.4 Ukuran dan berat cakram 78

4.5 Ruang bebas yang diperlukan untuk 80

BAB I PENDAHULUAN

1.1Latar Belakang Perancangan

Pengetahuan tentang turbin uap sudah ada sejak tubin Hero, kira-kira tahun 120 S.M, tetapi pada saat itu masih berbentuk mainan atau masih belum dapat mengasilkan daya poros yang efektif. Giovani Branca juga mengusulkan turbin impulus pada tahun 1629. Tetapi turbin tersebut tidak pernah di buat. Turbin pertama kali di buat pasa tahun 1831 William Avery (Amerika Serikat) untuk menggerakkan mesin gergaji. Sejak saat itu teory tentang turbin uap terus berkembang dengan pesat dan hal tersebut juga di ikuti dengan perkembangan aplikasi turbin tersebut (sumber : Literatur 7. Hal.1)

Kehidupan manusia yang terus berkembang dan semakin kompleks, mau tidak mau akan diikuti oleh kebutuhan energi yang semakin meningkat. Salah satu bentuk energi yang paling dibutuhkan manusia sekarang ini adalah energi listrik, manusia membutuhkan energi listrik untuk rumah tangga, industri transportasi dan sebagainya.

Energi listrik yang besar dan kontiniu tidak tersedia secara alami di alam ini oleh sebab itu dibutuhkan suatu alat yang dapat mengubah energi dari bentuk lain menjadi energi listrik.

Turbin uap sebagi salah satu mesin konversi energy merupakan salah satu alternative yang baik karna dapat mengubah energy potensial uap menjadi energi mekanik pada poros turbin. Sebelum di konversikan energy mekanik energi potensial uap telebih dahulu di konversikan menjadi energy kinetik dalam nozel (pada turbin impulus) dan sudu-sudu gerak (pada turbin reaksi). Energi mekanis yang dihasilkan dalam bentuk putaran poros turbin dapat secara langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme yang di gerakkan. Untuk menghasilkan energi listrik, mekanisme yang di gerakkan dalam hal ini adalah poros generator. Pada generator energi yang diteruskan dari poros akan diubah menjadi energy listrik.

1.2Tujuan Perancangan

Adapun tujuan dari perancangan ini adalah untuk merancang sebuah Turbin pengerak generator listrik untuk memenuhi kebutuhan energi listrik dari suatu industri, dengan daya nominal generator 65 MW pada putaran 3000 rpm.

1.3Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah membahas tentang turbin uap penggerak generator listrik untuk suatu industri. Dimana daya yang dibangkitkan generator, tekanan, dan temperature uap masuk, serta putaran turbin diambil dari data-data survey. Penentuan laju aliran masa uap, pemilihan jenis turbin, dan dimensi utama dari turbin ditentukan berdasarkan daya yang dihasilkan.

1.4 Metode Penelitian

Metologi yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah sebagi berikut:

a) Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit pembangkit tenaga listrik itu berada.

b) Pengambilan data survey dari tempat di laksanakannya survey.

c) Tinjauan pustaka, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku,dan tulisan-tulisan yang terkait dengan perancanga turbin uap.

d) Browsing internet, yaitu untuk mencari bahan-bahan tulisan dan artikel-artikel yang dibuat digunakan untuk membantu pengerjaan skripsi ini.

e) Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin USU – FT USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam bahasan tugas sarjana ini.

Skripsi ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis dasar sebagai berikut:  Bab I : Pendahuluan

Bab ini berisikan latar belakang penulisan, tujuan, batasan masalah, metologi penulisan, dan sistematika penulisan.

 Bab II: Tinjauan pustaka

Bab ini berisikan pandangan umum tentang Turbin uap, analisa thermodinamika pada turbin uap, Modifikasi siklus renkine pada turbin uap. Dan kerugian-kerugian pada turbin uap.

 Bab III: Pembahasan Materi.

Bab ini berisikan tentang penentuan jenis turbin uap yang digunakan. Perhitungan daya pada turbin, perhitungan penurunan kalor, penentuan laju aliran masa uap pada tiap ekstraksi. perhitugan daya siklus, perhitungan daya pada tiap tingkat dari turbin uap.

 Bab IV: Perhitungan komponen utama turbin uap.

Bab ini berisikan perhitungan-perhitungan komponen-komponen utama turbin uap yang meliputi : perhitungan ukuran nozel dan sudu gerak serta perhitungan ukuran cakra pada turbin uap.

 Bab V kesimpulan

bab ini berisikan spesifikasi turbin uap pada PLTU serta dimensi dari komponen-komponen utama turbin uap.

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Pandangan Umum Tentang Turbin Uap

Turbin uap termasuk mesin tenaga atau mesin konversi energi dimana hasil energinya dimanfaatkan mesin lain untuk menghasilkan daya. Di dalam turbin terjadi perubahan energi potensial uap menjadi enegi kinetik yang kemudian diubah kembali menjadi energi mekanik pada poros turbin, selanjutnya energi mekanik diubah menjadi energi listrik pada generator.

Energi mekanis yang di hasilkan dalam bentuk putaran poros turbin dapat secara langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan.

Turbin uap digunakan sebagai penggerak mula PLTU, seperti untuk menggerakkan pompa, compressor dan lain-lain. Jika di bandingkan dengan penggerak generator listrik yang lain, turbin uap mempunyai kelebihan lain antara lain:

 Penggunaan panas yang lebih baik.  Pengontrolan putaran yang lebih mudah  Tidak menghasilkan loncatan bunga api listrik

 Uap bekasnya dapat digunakan kembali untuk proses.

Siklus yang terjadi pada turbin uap adalah siklus Reankine, yaitu berupa siklus tertutup, dimana uap bekas dari turbin di manfaatkan lagi dengan cara mendinginkanya kembali di kondensor, kemudian dialirkan lagi di pompa dan seterusnya sehingga merupakan siklus tertutup.

2.2 Analisis Thermodinamika

Siklus pada turbin uap adalah siklus Rankine , yang terdiri dari 2 jenis siklus yaitu:

 Siklus terbuka, dimana sisa uap dari turbin langsung di pakai untuk keperluan proses.

 Siklus tertutup, dimana uap bekas dari turbin dimanfaatkan kembali dengan dara mendinginkanya di kondensor, kemudian di alirkan kembali ke pompa dan seterusnya sehingga merupakan siklus tertutup.

Uap menurut keadaanya ada 3 jenis (lit 1. hal 95) yaitu : a) Uap basah, dengan kadar uap 0<X<1

b) Uap jenuh (saturated vapor), dengan kadar uap X = 1 c) Uap kering (Super heated vapor)

Diagram alir siklus Rankine dapat dilihat sebagai berikut:

Gambar 2.2 Diagram T-S siklus Rankine sederhana Siklus Rankine sederhana terdiri dari beberapa proses sebagai berikut: 1 2 : Proses pemompaan isentropic pada pompa.

2 3 : Proses pemasukan kalor atau pemanasan pada tekanan konstan dalam ketel uap.

3 4 : Proses ekspansi isentropik di dalam turbin. 4 1 : Proses pengeluaran kalor pada tekanan konstan.

Untuk mempermudah penganalisaan thermodinamika siklus ini, proses-proses diatas dapat di sederhanakan dalam diagram berikut:

1) Kerja pompa (Wp) = h2 – h1 = v (P2 – P1) 2) Penambahan kalor pada ketel (Qin) = h3 – h2 3) Kerja turbin (WT) = h3 – h4

4) Kalor yang di lepaskan dalam kondensor (Qout) = h4 – h1 5) Efesiensi Thermal siklus

in P T in net th

Q W W Q

W 

  

) (

) (

) (

2 3

1 2 4 3

h h

h h h h

th

  

  2.3 Modifikasi siklus Rankine pada PLTU

Modifikasi siklus Rankine bertujuan untuk meningkatkan efisiensi siklus, dalam hal ini di buat ekstaksi uap yang bertujuan untuk memanaskan air pengisian ketel, sehingga kerja ketel berkurang dan kebutuhan bahan baker juga berkurang.

Dalam perancangan ini dibuat modifikasi siklus Rankine dengan empat ekstaksi uap. Adapun modifikasi siklus Rankine tersebut dapat dilihat pada gambar berukut: (sumber : data survey pada PLN Sei Canang)

Gambar 2.3 Diagram alir siklus Rankine Mengunakan HPH dan LPH

Uap kering dari hasil pembakaran dari ketel memasuki turbin, setelah melewati bebrapa tingkatan sudu turbin, sebagian uap di ekstraksikan ke empat pemanas awal yaitu sebuah Hight Pressure Heater (HPH) dan tiga buah Low

Pressure Heater (LPH), sedangkan sisanya masuk ke kondensor. Selanjutnya air

dari kondensor di pompakan melewati tiga LPH dan satu HPH untuk masuk ke ketel. Dari ketel air dubah menjadi uap kering untuk di suplai ke turbin.

Tujuan uap di ekstraksikan ke pemanas atau heater adalah untuk membuang gas yang tidak terkonsendasasi sehingga pemanasan di ketel dapat berlangsung efektif ketel dan meningkatkan efisiensi siklus.

Untuk mempermudah pemanasan siklus termodinamika ini, proses-proses tersebut diatas dapat kita sederhanakan dalam bentuk diagram berikut :

Gambar 2.4 Diagram T-S siklus Renkine dengan empat tingkat ekstraksi

2.4 Prinsip Dasar Turbin Uap

Turbin uap merupakan satu penggerak mula yang mengubah energi potensial uap menjadi energi kinetik dan energi kinetic ini selanjutnya diubah menjadi energi mekanis dalam bentu putaran poros turbin. Poros turbin, langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi, dihubungkan dengan mekanisme yang di gerakkan. Tergantung kepada mekanisme yang digerakkan, turbin uap di pakai dalam beberapa bidang industri, untuk pembangkit tenaga listrik, dan untuk transportasi. Dalam perancangan ini, turbin uap digunakan untuk menggerakkan generator tenaga listrik pada PLTU seperti tampak pada gambar 2.3 diatas.

Untuk mengubah energi potensial uap menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros dilakukan dengan berbagai cara, sehingga secara umum turbin uap dibagi menjadi tiga jenis utama, yaitu: turbin uap impulus, reaksi dan gabungan (impulus-reaksi). Selama proses ekspansi uap di dalam turbin juga terjadi beberapa kerugian utama yang dikelompokkan menjadi dua jenis kerugian utama, yaitu kerugian dalam dan kerugian luar. Hal ini mengakibatkan terjadinya kehilangan energi, penrunan kecepatan dan penurunan kecepatan dari uap tersebut

yang pada akhirnya akan mengurangi efisiensi siklus dan penurunan daya generator yang akan dihasilkan oleh generator listrik.

2.5 Klasifikasi Turbin Uap

Turbin uap dapat di klasifikasikan ke dalam kategoei yang berbeda yang tergantung pada jumlah tingkat tekanan, arah aliran uap, proses penurunan kalor, konsisi-kondisi uap pada masuk turbin dan pemakaianya di bidang industri. Adapun klasifikasinya antara lain:

1. Menurut jumlah tingkat tekanan, terdiri dari:

a) Turbin satu tingkat, atau satu atau lebuh tingkat kecepatan, yaitu turbin yang biasanya berkapasitas kecil dan turbin ini kebanyakan dipakai untuk menggerakkan kompresor sentrifugal.

b) Turbin impulus dan reaksi nekatingkat, yaitu turbin yang dibuat dalam jangka kapasitas yang luas mulai dari yang kecil sampai yang besar.

2. Menurut arah aliran uap, terdiri dari:

a) Turbin aksial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang sejajar terhadap sumbu turbin.

b) Turbin radial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu turbin.

3. Menurut jumlah silinder, terdiri dari: a) Turbin silinder tunggal

b) Turbin selinder ganda c) Turbin tiga silinder d) Turbin empat silinder

Turbin nekatingkat yang rotornya di pasang pada poros yang sama dan yang di kopel dengan generator tungal di kenal dengan turbin poros nekatunggal ; turbin dengan poros yang terpisah untuk masing-masing silinder yang dipasang sejajar satu dengan yang lainya dikenal dengan turbin neka-aksial.

a) Turbin dengan pengaturan pengaturan pencekikan (throttling), dalam hal ini uap panas lanjut yang keluar dari ketel masuk melalui satu atau lebih saluran pencekik yang di operasikan serempak.

b) Turbin dengan pengaturan nozel yang uap segarnya masuk melalui dua atau lebih pengatur pembuka yang berurutan.

c) Turbin dengan pengaturan langkah (by-pass governing), dimana uap panas lanjut yang keluar dari ketel disamping untuk dialirkan ke tingkat pertama juga langsung di alirkan ke satu, dua, atau bahkan tiga tingkat menengah turbin tersebut.

d) Menurut prinsip aksi uap, terdiri dari:

a) Turbin impulus, yang energi potensial uapnya di ubah menjadi energi kinetic di dalam nozel atau laluan yang di bentuk oleh sudu-sudu yang berdekatan, dan di dalam sudu gerak, energi kinetik uap di ubah menjadi energi mekanis.

b) Turbin reaksi aksial yang ekspansi uapnya di antara laluan sudu, baik sudu pengarah maupun sudu gerak.

c) Turbin reaksi radial tanpa sudu pengarah yang diam. d) Turbin reaksi radial dengan sudu pengarah yang diam

2.6. Analisa Kecepatan Aliran Uap

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

\

(Sumber : Lit.7, hal 33) 1. Kecepatan aktual keluar dari nosel (C1) adalah: (Sumber : Lit.7, hal 80)

' 5

, 91

1 HO

C   (m/det)

dimana : Ho’ = besar jatuh kalor (entalphi drop) (kkal/kg)

 = koefisien gesek pada dinding nosel (0,91 s/d 0,98) 2. Kecepatan uap keluar teoritis (C1t)

(Sumber : Lit.7, hal 24) 1

1

C

C_t (m/det) 3. Kecepatan tangensial sudu (U) (Sumber : Lit.7, hal 85)

60 . .dn

U (m/det) dimana : d = diameter pada turbin (m)

n = Putaran poros turbin

4. Kecepatan uap memasuki sudu gerak pertama (w1) (Sumber : Lit.7, hal 33)

1 1 2

2 1

1 C U 2UC cos

w    (m/det)

5. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris pertama (C1u) (Sumber : Lit.7, hal 76)

1 1 1 C cos

C_u  (m/det).

6. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris kedua (C2u) (Sumber : Lit.7 hal 76 )

2 2 2 C cos

C _u (m/det)

(Sumber : Lit.7, hal 34)

1 1 1 1

sin

w

C 

 

8. Sudut relatif uap sudu keluar sudu gerak pertama (β2) (Sumber : Lit.7, hal 34)

) 5 3 (

1 2

o o  



9. Kecepatan relatif uap keluar sudu gerak pertama (w2) (Sumber : Lit.7, hal 34)

1 2 .w

w  (m/det)

10. Kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak pertama (C2) (Sumber : Lit.7, hal 34)

2 2 2

2 2

2 w U 2.U.w cos

C    (m/det)

11. Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak kedua (C1) (Sumber : Lit.7, hal 85)

2 '

1 .C

C _gb (m/det).

2.7 Kerugian Energi pada Turbin Uap

Kerugian energi pada turbin adalah pertambahan energi kalor yang dibutuhkan untuk melakukan kerja mekanis pada praktek aktual dibandingkan dengan nilai teoritis yang proses ekspansinya terjadi benar-benar sesuai dengan proses adiabatik. Pada suatu tingkat turbin, jumlah penurunan kalor yang benar-benar dikonversi menjadi kerja mekanis pada poros turbin adalah lebih kecil daripada nilai-nilai yang dihitung untuk tingkat turbin yang ideal. Semua kerugian yang timbul pada turbin aktual dapat dibagi menjadi dua kelompok utama, yaitu :

2. Kerugian kerugian Luar

2.7.1 Kerugian-kerugian dalam (Internal losses)

1. Kerugian kalor pada katub pengatur

Aliran uap melalui katup-katup penutup dan pengatur disertai oleh kerugian energi akibat proses pencekikan (throtling), kerugian ini yang disebut dengan kerugian katup pengatur. Jika tekan uap masuk adalah Po maka akan terjadi penurunan tekanan menjadi tekan awal masuk turbin Po’. Penurunan tekan awal (ΔP) diperkirakan sebesar ( 3 − 5 ) % dari Po [ Menurut Lit.7 hal. 59 ].

Dimana ΔP = Po – Po’ , pada perencanaan ini diambil kerugian pada katup pengatur sebesar 5% dari tekan masuk turbin atau dapat di tuliskan (Sumber : Lit.7 hal 60) :

ΔP = 5%Po

Kerugian energi yang terjadi pada katup pengatur ditentukan dengan (Sumber : Lit.7 hal 59) :

ΔH = Ho –Ho’ dimana:

Ho = nilai penurunan kalor total turbin

Ho’= nilai penurunan kalor setelah mengalami proses penurunan tekanan akibat pengaturan melalui katup pengatur dan katup penutup yang ditetapkaqn sebesar 3 – 5% dari Po. jadi tujuan perencanaan kerugian tekanan yaitu sebesar ΔP = 5%Po.

Adapun gambar 2.6. menunjukkan proses ekspansi uap melalui mekanisme pengatur beserta kerugian-kerugian yang lainnya yang diakibatkan pencekikan (throttling).

Disebabkan oleh proses pencekikkan yang terjadi pada katub pengatur , penurunan kalor yang tersedia pada turbin akan berkurang dari Ho menjadi Ho’ dengan kata lain ada kehilangan energi yang tersedia sebesar H = Ho - Ho’.Besarnya kerugian tekanan akibat perncekikan dengan katub pengatur terbuka

lebar dapat diandaikan sebesar 5 % dari tekanan uap segar Po ( Sumber : Lit. 2 hal 59 ).

Gambar 2.6. Proses ekspansi uap dalam turbin beserta kerugian-kerugian akibat Pencekikan.

2. Kerugian kalor pada nozel (hn)

Kerugian energi dalam nozel adalah dalam bentuk kerugian energi kinetis dimanan besarnya adalah : Kerugian energi pada nosel disebabkan oleh adanya gesekan uap pada dinding nozel , turbulensi, dan lain-lain. Kerugian energi pada nosel ini dicakup oleh koefisien kecepan nozel () yang sangat tergantung pada tinggi nozel. Kerugian energi kalor pada nozel dalam bentuk kalor (Sumber : Lit.7 hal 25) :

2000

2 1 2 1 C

C

h t

n





kg kJ

dimana :

hn = besarnya kerugian pada nozel Cit = kecepatan uap masuk nozel teoritis

ϕ = koefisien kecepatan pada dinding nozel (0,93 s/d 0,98) C1 = kecepatan aktual uap keluar dari nozel

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

Gambar 2.7. Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai fungsi tinggi nozel (sumber : Lit.7, hal 61)

3. Kerugian kalor pada sudu gerak

Kerugian pada sudu gerak dipengarui beberapa faktor yaitu : • kerugian akibat tolakan pada ujung belakang sudu.

• Kerugian akibat tubrukan.

• Kerugian akibat kebocoran uap melalui ruang melingkar. • Kerugian akibat gesekan.

• Kerugian akibat pembelokan semburan pada sudu.

Semua kerugian diatas disimpulkan sebagai koefisien kecepatan sudu gerak (ϕ). Akibat koefisien ini maka kecepatan relatif uap keluar dari sudu W2 lebih kecil dari kecepatan relatif uap masuk sudu W1.

Kerugian kalor pada sudu gerak pertama (Sumber : Lit.7, hal 85) :

2000

2 1 2 1 ' w w

h_b   (kJ/kg)

2000

2 ' 2 2 ' 1 '' w w

h_b   (kJ/kg)

dimana :

w1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak I w2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak I w’1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak II w’2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak II

Untuk keperluan rancangan maka faktor ψ dapat diambil dari grafik berikut dibawah ini:

Gambar 2.8. koefisien kecepatan  untuk sudu gerak turbin impuls untuk berbagai panjang dan profil sudu (Sumber : Lit.7, hal 62)

4. Kerugian kalor akibat kecepatan keluar

Uap meninggalkan sisi keluar sudu gerak dengan kecepatan mutlak C2, sehingga kerugian energi kinetik akibat kecepatan uap keluar C2 untuk tiap 1 kg uap dapat ditentukan sama dengan C₂2 /2001 kj/kg .

Jadi sama dengan kehilangan energi sebesar (Sumber : Lit.7, hal 63) :

2000

2 2

C

h_c (kJ/kg)

(Sumber : Lit.7, hal 64)

2000

2 1 2 2 C

C

h_gb   (kJ/kg)

6. Kerugian kalor akibat gesekan cakram

Kerugian gesekan terjadi diantara cakram turbin yang berputar dengan uap yang menyelubunginya. Cakram yang berputar itu menarik pertikel-pertikel yang ada didekat permukaannya dan memberi gaya searah dengan putaran. Sejumlah kerja mekanis digunakan untuk mengatasi pengaruh gesekan daqn pemberian kecepatan ini. Kerja yang digunakan untuk melawan gesekan dan percepatan-percepatan partikel uap ini pun akan di konversikan menjadi kalor, jadi akan mnemperbesar kalor kandungan uap.

Kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi dalam satu kalor dapat ditentukan dari persamaan berikut (Sumber : lit.7, hal 64):

G Ng

hg ca

ca

427 102

 (kJ/kg)

Dimana:

G = massa aliran uap melalui tingkatan turbin (kg/s) Ngca = daya gesek dari ventilasi cakram (kW)

Adapun penentu daya gesek dari ventilasi cakram ini sering dilakuakn dengan memakai rumus berikut (Sumber : Lit.7 hal 64) :

 .10 10.d4.n3.l.

Ng_ca  (kW)

dimana :

β = koefisien yang sama dengan 2,06 untuk cakram baris ganda d = diameter cakra yang diukur pada tinggi rata-rata sudu A(m) n = putaran poros turbin (rpm)

l = tinggi sudu (m)

ρ = Massa jenis uap dimana cakram tersebut berputar (kg/m3) = 1/ , dimana = volume spesifik uap pada kondisi tersebut (m3/kg)

Ada perbedaan tekanan di antara kedua sisi cakram nosel yang dipasang pada stator turbin, sebagai akibat ekspansi uap di dalam nosel. Diafragma yang mempunyai sudu sudu gerak adalah dalam keadaan berputar, sementara cakram-cakram adalah dalam keadaan diam sehingga selalu ada ruang bebas yang sempit antara cakram-cakram putar dan diafragma.

Tekanan sebelum melewati diafragma adalah p1 dan tekanan sesudah cakram yang mempunyai sudu-sudu gerak adalah p2. Oleh sebab itu, seluruh penurunan tekanan yang terjadi pada perapat labirin dari p1 hingga ke p2 didistribusikan diantara ruang-ruang A, B, C, D, E, dan F. Adanya perbedaan tekanan menyebabkan adanya kebocoran melalui celah ini, yang besarnya :

) (i₀ i₂ G

G h kebocoran

kebocoran  (kJ/kg) (Sumber : Lit.7, hal 64)

Dimana G kebocoran ditentukan berdasarkan tekanan kritis (Sumber : lit.7. hal 67), yaitu :

5 . 1 . 85 ,

0 ₁

 

z p

p_kr

(sumber : Lit.1, hal 62)

Bila tekanan kritis lebih rendah dari p2, maka kecepatan uap di dalam labirin adalah lebih rendah daripada kecepatan kritis dan massa alir kebocoran ditentukan dengan persamaan (Sumber : Lit.7, hal 67) :

1 1

2 2 2 1

( 100

v zp

p p g fs

G_kebocoran  (kg/det)

sebaliknya, bila tekanan kritis lebih tinggi dari p2 , maka kecepatan uap adalah lebih tinggi dari kecepatan kritisnya dan massa alir kebocoran dihitung (Sumber Lit.7, hal 6) :

1 1

5 . 1 100

v p z

g fs

G_kebocoran 

 

8. Kerugian Akibat Kebasahan Uap

Dalam hal turbin kondensasi, beberapa tingkat yang terakhir biasanya beroperasi pada kondisi kondisi uap basah yang menyebabkan terbentuknya tetesan air. Tetesan air ini oleh pengaruh gaya sentrifugal akan terlempar ke arah keliling. Pada saat bersamaan tetesan air ini menerima gaya percepatan dari partikel-partikel uap searah dengan aliran, jadi sebagian energi kinetik uap hilang dalam mempercepat tetesan air ini. Kerugian akibat kebasahan uap dapat ditentukan dengan persamaan (Sumber : Lit.7, hal 69):

h x h_kebasahan(1 ) Dimana :

x = fraksi kekeringan rata-rata uap di dalam tingkat turbin yaitu sebelum nosel (sudu pengarah) dan sesudah sudu gerak tingkat tersebut.

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

9. Kerugian Pemipaan Buang

Kerugian pemipaan buang terjadi karena kecepatan aliran pada pipa buang besar (100-120) m/s yang biasanya terjadi pada turbin kondensasi. Besarnya kerugian tekanan dalam pemipaan buang turbin-turbin kondensasi dapat ditentukan (Sumber : Lit.7, hal 70), yaitu :

k s

k p

C p

p ₂

2 2

2

100

    

 

Dimana :

2

p = tekanan uap sesudah sudu (bar)

k

p₂ = tekanan uap di dalam pemipaan buang (bar)  = koefisien yang nilainya dari 0,07-0,1

s

C = kecepatan uap pada pemipaan buang (m/s).

2.7.2 Kerugian kerugian Luar • Kerugian Mekanis

Kerugian mekanis disebabkan oleh energi yang digunakan untuk mengatasi tahanan yang diberikan oleh bantalan luncur dan dorong termasuk bantalan luncur generator atau mesin yang dihubungkan dengan poros turbin. Untuk tujuan perancangan, kerugian mekanis, generator dan turbin (Menurut lit. 4, hal. 88) dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik efisiensi mekanis turbin.

2.8 Efisiensi dalam Turbin Uap

1. Efisiensi relatif sudu

Hubungan antara kerja satu kilogram uap Lu pada keliling cakram yang mempunyai sudu-sudu gerak terhadap kerja teoritis yang dapat dilakukannya adalah (Sumber : Lit.7, hal 71):

u o

u u

u

i i

L A L L

 

 .

0

2. Efisiensi internal

Hubungan antara kerja yang bermanfaat yang dilakukan oleh sudu dengan 1 kg uap pada tingkat atau di dalam turbin terhadap kerja teoritis yang tersedia adalah (Sumber : Lit.7, hal 71) :

o u o

u o

i oi

H H i i

L A L

L . ₁

    

3. Efisiensi termal

Hubungan antara penurunan kalor adiabatik teoritis di dalam turbin dan kalor yang tersedia dari ketel adalah (Sumber : Lit.7, hal 71):

q i

i i q i

H

o t o o

t

   

 0 1



4. Efisiensi relatif efektif

Hubungan antara efisiensi mekanis dengan efisiensi internal turbin adalah (Sumber : Lit.7, hal 71) :

oi m re     .

Besarnya efisiensi mekanis ditentukan dari gambar diatas sedangkan efisiensi efektif relatif dapat ditentukan berdasarkan grafik (lit. 7, hal. 88) Daya dalam turbin dapat dituliskan sebagai berikut :

 Daya dalam turbin 102

. 427 _{0 i}

i

H G



 (kW) (Sumber : Lit.7, hal 71)  Daya efektif yang dihasilkan pada turbin adalah :

i m ef  .N

  (Sumber : Lit.7, hal 72)

Daya efektif turbin dapat juga diperoleh dari hubungan anatara daya yang dibangkitkan pada terminal generator Ne dan effisiensi generator g, (Sumber : Lit.7, ha 71) yaitu :

efektif e g N N  

2.9 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi

Dari gambar 2.1 sebelumnya telah diketahui, bahwa untuk siklus PLTU ini dirancang empat buah tingkatan ekstraksi dari turbin uap, sehingga fraksi massa pada tiap ekstraksi dapat ditentukan.

Berikut ini ditentukan fraksi massa dari ekstraksi pertama hingga ekstraksi keempat sebagai berikut (Sumber : Lit.7, hal 137) :

1 Fraksi massa pada ekstraksi pertama (α1)





4

1 .  I s I eks III fw IV fw i i i i   

2. Fraksi massa pada ekstraksi kedua (₂)





I fw II eks II fw I s II fw III fw i i i i i i          _  1 3 2 . 1   

3 Fraksi massa pada ekstraksi ketiga (₃)











I



s III eks I fw II fw i i i i    

 1 1 2 . 3

  

4. Fraksi massa pada eksraksi keempat (₄)







 







1

3 2 1 4 . . . 1     VI s IV eks IV s III s I kond I fw i i i i i i      

Dimana :₁, ₂, ₃ dan ₄ adalah efisiensi pemanas air pengisian boiler yang diakibatkan oleh kehilangan kalor ke medium di sekitarnya.

2.10 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi Jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap dapat ditentukan sebagai berikut:



















V



i IV i III i II i I i N o h h h h h P D 4 3 2 1 3 2 1 2 1

1 1 1 1

1 . 860                         

(Sumber Lit.7, hal 137) Dimana :

G0 = jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap (Kg/s)

PN = daya netto yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (kW)  V i IV i III i II i I

i h h h h

h , , , , penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin antara titik-titik ekstraksi (kJ/kg).

Kemudian jumlah uap yang dicerat dari setiap titik ekstraksi dapat ditentukan sebagai berikut :

1. G_eksI ₁.G_o  penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin antara titik-titik ekstraksi (kJ/kg).

2. G_eksII ₂.G_o  jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang kedua 3. III _o

eks G

G ₃. jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang ketiga

4. IV  _o 

eks G

G ₄. jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang keempat

Sehingga jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi, menjadi :

1. G_o = jumlah uap yang mengalir melalui ruang pertama sampai ke titik ekstraksi yang pertama

2. G₁G_oG_eksI = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang pertama dan kedua

3. G₂G_oG_eksI G_eksII = jumlah uap yang mengalir sesudah titik ekstraksi kedua. 4. III eks II eks I eks

o G G G

G

G₂    = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang ketiga dan keempat.

5. IV eks III eks II eks I eks

o G G G G

G

G₂     = jumlah uap yang mengalir sesudah titik ekstraksi yang keempat.

BAB III

PEMBAHASAN MATERI

3.1. Pemilihan jenis Turbin Uap

Dalam Bab II sebelumnya telah dijelaskan tinjauan termodinamika turbin uap dalam instalasi PLTU, jenis-jenis turbin uap dan pertimbangan kerugian-kerugian yang akan terjadi dalam siklus yang akan mempengaruhi efisiensi dalam turbin uap tersebut. Turbin uap yang akan dirancang akan digunakan sebagai penggerak generator listrik dengan daya 65 MW, dengan putaran 3000 rpm. Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi. Adapun alasan pemilihan jenis turbin ini adalah karena pada turbin ini hampir semua tekanan uap yang masuk pada sudu sebelumnya dapat dimanfaatkan lagi pada sudu tingkat selanjutnya agar selanjutnya aliran uap dapat dirubah menjadi energi mekanis pada turbin.

Turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi banyak dipakai di bidang industri sebagai penggerak mula untuk generator listrik kapasitas besar. Hal ini disebabkan kemampuannya menghasilkan daya yang lebih besar dibandingkan dengan turbin tingkat tunggal, sesuai untuk kondisi tekanan uap yang tinggi, dorongan aksial serta diameter tingkat akhir yang besar dan yang biasanya terjadi pada turbin impuls murni dapat diatasi dengan derajat reaksi. Distribusi penurunan kalor pada sejumlah tingkat tekanan akan memungkinkan mendapatkan kecepatan uap yang lebih rendah yang cenderung untuk menaikkan efisiensi turbin uap.

Dalam perancangan ini, turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi mempunyai empat tingkatan ekstraksi uap yang akan diumpankan pada air umpan pengisian ketel.

Dengan membuat analisa perhitungan penurunan kalor dan fraksi massa serta laju aliran massa untuk tiap ekstraksi, akan dapat ditentukan daya akhir yang akan dihasilkan jenis turbin impuls nekatingkat yang sesuai untuk dipakai untuk instalasi PLTU.

3.2 Perhitungan Daya Turbin Uap

Adapun spesifikasi turbin uap yang direncanakan pada skripsi ini adalah: 1. Tekanan uap masuk : 90 bar

2. Temperatur uap masuk turbin : 500 °C 3. Daya keluaran generator : 65 MW

Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada 2 unsur yang terpakai dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang diukur dengan MW. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya.

2. Daya reaktif (V.I sin ϕ) yang diukur dengan MVAR. Besaran ini adalah suatu daya yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani.

Dari penjelasan diatas, maka daya yang harus disuplai oleh turbin uap ke generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Diagram pada gambar di bawah ini menggambarkan daya yang bekerja pada generator listrik.

Dari gambar 3.1 diatas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya nominal generator adalah daya nyata (MW), maka :

 cos .

G

P

P

Dimana :

P = daya nominal generator listrik = 65 MW PG = daya yang dibutuhkan generator listrik (MW)

cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9. Namun berdasarkan harga yang umum dipakai di lapangan , maka diambil cos ϕ = 0,9. Dengan demikian dari persamaan 3-1 diatas :

9 , 0

65 cos  



P P_G

MW P_G72,22

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

G m

G N

P P

  .



Dimana:

m

 = efisiensi transmisi = 1 (karena turbin disambungkan langsung dengan generator tanpa menggunakan roda gigi reduksi) (Sumber : lit 7, hal 73)

G

 = efisiensi generator yang ditentukan dari gambar = 0,98 (Sumber : lit 7, hal 74)

Maka:

98 , 0 . 1

22 , 72  N

P

 N

3.3 Perhitungan Daya untuk Tiap Ekstraksi

3.3.1 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Tiap Ekstraksi

Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator listrik. Dalam perancangan ini, ditentukan kondisi-kondisi uap sebagai berikut :

1. Tekanan uap masuk turbin (po) = 90 bar 2. Temperatur uap masuk turbin (to) = 500 0C 3. Tekanan uap keluar turbin (p2k ) = 0,1 bar

4. Untuk Turbin uap tingkat menengah jumlah ekstraksi dibatasi hanya 2 sampai 4 ekstraksi (sumber : lit 7.hal 134) dirancang mempunyai empat tingkatan ekstraksi.

Pada bagian 2.7 sebelumnya telah dibahas beberapa kerugian yang terjadi pada turbin uap, sehingga pada bagian ini akan dapat ditentukan besarnya penurunan kalor yang terjadi pada tiap ekstraksi. Kerugian pada katup pengatur diambil sebesar 5% (lit 7, hal 59) dari tekanan uap panas lanjut, sehingga tekanan di depan nosel tingkat pertama akan menjadi :





bar

P₀' 10,05 .9085,5

Kerugian pada pemipaan buang yang dapat ditentukan dari persamaan pada bab 2, dimana sesuai dengan kondisi lapangan maka diambil nilai koefisien  sebesar 0,09 dan C _S sebesar 110 m/s, maka :

1 , 0 100 110 09 , 0 1 , 0

2

2  

      

P

bar P₂0,10,010890,11089

Penurunan kalor teoritis yang terjadi pada turbin dengan mengabaikan kerugian pada katup pengatur dan pemipaan buang akan menjadi :

kg kJ H_0,th3387,42150,11237,3

Penurunan kalor pada turbin dengan memperhitungkan kerugian pada katub akan menjadi:

kg kJ H₀3365,32150,11215,2

Penurunan kalor pada turbin dengan memperhitungkan kerugian pada katub dan kerugian pemipaan buang akan menjadi

kg kJ H₀' 3365,32162,31203

nilai efisiensi _re, dan _m diperoleh masing-masing sebesar 0,86 dan 0,995 (lit. 7, hal 73 dan 70) sehingga nilai efisiensi dalam turbin, yaitu :

8643 , 0 995 , 0

86 , 0

0i  

Sehingga penurunan kalor yang di manfaatkan di turbin menjdi:

kg kJ H

H_i ₀_0i1215,2  0,86431050,2

Gambar 3.2 Proses penurunan kalor pada turbin uap

Untuk tekanan 0,1 bar didapat temperatur air jenuh ts = 45,84 0C. Dalam hal ini diambil temperatur air jenuh keluaran kondensor tkond = 45 0C. Guna menyederhanakan perhitungan, dibuat bahwa air pengisian ketel dipanaskan dalam derajat yang sama pada semua pemanas air pengisian ketel, sehingga pada masing-masingnya kenaikan temperatur air pengisian ketel

 

_t menjadi :

z t t_{HPH kond}

t

 

 (Menurut lit. 7, hal. 136)

Dimana :

HPH

t = temperatur keluaran HPH = 205

kond

t = temperature keluaran kondensor = 45 0C z = jumlah ekstraksi uap = 4 tingkat

C

t 40 0

4 45 205

  



Sehingga dapat di tentukan temperature air pengisian ketel setelah keluar dari pemanas, yaitu:

1. t_LPH1= 45 + 40 = 85 0C 2. t_LPH2 = 85 + 40 = 125 0C 3. t_LPH3= 125 + 40 = 165 0C 4. t_HPH = 165 + 40 = 205 0C

Dari table saturated water di peroleh kalor sensible air pengisian ketel, yaitu: 1. IV

fw

h = 874,87 kJ/kg

2. hIII_fw= 675,47 kJ/kg

3. hII_fw= 525,07 kJ/kg

4. I fw

h = 356,02 kJ/kg

5. hkond_fw = 188,44 kJ/kg

Kemudian temperatur jenuh uap pemanas air pengisian ketel di peroleh dengan persamaan (Menurut lit.7 hal 137):

t t

t'LPH,HPH  _LPH,HPH 

Dimana :

t

 = Perbedaan temperatur antara temperatur uap pemanas air pengisian ketel dan temperatur air pengisian ketel pada sisi keluar dari pemanas air ketel yang biasanya diambil 5-7 0C. Dalam hal ini perbedaan temperatur diambil 5 0C. Maka:

1. t'LPH1= 85 + 5 = 90 0C

2. t'LPH2= 125 + 5 = 130 0C

3. t'LPH3= 165 + 5 = 170 0C

Dari table saturated water di peroleh tekanan uap jenuh untuk masing – masing temperatur, yaitu:

1. P_eksIV = 0,7183 bar 2. P_eksIII = 2,7028 bar 3. P_eksII = 7,9218 bar 4. P_eksI = 19,077 bar

Dari table saturated water di peroleh kandungan kalor air jenuh untuk masing – masing temperatur, yaitu:

1. hIV_f = 377,04 kJ/kg

2. hIII_f = 546,38 kJ/kg

3. II f

h = 719,08 kJ/kg

4. hI_f = 897,61 kJ/kg

Dari diagram Moller (h-s) diperoleh temperatur keluar ekstraksi turbin atau kebasahan untuk masing-masing tekanan ekstraksi uap, yaitu:

1. t_eksIV = 90 0C 2. t_eksIII = 130 0C 3. t_eksII = 220 0C 4. t_eksI = 340 0C

Dari diagram Moller (h-s) diperoleh kalor total uapuntuk masing-masing tekanan ekstraksi uap, yaitu:

1. h_eksIV = 2524,64 kJ/kg 2. III

eks

h = 2687,93 kJ/kg 3. II

eks

h = 2893,4 kJ/kg 4. h_eksI = 3012,1 kJ/kg

Seluruh hasil perhitungan diatas yang di butuhkan untuk perancangan awal pada turbin dengan empat tingkatan ekstraksi dapat di lihat pada table 3.1 berikut ini:

N o.

Parameter Sebelu m turbin

Eks I Eks II Eks III

Eks IV

Kondenso r

1 Tekanan uap (bar)

90 19,077 7,9218 2,7028 0,7183 0,1

2 Temperatur atau kebasahn uap (0C)

500 340 220 130 90 45

3 Kandungan kalor uap (kJ/kg)

3365,3 3012,1 2893,4 2687,9 3

2524,6 4

2315,1

4 Temperatur jenuh uap pemanas (0C)

- 210 170 130 90 -

5 Kandungan kalor air jenuh (kJ/kg)

- 897,61 719,08 546,38 377,04

6 Temperature air pengisisan ketel (0C)

- 205 165 125 85 45

7 Kandungan Kalor air pengisian ketel (kJ/kg)

874,87 675,47 525,07 356,02 188,44

8 Penurunan kalor (kJ/kg)

235.2 218,77 205,47 163,29 209,54

3.3.2 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi Dari bagian 2.8 dan 2.9 sebelumnya dengan mengambil nilai ₁, ₂,

3

 dan ₄ sama dengan 0,98 akan dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi yang pertama hingga ekstraksi keempat sebagai berikut :

1. Fraksi masa pada ekstraksi pertama (₁)





0,09188

98 , 0 61 , 897 1 , 3012 47 , 675 87 , 874 1     

2. Fraksi masa pada ekstraksi ke dua (₂)





063734 , 0 07 , 525 4 , 2893 07 , 525 61 , 897 09188 , 0 07 , 525 47 , 675 . 98 , 0 1 2           _  

3. Fraksi masa pada ekstraksi ke tiga (₃)



 







0,060511

98 , 0 38 , 546 93 , 2687 07 , 525 47 , 675 . 063734 , 0 09188 , 0 1 3       

4. Fraksi masa pada ekstraksi ke empat (₄)



 











0.056236

98 , 0 04 , 377 64 , 2524 04 , 377 38 , 546 06051 , 0 . 02 , 356 07 , 525 . 063734 , 0 09188 , 0 1

3  

     

5. Jumlah total uap panas lanjut yang memasuki turbin (G0)



 

 





232,2 (0,90882 218,77) 0,845 205,47 0,7845 163,29 0,7283 209,54



0,995.0,98 1868 , 4 . 69 , 73 . 860 0          G 0

G = 300,3869 ton/jam atau = 83,44 kg/s

Sehingga jumlah fraksi massa uap tiap ekstraksi adalah berikut ini: Table 3.2 fraksi masa tiap ekstraksi

No. Istilah Eks. I Eks II Eks. III Eks IV

2 Geks(kg/s) 7,699 5,3179 5,049 4,6923

Sedangkan jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi dapat dilihat pada tabel berikut ini:

Tabel 3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi No. Jumlah

uap yang mengalir

Sampai ke Eks I

Sampai ke Eks II

Sampai ke Eks III

Sampai ke Eks IV

Sampai ke kondensor

1 Geks (kg/s) 83,44 75,741 70,4231 65,3741 60,682

3.3.3 Pengujian Kembali Laju Aliran Massa yang Diperoleh

Dari bagian 3.2 telah didapat bahwa daya yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (PN) adalah sebesar 73,69 MW sedangkan dari bagian 3.3 juga telah didapat penurunan kalor yang dimanfaatkan di turbin sebesar Hi = 1050,2 kJ/kg.

Sehingga dengan adanya ekstraksi yang pada perancangan ini dibuat ada empat tingkatan ekstraksi, dengan laju aliran uap yang masuk turbin adalah 83,44 kg/s . Maka laju aliran uap yang melewati tiap ekstraksi adalah :

1. G0 = 83,44 kg/s 2. G1 = 75,741 kg/s 3. G2= 70,432 kg/s 4. G3= 65,3741 kg/s 5. G4= 60,682 kg/s

Apabila hasil diatas di uji ulang, maka daya yang di hasilkan turbin adalah: 1. Dari masuk turbin hingga ekstraksi pertama

N0 = G0 x hiI= 83,44 x 235,2

2. Dari masuk turbin hingga ekstraksi ke dua

N1 = G1 x hiII = 75,741 x 163,29 N1 = 16569,8 kW

3. Dari masuk turbin hingga ekstraksi ke ketiga

N2 = G2 x hiIII = 70,4231 x 205,47 N2 = 14469.83 kW

4. Dari masuk turbin hingga ekstraksi ke ke empat

N3 = G3 x hiIV = 65,3741 x 163,29

N3 = 10674,936 kW

5. Dari masuk turbin hingga ekstraksi ke ke kondensor

N4 = G4 x hiV = 60,682 x 209,54

N4 = 12715,3 kW

Sehingga daya total yang dibangkitkan adalah 74054,96 kW atau 74,05496 MW. Dengan membandingkan hasil ini dengan daya yang akan disuplai turbin uap sebesar 73,69 MW maka didapat adanya persentasi kesalahan perhitungan sebesar 0,4 %, dimana persentasi kesalahan ini sudah sangat kecil, sehingga laju aliran massa yang diperoleh tersebut sudah tepat.

3.4 Perhitungan Daya Siklus PLTU

Gambar 3.3 Diagram alir siklus Rankine Mengunakan HPH dan LPH

Gambar 3.4 diagram T-S Dari data teknik diperoleh:

- Kapasitas boiler = 260 ton/jam = 72,22 kg/s - Temperatur uap masuk boiler = 205 0C - Tekanan uap keluar boiler = 90 bar - Temperatur uap keluar boiler = 500 0C

- Tekanan kondensor = 0,1 bar  Keadaan I : P1 = 0.1 bar = 10 kPa h1 = 191,83 kJ/kg = hf

V1 = 0,00101 m3/kg = vf  Keadaan II : P2 = 4 bar = 400 kPa

s1 = s2, h2 = Wp1 + h1 = [v1 (p2 – p1) + h1 ]

= [ 0,00101 m3/kg (400-10)kPa + 191,83 kJ/kg ]

= 192,224 kJ/kg  Keadaan ke III : T3 = 80 0C

h3 = 335,02 kJ/kg  Keadaan ke IV : T4 = 125 0C

h4 = 525,07 kJ/kg

 Keadaan ke V : T5 = 165 0C h4 = 697,24 kJ/kg P5 = 700,93 kPa V1 = 0,001108 m3/kg

 Keadaan ke VI : P6 = 90 bar = 9 Mpa T6 = 165 0C

s5 = s6, h6 = Wp2 + h5 = [v1 (p6 – p5) + 51 ]

= [ 0,001108 m3/kg (9000 – 700,93)kPa + 679,24 kJ/kg ] = 688,43 kJ/kg

 Keadaan ke VII : T7 = 205 0C h7 = 872,86 kJ/kg P7 = 90 bar = 9 MPa

 Keadaan ke VIII : T8 = 500 0C h8 = 3387,4 kJ/kg P8 = 90 bar = 9 MPa

 Keadaan ke IX : T9 = 210 0C

h9 = 897,61 kJ/kg  Keadaan ke X : T10 = 170 0C

h10 = 719,08 kJ/kg  Keadaan ke XI : T11 = 130 0C

h11= 546,38 kJ/kg  Keadaan ke XII : T12 = 90 0C

h12 = 377,04 kJ/kg

 Keadaan ke XII : P13 = 0,1 kPa

Maka kualitas uap turbin dapat diketahui :

91 , 0

4996 , 7

6492 , 0 4996 , 7

13 13



 

 

fg f

S s s X

h13 = hf + x13 . hfg = 191,83 kJ/kg + 0,91 x 2392,1 kJ/kg = 2368,641 kJ/kg

Kesetimbangan masa dapat diketahui : _in _out

o o i

ih m h

m 



Jadi kalor masuk dan kalor keluar siklus :

Qin = h8 – h7 = 3387,4 kJ/kg – 872,86 kJ/kg = 2014,54 kJ/kg Qout = h8 – h13 = 3387,4 kJ/kg – 2368,641 kJ/kg = 1018,99 kJ/kg

Maka kerja siklus diperoleh (sumber lit 9 hal 78): wnet = Qin - Qout

= 2014,54 kJ/kg – 1018,99 kJ/kg = 995,55 kJ/kg

Dimana efisiensi thermal (sumber lit 9. Hal 77):

% 48 , 0 54 , 2014

55 , 995

 

 in net th

Q w



Maka diperoleh daya siklus : Wnet = m (wnet)

= 72,22 kg/s . 956,5 kJ/kg = 71898,621 kW

3.5 Perhitungan Kalor Turbin Uap Untuk Tiap Tingkat Tekanan

3.5.1 Penentuan Tingkat Tekanan

Turbin nekatingkat (multistage turbine) dengan tingkat-tekanan banyak dipakai di bidang industri sebagai pengerak mula untuk generator listrik berkapasitas besar, disebabkan oleh kemampuannya (ability) untuk menghasilkan daya yang besar dibandingkan dengan turbin tinggal.

Untuk mendapat tingkat tekanan turbin (sumber lit.7 hal 105) adalah :





2

' 0

1

rata rata

u

H Y

z

 

 

Dimana :

z = Jumlah tingkat tekanan

Y = Koefisien karakteristik untuk turbin nekatingkat

H0’ = Penurunan kalor dengan memperhitungkan kerugian pada katub dan kerugian pemipaan buang = 1203 kJ/kg = 287,33 kkcal/kg.

2 rata rata

u _ = kecapatan keliling sudu rata-rata.

Dengan mengambil nilai (u/c1)rata-rata sebesar = 0,3, sehinga kecapatan uap keluar nosel:

s m H

c₁ 91,5 ₀' 91,5 287,331550,33

Kecepatan keliling sudu rata-rata adalah :

 

u c1 c1

u_ratarata  _ratarata

= 0,3 x 1550,33 = 465,09 m/s









7102,1 33 , 287 06 , 0 1 09 , 465 1 2 ' 0 2       H u Y 

Maka jumlah tingkat tekanan adalah :





_{9,99 10}

09 , 465 33 , 287 06 , 0 1 1 , 7102

2  

 

z

3.5.2 Turbin Tingkat Pengaturan

Dalam perancangan ini, akan dibuat tingkat pengaturan (impuls) terdiri dari dua baris sudu (dua tingkat kecepatan) dimana pemakaian tingkat pengaturan ini akan memungkinkan untuk memanfaatkan penurunan kalor yang besar pada nosel dan oleh sebab itu membantu dalam mendapatkan temperatur dan tekanan yang lebih rendah pada tingkat-tingkat reaksi. Untuk ini diambil penurunan kalor sebesar 55 kkal/kg atau 230,274 kJ/kg [Menurut lit. 7, hal. 118], maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang sorong uap menjadi sebesar 44,13 bar dan dengan mengambil nilai (u/c1) sebesar 0,236, sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel :

s m h

c₁91,5 ₀ 91,5 55678,582 Dan kecepatan keliling sudu :



u/c1



c1

u 

s m 582 , 678 236 , 0   s m 145 , 160 

Diameter rata-rata sudu pada tingakt pertama menjadi:

m n

u

d 1,02

3000 14 , 3 145 , 160 60 60 1       

= 1019,11 mm

Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, dimana derajat reaksi () yang dimanfaatkan pada sudu-sudu gerak dan sudu pengarah (Menurut lit. 7, hal. 141) adalah :

1. Untuk sudu gerak baris pertama = 4% 2. Untuk sudu pengarah = 5% 3. Untuk sudu gerak baris ke dua = 4%

Kecepatan teorotis uap keluar nosel adalah :

95 . 0

852 , 678

1 1  

c c_t

= 664,505 m/s

Dengan mengambil sudut uap α1 sebesar 17o (menurut lit.7 hal. 81) diperoleh kecepatan pada pelek (rim) :

0 1

1

1 c cos 678,852cos17

c_u

604,007m s

Dan kecepatan relatif uap terhadap sudu (₁):

1 2

2 1

1 2 cos

  c u  u

 678,8522 160,1452 2678,852cos170 480,773m s

Sudut kecepatan relatif menjadi :

0 1

1 1

1 sin17

773 , 480

852 , 678 sin

sin    

  c

sin ₁= 22,5890

Gambar 3.5 variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I Dengan menetapkan sudut re;atif uap keluar (₂) lebih kecil 30 dari sudut

0 0

0

2 22,589 3 19,589



Sehingga dari gambar 2. 8 di peroleh  = 0,86

Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar pada sisi keluar sudu gerak I 55 04 , 0 8378 773 , 480 5 , 91 8378 5 , 91 2 0 1 2 1

2   h   

w

t 



= 499,403 m/s

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

s m t

w₂ 0,86 499,403 429,487

2   



Dari gambar 4.1 diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I :

2 2

2 2 2

2  u 2 u cos

c

 429,4872160,14522429,487160,145cos19,5890 238,747m s

Dengan sudut keluar :

0 0

2 2

2

2 sin19,589 30,496

747 , 238 487 , 429 sin

sin     

c

Maka kecepatan pelek (rim) adalah:

s m c

u

c₂  ₂cos₂283,747cos30,4960244,464 Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah :

kg kJ c

c

h t

n 21,5389

2000 628 , 631 872 , 664 2000 2 2 2 1 2

1    



Dan kerugian kalor pada sudu gerak I adalah:

kg kj

h t

b 32,4553

2000 487 , 429 403 , 499 2000 2 2 2 2 2 2 '     

Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II

0 2 2 ' 1 8378 5 ,

91 c h

Dimana _gb diambil sebesar 0,86 maka:

s m

c 0,05 55 305,6

8378 747 , 283 86 , 0 5 , 91 ' '

1    

Kecepatan teoritis uap pada sisi keluar dari sudu pengarah menjadi :

86 , 0 6 , 305 ' 1 '   gb lt c c 

= 321,685 m/s

Dengan mengambil sudut mutlak uap sudu gerak II (₁') sebesar 300 diperoleh kecepatan pelek (rim) :

0 ' 1 ' 1 '

1 c cos 305,6cos30

c_u

= 264,626 m/s

Dan kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II:

' 1 ' 1 2 2 ' 1 '

1 2 cos

  c u  c u

s m 185 30 cos 145 , 160 6 , 305 . 2 145 , 160 6 ,

305 2 2 0

'

1     



Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :

0 0 ' 1 1 ' 1 '

1 sin30 55,624

151 , 185 6 , 305 sin

sin     

  c

Dengan mengambil sudut mutlak uap keluar sudu gerak II (₂') sebesar 450, maka dari gambar 2.8 diperoleh  0,9.

Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II :

s m h

t

t 0,04 55 185,088

8378 151 , 185 5 , 91 8378 5 , 91 2 0 2 ' 2 '

2       

 

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

s m

t 0,9 185,008 '

2 '

2  



Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak II :

' 2 ' 2 2 ' 2 '

2  u 2 ucos

 166,5792160,1452 2166,579160,145cos450 98,478m s

Gambar 3.6 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan

Dari gambar 4.2 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak II (₂') sebesar 1040 dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi:

s m c

c₂'_u  ₂' cos₂' 98,487cos104023,691

Sehingga kerugian kalor pada sudu pengarah adalah : kg kJ c

c

h t

gb 5,041

2000 6 , 305 685 , 321 2000 2 2 2 ' 1 2 '

1    



Dan kerugian kalor pada sudu gerak baris II adalah :

kg kJ

h_b t 3,2528

2000 579 , 166 088 , 185 2000 2 2 2 ' 2 2 ' 2 ''    

Dan kerugian kalor pada sudu gerak baris II adalah : kg

kJ c

h_e 4,8464

2000 478 , 98 2000 2 2 '

2  



Efisiensi pada keliling cakram dihitung adalah :









_0,70886

582 , 678 691 , 23 464 , 244 626 , 264 007 , 604 165 , 160 2 2 2 2 2 1             ad u u u c c c u 

Gambar 3.7 diagram i-s untuk tingkat pengaturan

Dari perhitungan sebelumnya untuk tinggi nosel 15 mm, akan dapat ditentukan derajat pemasukan parsial sebagai berikut:

703 , 0 17 sin 628 , 631 015 , 0 02003 , 1 14 , 3 0747 , 0 44 , 83 sin 0 1 1 1 1            dlc v G Sehingga kerugian daya akibat gesekan cakram dan pengadukan yaitu:

  6 3 2 . 10 07 ,

1 d u

N_gea   

          0747 , 0 1 10 145 , 160 01911 , 1 07 , 1 1 ₆ 3 2

= 61,1277 kW

Kerugian kalor yang terjadi adalah:

kg kJ G

N

h_gea gea 0,6612

44 , 83 427 1868 , 4 1277 , 61 102 427 102 _. .        

Uap dari perapat labirin ujung depan dibuang ke ruang sorong uap ekstraksi yang kedua dengan tekanan p_eksIII 2,7028bar,sedangkan tekanan sesudah nosel tingkat pengaturan sebesar p₁' 48 bar. Tekanan kritis pada perapat-perapat labirin persis sebelum ruang dari mana uap di buang adalah:

bar z

p

p_kr 2,5279

5 , 1 84 5 , 27 85 , 0 5 , 1 85 ,

0 ₁'

      

Dimana z adalah ruang perapat labirin yang diambil sebanyak 84 buah. Sehingga besarnya kebocoran uap melalui perapat-perapat labirin adalah :





1 ' 1 2 2 ' 1 100 v p z p p g f G III eks s kebocoran       





0,5665kg s

081556 , 0 48 84 7028 , 2 48 81 , 9 10 94286 , 0 100 2 2 3          

Dimana dalam hal ini diambil diameter poros (d) sebesar 500 mm, lebar celah antara poros dengan paking labirin (_s) sebesar 0,6 mm, sehingga luas melingkar untuk aliran uap (fs) adalah :

3 10 6 , 0 5 , 0 14 ,

3    

     s s d f 

Total kerugian kalor sebelum nosel tingat kedua adalah :

a ge c b gb n

ugian h h h h h

h_ker   '  ''  _.



= 21,5389 + 32,4553 + 5,041 + 3,2528 + 4,8464 + 0,6612 = 67,7965 kJ/kg

Kalor total uap sebelum nosel tingkat kedua adalah:



h h ugian



i

i₀'  ₀ ₀ _ker

= 3365,3 - (230,274 – 67,7965) = 3202,83 kJ/kg

Sehingga kondisi uap sebelum nosel tingkat ke dua ditentukan oleh tekanan 44,13 bar dan suhu 400 0C

3.5.3 Perhitungan kalor dari tingkat pengaturan sampai ekstraksi I

Penurunan kalor teoritis dari tekanan 44,13 bar dan suhu 4000 ke tekanan sampai ekstraksi pertama adalah :

kg kJ h₀' 3202,833012,1190,73

Dengan membuat penurunan kalor yang sama pada setiap tingkat (penurunan kalor rata-rata) diperoleh :

h0 rata-rata = 95,365kJ kg 2

73 , 190



tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat, dari diagram moller (i-s) adalah

27

'' 1 

p bar setelah tingkat yang ketiga, p₂ 23bar setelah tingkat ke empat dan

bar

p_eksI 19,077 setelah tingkat yang ketiga. Pada tingkat yang ke kedua untuk memperkecil kerugian pemasukan, akan dibuat menjadi 5% reaksi pada setiap garis baris sudu, untuk tingkat kedua dipilih perbandingan kecepatan u/cad = 0,4 sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel tingkat kedua:

s m h

c₁91,5 ₀ 91,5 22,792436,83

Kecepatan keliling pada sudu adalah:

 

s m

c c u u

95 , 175

83 , 436 4 , 0

1 1



   

Diameter rata-rata sudu pada tingkat ke dua menjadi :

3000 14 , 3

95 , 175 60 60

     

n u d



= 1,11969 m = 1119,96 mm

Penurunan kalor pada nosel tingkat kedua :

 

h





kJ kg

h₀₁ 1  ₀ 10,05 95,36590,596 Dan pada sudu gerak sebesar :

kg kJ h₀₂95,36590,5964,769

Dimana 0,96

Maka kecepatan teoritis uap :

s m

c_t 426,82

96 , 0

83 , 436

1  

Sudut uap masuk

 

₁ diambil sebesar 14,90 sehingga bila 1tinggi nosel yang akan diperoleh berada dalam jangka yang diizinkan, sehingga kecepan pelek (rim) adalah :

s m c

c_1u  _1tcos₁426,82cos14,90422,132 Dan kecepatan relatif terhadap sudu gerak :

1 1

2 2 1

1 2 cos

  c u  c u

 436,832 175,952 2436,83175,95cos14,90 243,39m s

Besar sudut relatif ini adalah :

0 1

1 1

1 sin 14,9

39 , 243

83 , 436 sin

sin  



  c   0 123,89



Sudut keluar relatif uap (₂= 20,89) menjadi sebesar 21,890 (₂₁30) sehingga diperoleh  = 0,862.

Kecapatan Relatif uap meninggalkan sudu gerak tingkat ke kedua diperoleh melalui persamaan berikut ini :

s m

h 0,05 22,792 226

8378 39 , 243 862 , 0 5 , 91 8378

5 , 91

2 0

2 2 1

2       

  

s m

t 262,18

862 , 0

226

2

2   

  

Selanjutnya kecepatan uap meninggalkan sudu gerak tingkat yang kedua adalah :

2 2

2 2 2

2  u 2 ucos

c

 2262175,9522226175,95cos21,890 90,77m s

Dengan nilai-nilai kecepatan dan besar sudut yang sudah diketahui, maka dapat digambarkan segitiga kecepatan untuk tingkat kedua ini, yaitu :

Gambar 3.8 Segitiga kecepatan tingkat kedua

Dari gambar 3.8 diatas dapat sudut keluar uap sudu gerak tingakat ke dua

 

2 sebesar 68,16

0

dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi :

s m c

c_2u  ₂cos₂88,387cos68,16032,88 Sehingga kerugian kalor pada nsel adalah :

kg kJ c

c

h_n t 7,472

2000 356 , 419 82

, 426 2000

2 2

2 1 2

1    



Dan kerugian kalor pada sudu gerak tingkat kedua adalah :

kg kJ

h_b t 8,826

2000 226 18

, 262 2000

2 2

2 2 2

2    

 

kg kJ c

h_e 4,1175

2000 77 , 90 2000 2 2

2  



Efisiensi pada keliling cakram dihitung sebagai berikut :





2 2 1 2 ad u u u c c c u 

  





0,7178

83 , 436 88 , 32 132 , 422 95 , 175 2 2     

Untuk memeriksa ketepatan hasil-hasil yang dipeorleh diatas, kita akan mencari _u seperti berikut ini dan membandingkannnya dengan _u seperti berikut ini dan membandingkannya dengan _u yang dihitung sebelumnya:

0 0

h h h

h _{b e}

u

   





0,7859

365 , 95 1175 , 4 826 , 8 472 , 7 365 , 95     

Kesalahan perhitungan 100% 0,08% 7859 , 0 7178 , 0 7859 , 0   

, relatif kecil.

Daya yang hilang akibat gesekan dan pengadukan, sebagai berikut :

               1245 , 0 1 10 95 . 175 11969 , 1 07 , 1 1 , 1 1 10 07 , 1 6 3 2 1 6 3 2 . v u d

N_gea 

= 64,8219 kW

Dan besarnya kerugian kalor adalah:

kg kJ G

N

h_gea gea 0,77769

44 , 83 427 1868 , 4 8219 , 64 102 427 102 _. .        





kg kJ i 27 , 3086 77769 , 0 1175 , 4 826 , 8 472 , 7 365 , 95 83 , 3202 ' 2       

Kebocoran uap melalu perapat labirin :









_{kg s}

v p z p p g f G_{kebocoran s}

580 , 0 08245 , 0 18 , 44 4 8 27 18 , 44 81 , 9 10 94286 , 0 100 100 2 2 3 1 1 2 '' 1 2 1                

Maka kerugian kalor akibat kebocoran adalah :



i i



kJ kg

G G

h kebocoran _o

kebocoran 116,56 0,810

44 , 83 580 , 0

2   

  

Penjumlahan seluruh kerugian kalor pada tingkat kedua ini menjadi :

kg kJ h _ugian 0034 , 22 810 , 0 77769 . 0 1175 , 4 826 , 8 472 , 7 ker       

Maka penurunan kalor yang bermanfaat pada tingkat kedua ini adalah:



  



h h kJ kg

h_{1 0 kerugian} 95,365 22,034 73,331

Dan efisiensi tingkat menjadi :

% 89 , 76 777815 , 0 365 , 95 331 , 73 0 1

0    

h h

tk i 

kW h

G

N_i 6654,2

102

1668 , 4

331 , 73 44 , 83 427 102

427 _{0 1}

    

  

   

Dari diagram i-s diperoleh bahwa uap sewaktu mengembang dari tingkat ke-9 sampai tingkat ke- 10 akan menjadi basah, jadi kerugian akibat kebasahan harus diperhitungkan. Untuk tingkat ke-9, kerugian kalor akibat kebasahan :





kJ kg

h x x

h_kebasahan 1 0,985 20,436 0,30645 2

1 1 2  ₁   

  



 _  

Dimana:

x1= fraksi kekeringan sebelum nosel (sudu pengarah) = 0,99 x2 = fraksi kekeringan uap sesudah sudu gerak tingkat 10 = 0,98

h1=penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan memperhitungkan semua kerugian pada tingkat 10

= hn + hb + he + hge.a + hkebocoran

Seluruh tingkat yang berikutnya didesain sama dengan cara sebelumya dan hasilnya ditabelkan pada tabel 3.4 berikut ini: