BAB III PEMBAHASAN MATERI. pengolahan kelapa sawit dengan menggunakan alat BPV (Back Pressure Vessel)

BAB III PEMBAHASAN MATERI

3.1. Pemilihan Jenis Turbin Pada pabrik pengolahan kelapa sawit, uap diperoleh dari ketel uap yang menggunakan bahan bakar cangkang dan serabut kelapa sawit. Uap panas lanjut yang dihasilkan ini kemudian dialirkan keturbin uap untuk memutar generator dan menghasilkan energi listrik. Uap bekas dari turbin uap didistribusikan ke unit-unit pengolahan kelapa sawit dengan menggunakan alat BPV (Back Pressure Vessel). Disamping listrik tenaga uap, pabrik pengolahan kelapa sawit juga menggunakan pembangkit listrik tenaga diesel dengan penggerak mula motor diesel yang dihubungkan dengan generator, setelah turbin uap beroperasi beban yang ada pada motor diesel dipindahkan ke turbin uap. Dalam perencanaan ini dipilih turbin uap impuls jenis curtis. Adapun alasan dan pertimbangan dalam pemilihan jenis turbin ini adalah : 1. Pertimbangan efesiensi dan keandalan Turbin curtis mempunyai efesiensi yang tinggi sehingga energi potensial uap dapat dimanfaatkan seefesien mungkin. 2. Segi Pemeliharaan Perawatan dan pemakaian turbin impuls relatif tidak sulit. 3. Segi Kontruksi Konstruksi turbin curtis lebih sederhana jika dibandingkan dengan turbin jenis parson, dari segi pengadaan komponen mudah didapatkan seperti pengadaan nozel, sudu, bantalan dan sebagainya.

Universitas Sumatera Utara

4

TURBIN

GENERATOR

KETEL

3

DEAERATOR

6

5

2 1

BPV

P

Gambar 3.1 Instalasi Pembangkit Tenaga Dari Perencanaan Turbin Uap

4 2

Gambar 3.2 Diagram T-s

3.2. Perhitungan Penurunan Kalor Pada Turbin Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator.


Berdasarkan data-data survey, diperoleh kondisi-kondisi uap sebagai berikut: 1. Tekanan uap masuk turbin (Po) = 20 Bar 2. Temperatur uap masuk turbin (To) = 260 oC 3. Tekanan uap keluar turbin (P2 ) = 3 Bar

Analisa Termodinamika Untuk Penurunan Kalor Pada gambar diagram Mollier pada tekanan 20 bar dan suhu 2600 C titik A0, yang merupakan titik untuk menunjukkan kondisi uap kering, diperoleh : ho = 698,624 kkal/kg, kemudian melalui titik A0 ditarik garis adiabatik hingga mencapai tekanan 0,1 bar pada titik A1t. Sehingga diperoleh : h1t = 613,834 kkal/kg maka penurunan kalor : Δh = 698,624 kkal/kg – 613,834 kkal/kg = 84,79 kkal/kg Kerugian pada katup pengatur diambil 5% dari tekanan uap kering. Penurunan tekanan pada katup pengatur : ∆P = 0,05 x Po = 0,05 x 20 bar = 1 bar Sehingga tekanan sebelum masuk nosel adalah : Po' = Po - ∆P Po' = 20 bar – 1 bar = 19 bar


Dengan menarik garis A’0 sampai pada tekanan 3 bar (titik A’1t) diperoleh : h’1t = 616,222 kkal/kg. Sehingga penurunan kalor teoritis akibat kerugian adalah : Δh’ = 698,624 kkal/kg – 616,222 kkal/kg = 82,40 kkal/kg.

20 bar h (kJ/kg)

Ao

ho

A'o

19 bar 260°C

hi h h

A1 h'1t

h1t

A'1t

A1t

s (entropi)

Gambar 3.3 Diagram Mollier untuk proses penurunan kalor pada turbin

3.3 Menentukan Masa Aliran Efesiensi dalam relatif turbin ( η oi ) untuk perhitungan sementara diambil sebesar 0,58 yang diperoleh dari grafik efesiensi turbin dengan dua tingkat kecepatan sebagai fungsi u/c1, untuk harga optimum sebesar 0,22.


Gambar 3.4 Efesiensi turbin implus dengan dua tingkat kecepatan

Gambar 3.5 Effisiensi Generator

Dengan mengambil daya yang direncanakan sebesar 1250 Kva, maka nilai-nilai dari berbagai efesiensi pada turbin dapat ditentukan dari gambar, untuk efesiensi generator (η g ) = 0,944, efesiensi mekanis η m = 0,986 , untuk efesiensi roda gigi (η r ) = 0,9408 . Sehingga dari persamaan G = Dimana : Ne

860 N e kg / det 3600.Ho.η oi .η m .η r .η g

= daya nominal pada terminal generator, yaitu sebesar 1000 kW

H0 = penurunan kalor turbin

η oi = efesiensi dalam relatif turbin


ηm = effisiensi mekanis turbin, yaitu ηm = 0,986 (Gambar 3.4) ηr

= efesiensi roda gigi

ηg = effisiensi generator, yaitu ηg = 0,944 (Gambar 3.5)

Untuk turbin yang direncanakan didapat masa aliran uap sebesar:

3.4 Perhitungan Daya Generator Listrik Faktor daya atau faktor kali yang disebut dengan cos (ϕ) besarnya tidak konstan tergantung pada beban listrik yang digunakan. Ada 2 unsur yang terpakai dalam proses konversi daya, yaitu : 1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang digunakan dalam satuan Watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya. 2. Daya reaktif (V.I sin ϕ) yang diukur dengan satuan MVAR. Daya ini hanya membebani biaya investasi, bukan biaya operasi, yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya. Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena: a. Karakteristik beban itu sendiri. b. Proses konversi daya di dalam alat itu sendiri.


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

Daya Reaktif (MVAR)

listrik.

)

A MV

u(

ya

Da

Sem

ϕ Daya Nyata (MW)

Gambar 3.6 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator

Dari gambar 3.6 di atas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya terpasang generator adalah daya nyata (MW), maka : P = PG . cos ϕ Dimana : P

= daya terpasang generator listrik = 1 MW

PG

= daya yang dibutuhkan generator listrik (MVA)

cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9.

harga yang tergantung pada

pembebanan umumnya diambil cos ϕ = 0,8. Dengan demikian dari persamaan di atas :


maka daya transmisi pada roda gigi (Pt) :

Dimana : tz

= efisiensi roda gigi yang ditentukan dari gambar 3.4 = 0,9408

3.5 Segitiga Kecepatan Turbin Dengan Dua Tingkat Kecepatan Dengan merancang turbin terdiri dari dua baris sudu (dua tingkat kecepatan) dan dengan mengambil harga (u/c1) optimum sebesar 0,22 dan koefesien kecepatan (φ) sebesar 0,95 maka kecepatan absolute uap keluar nozel:

Kecepatan uap keluar teoritis (C1t) adalah

Kecepatan keliling sudu: U = (u/c1) x C1 U = 0,22 x 800,42 U = 176,09 m/det Dengan mengambil sudut masuk uap α1 sebesar 200, diperoleh kecepatan relatif uap memasuki sudu gerak baris pertama (W1) :


Sudut kecepatan relatif uap memasuki sudu gerak baris pertama :

Gambar 3.7 Segi tiga kecepatan untuk turbin impuls dengan dua tingkat kecepatan

Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I, dimana koefesiensi sudu- sudu baris pertama ψ diambil 0,82 w2 = ψ x w1 = 0,82 x 637,80 = 522,996 m/det Dengan mengambil sudut relatif keluar uap (β2) lebih kecil 30 dari sudut kecepatan relatif masuk uap: β2 = 25,420 - 30 = 22,420, diperoleh kecepatan absolute uap keluar sudu gerak I :

Sudut kecepatan keluar absolute uap keluar sudu gerak I :


Kerugian kalor pada nozel :

Kerugian kalor pada sudu gerak I:

Kecepatan absulute uap masuk sudu gerak II:

Dimana :

gb

adalah koefesiensi sudu pengarah

Sudut pengarah pada sisi keluar : α1´ = α2 - 3° α1´ = 32,98° - 3° α1´ = 29,98° Kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II :


Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :

Kecepatan relatif uap keluar sudu gerak II : W2´ = ψ.W1’ = 0,88 x 181,66 = 159,86 m/det Sudut keluar relatif uap sudu gerak baris II: β2 ' = β1 ' - 3° β2 ' = 58,95° - 3° β2 ' = 55,95° Kecepatan absolute uap keluar sudu gerak baris II:

Sudut keluar absolute uap sudu gerak II:

Kerugian kalor pada sudu pengarah :


Kerugian kalor pada sudu gerak baris kedua :

Kerugian kalor akibat kecepatan keluar :

Efisiensi pada keliling cakram dihitung melalui persamaan :

Dimana : C1u = C1 x cos α1 = 800,42 x cos 200 = 752,15 m/det C2u = C2 x cos α2 = 366,42 x cos 32,980 = 307,38 m/det C1 'u = C1 ' x cos α1 ' = 311,46 x cos 29,98° = 269,79 m/det C2 'u = C2 ' x cos α2 ' = 158,24 x cos 123,17° = -86,58 m/det

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


kesalahan perhitungan :

Persen error < 2%

Kerugian akibat gesekan cakram dan kerugian pengadukan ditentukan dari:

hgca =

102 N gca 427 G

Dimana : λ = koeffisien uap panas lanjut, antara 1,1 dan 1,2, dan untuk uap jenuh sama dengan 1,3. γ= 1/ 0,2774 = 3,6049 kg/m3 adalah volume spesifik uap sesudah nozel. d = diameter rata-rata sudu

Maka :


Sehingga kerugian akibat gesekan cakram dan kerugian pengadukan diperoleh:

Penurunan kalor yang dimanfaatkan dalam turbin sebesar :

Maka :

Dari nilai η oi ini dapat dicari nilai masa aliran yang tepat melalui turbin :


Jika terdapat ketidak sesuaian lebih dari 2 % kerugian energi ( hgca ) harus dievaluasi ulang dan diperoleh nilai massa aliran yang sebenarnya. Perbedaan antara masa aliran uap yang diperoleh dari perhitungan pendahuluan dan dari perhitungan akhir adalah :

Karena ketidak sesesuaian masih pada batas-batas yang di ijikan, oleh karena itu perhitungan tidak perlu diulang lagi.

3.6 Daya Turbin Uap Daya dalam turbin uap (Ni):

Daya efektif (Neff)

Dimana : m

= efesiensi mekanis yang ditentukan dari gambar 3.4 = 0,986


BAB IV PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN

4.1

Perhitungan Ukuran Poros Poros berfungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran

turbin serta tempat pemasangan cakram dan sudu, beban yang akan dialami poros ini adalah: 1. Beban lentur yang berasal dari berat sudu-sudu dan cakram. 2. Beban puntir yang berasal dari cakram Dalam perancangan poros dari segi kekuatan mekanis, tegangan-tegangan pada penampang diambil sebagai dasar perhitungan, yang antara lain : 1. Penampang yang momen lenturnya terbesar 2. Penampang yang momen puntirnya maksimum Untuk poros putaran sedang dan beban berat digunakan baja paduan dengan pengerasan kulit. Untuk ini dipilih bahan poros adalah baja krom nikel JIS 4102 SNC 21 yang memiliki kekuatan tarik 80 kg/mm2. Tegangan geser yang diizinkan untuk bahan poros dapat dihitung berdasarkan persamaan : τa = σb / Sf1 x Sf2 dimana: Sf1 = faktor keamanan terhadap bahan baja paduan (6,0) Sf2 = faktor keamanan karena adanya pasak, dan konsentrasi tegangan (1,3 - 3,0), diambil sebesar 2,7


τa =

80kg / mm 2 6 × 2,7

τa = 4,94 kg/mm2

Daya nominal yang ditransmisikan pada perencanaan ini sebesar 1391 kW pada putaran 5000 rpm. Besarnya momen torsi poros (Mt) dapat dihitung dengan persamaan:

Diameter poros dp dihitung dengan persamaan:

dimana : Kt = faktor pembebanan (1,5 - 3,0) untuk beban kejutan dan tumbukan yang besar diambil 2,6 Cb = faktor pembebanan lentur (1,2 - 2,3) (diambil 2,2) Maka :

Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros terkecil yang dipakai pada perencanaan ini adalah 120 mm.


4.2 Perhitungan Ukuran Nosel dan Sudu Gerak Nosel adalah suatu peralatan lintasan aliran dengan luas penampang pada kedua ujungnya berbeda, dimana kecepatan aliran gas atau cairan yang melaluinya akan meningkat searah dengan lintasan aliran, V2 〉 V1 , P2 〈 P1 , kerja yang ada pada nosel hanya kerja aliran. Penampang terkecil pada nosel disebut kerongkongan, nosel berfungsi untuk mengubah energi panas ke bentuk energi kinetik dengan kerugian yang minimum, pada proses expansi turunnya tekanan aliran uap akan menyebabkan sebagian uap berubah menjadi kondensat. Nilai minimum terjadi pada kerongkongan yang disebut tekanan kritis (pkr) yang sama dengan 0,577 Po (untuk uap jenuh) dan 0,546 Po (untuk uap panas lanjut). Kecepatan uap pada tekanan ini disebut kecepatan kritis. Bila tekanan sesudah nozel lebih besar dari tekanan kritis P1 > pkr, maka ekspansi uap yang terjadi hanya sampai tekanan P1 dan kecepatan uap pada sisi keluar tekanan ini lebih kecil dari kecepatan kritis, dalam hal ini digunakan nozel konvergen, sedangkan untuk mendapatkan tekanan sisi keluar P1 < pkr dan kecepatan superkritis C1 > Ckr digunakan nosel konvergen divergen. Untuk menentukan jenis nozel terlebih dahulu ditentukan harga-harga tekanan kritis pkr.

4.2.1 Tinggi Nozel dan Sudu Gerak Kondisi uap pada baris pertama adalah uap panas lanjut, maka tekanan kritisnya: pkr = 0,546 x P0 pkr = 0,546 x 19 bar = 10,374 bar


Dimana tekanan sesudah nozel P1= 3 bar, karena P1 lebih kecil dari pkr, maka digunakan nozel konvergen divergen. Penampang sisi keluar nozel: f1 =

Go υ1 (m2) c1

dimana : G0 = massa aliran uap = 7,022 kg/det ν1 = volume spesifik uap pada penampang sisi keluar = 0,62352 m3/kg C1 = kecepatan aktual uap pada penampang sisi keluar = 800,42 m/det

Tinggi nosel, disarankan diantara10 mm - 20 mm, dan derajat pemasukan parsial, ε tidak kurang dari 0,2. Untuk turbin-turbin dengan kapasitas besar dan menengah dengan sudu-sudu yang relatif besar, nilai derajat pemasukan parsial dapat mencapai satu. Dengan membuat tinggi nozel ln sebesar 16 mm, diperoleh derajat pemasukan parsial uap :

Tinggi sisi masuk sudu gerak baris yang pertama dibuat sebesar : l1' = ln + 2 = 16 + 2 = 18 mm


Tinggi sudu nosel baris yang pertama pada sisi keluarnya:

dimana: ν1' = merupakan volume spesifik uap keluar sudu gerak baris pertama = 0,64705 m3/kg. Tinggi masuk sudu pengarah diambil lebih besar 1,1 mm dari tinggi sudu nosel baris pertama, sehingga : l’gb = l1 '' + 1,1 = 22,79 + 1,1 = 23,89 mm Tinggi sisi keluar sudu ini akan sebesar:

Dalam perencanaan ini diambil tinggi sisi keluar sudu sebesar 29 mm lgb'' = 29 mm Tinggi sudu gerak sisi masuk baris kedua l2' = lgb" + 2 l2' = 29 + 2 = 31 mm Tinggi sudu gerak sisi keluar baris kedua


Gambar 4.1 Ukuran Nozel dan Sudu Gerak

Bahan nosel diambil dari baja yang sama dengan bahan sudu karena dari kondisi uap yang masuk merupakan uap panas lanjut, sehingga material nosel yang dipilih adalah baja krom nikel tahan karat AISI UNS NO.41400 dengan tegangan tarik dan lentur total akibat gaya sentrifugal yang adalah sebesar 2137 kg/cm2, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman.

4.2.2 Lebar Sudu Gerak Lebar sudu gerak berkisar 20 - 25 mm untuk turbin kapasitas menengah dan besar. Dalam perencanaan ini ditetapkan lebar sudu gerak 20 mm. Besarnya jari- jari busur dari profil sudu baris pertama dapat dihitung dengan persamaan :

Jari-jari busur sudu gerak baris kedua

Jari-jari busur sudu pengarah


4.2.3

Jarak bagi antara Sudu Gerak

Jarak antara masing-masing sudu pada sudu gerak turbin dapat dihitung dengan persamaan : Jarak bagi sudu-sudu gerak baris pertama

Jarak bagi sudu-sudu gerak baris kedua

Jarak bagi sudu-sudu pengarah

4.2.4

Jumlah Sudu

Jumlah sudu pada tingkat pengaturan dihitung dengan persamaan: Pada sudu gerak baris pertama

Dimana : d = diameter sudu rata rata tingkat pertama t1 = jarak bagi sudu baris pertama Pada sudu gerak baris kedua

Pada sudu pengarah


4.3

Kekuatan Sudu Kekuatan sudu turbin cukup dihitung pada bagian-bagian yang terlemah,

dan bila pada bagian ini ternyata sudah aman, maka bagian yang lain akan lebih aman. Besarnya tegangan tarik akibat gaya radial yang memiliki nilai terbesar yaitu pada sudu gerak baris kedua, dapat dihitung dengan persamaan :

Dimana: n

= putaran roda turbin = 5000 rpm

γ

= massa jenis bahan sudu = 0,00785 kg/cm3

l"2

= tinggi sudu keluar baris ke dua = 3,476 cm

r

= jari-jari rata-rata sumbu sudu = 67,3/2 = 33,652 cm

rs

= jari-jari rata-rata plat penguat sudu

rs

= r + 0,5 x l2"+ 0,5 x s ; (s = tebal selubung = 0,2 cm)

rs

= 33,652 + 0,5 x 3,476 + 0,5 x 0,2 = 38,328 cm

ts

= panjang setiap bilah selubung

ts

=

(Dimana : lebar akar sudu untuk turbin kapasitas menenga adalah 30 ÷ 40 mm, diambil 30 mm.) Fs

= luas plat penguat sudu, dimana lebar selubung = 30 mm = 3 cm = b x tebal selubung = 3 x 0,2 = 0,6 cm2


Tegangan tarik dan lentur total akibat gaya sentrifugal yang diizinkan untuk baja krom nikel tahan karat AISI UNS NO.41400 adalah sebesar 2137 kg/cm2, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman. Tegangan lentur akibat tekanan uap dapat ditentukan dari persamaan berikut ini: Besarnya gaya akibat rotasi pada sudu gerak baris ke dua adalah :

427.G o h u (kg) ε.u.z1

Pu1 = dimana: hu

= penurunan kalor yang dimanfaatkan dalam turbin(51,76 kkal/kg)

ε

= derajat pemasukan parsial ( 0,4737 )

z1

= jumlah sudu pada baris kedua (191 buah)

u

= kecepatan tangensial (176,09 m/det)

maka:

Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap masuk dan keluar sudu didapat dari persamaan : Pa1 = l . t (P1’ – P2) kg dimana : l = tinggi sudu baris kedua t = jarak antara sudu pada diameter rata rata P1’ = tekanan uap sebelum sudu P2 = tekanan uap sesudah sudu Pa1 = 34,76 x 1,34 (0,20 – 0,1) = 4,657 kg


Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum uap yang mengalir : P a1’ =

G o (C1u - C 2 u ) (kg) g.ε.z1

maka :

Sehinga besarnya resultan gaya (Po1) akibat tekanan uap dihitung dengan persamaan :

Dengan menganggap Po1 konstan sepanjang sudu gerak baris kedua maka momen lengkung yang terjadi (Mx1) adalah : Mx1 =

P1 .l1 (kg.cm) 2

Dimana: P1 = Po1 cosϕ = Po1 (karena ϕ = 0) l1

=

328 + 356 = 342 mm = 34,20 cm 2

Sehingga :


Gambar 4.2. Gaya-gaya lentur pada Sudu

Tegangan lentur yang memiliki nilai terbesar terjadi disepanjang sudu gerak 10, dapat dihitung dengan persamaan : σb = Mx1/Wy1 (kg/cm2) dimana Wy1 = momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap y-y = 0,16286 cm3 (table 4.1) maka : σb

= 27,901/0,16286

σb

= 171,318 kg/cm2

Untuk turbin pemasukan penuh : σb ≤ 380 kg/cm2, dengan demikian konstruksi sudu yang direncanakan sudah aman.

Table 4.1 Momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap sudu y-y No

F

e

(F.e)

(eo-e)2

F(eo-e)2

1

0,5065

0,33

0,617145

51,37879

26,02336

2

1,2311

0,83

1,021813

44,46089

54,7358

3

1,7838

1,33

2,372454

38,04299

67,86109

4

2,6897

1,83

4,922151

32,12509

86,40686


5

4,2032

2,33

9,793456

26,70719

112,2557

6

6,9121

2,83

19,56124

21,78929

150,6098

7

11,9904

3,33

39,92803

17,37139

208,2899

8

14,2559

3,83

54,59991

13,45349

191,7909

9

13,3556

4,33

57,82953

10,003559

134,0308

10

12,4552

4,83

60,15862

7,11769

88,65226

11

11,5549

5,33

61,58735

4,69979

54,30537

12

10,6303

5,83

61,97436

2,78189

29,57219

13

9,5261

6,33

60,30021

1,36399

12,99351

14

7,7518

7,33

52,94445

0,44609

3,457981

15

4,7474

34,79836

0,02819

0,133831

∑

113,5937

521,9591

∑ly = 1221,119

4.4 Pembahasan Perhitungan Ukuran Cakram Jenis cakram yang dipilih adalah jenis cakram konis, hal ini berguna untuk mengurani tegangan-tegangan yang diinduksikan pada kelepak, yaitu tempat cakram bertemu dengan hub. Tegangan radial akibat sesuaian paksa pada poros : σr0 = 50 kg/cm2. Tegangan radial pada jari-jari r2 akibat gaya sentrifugal sudu-sudu dan pelek (rim) adalah σr2 = 1902,96 kg/cm2. ro = jari-jari dalam cakram = 0,5 dp = 0,5 x 110 = 55 mm r2 = jari jari luar cakram = (923/2)-(356/2) = 283,5 mm r1 = jari jari hub = r2/2 = 283,5/2 = 141,75 mm


Y1 = tebal kaki cakram = 40 mm (ditetapkan) Y = tebal cakram bagian atas = 12 mm (ditetapkan) Y0 = tebal hub = 2.y1= 2 x 45 = 80 mm (ditetapkan)

Gambar 4.3. Penampang Cakram Kelepak Konis

Jari-jari konis sempurna (R pada gambar 4.3) dihitung dengan persamaan :

Tegangan lentur pada bagian cakram yang tipis pada jari-jari R = 18,0 cm dihitung dengan persamaan : σu

=

γ 2 U (kg/cm2) g

Dimana : U = 14836,5 cm/det (Kecepatan keliling pada jari-jari R) γ = 0,00785 kg/cm3 (bobot spesifik bahan cakram)


Sehingga:

Tegangan pada bagian dalam cakram pada jari-jari r1 dihitung dari : σ u’ =

γ 2 U1 (kg/cm2) g

dimana:

Maka:

Untuk menghitung tegangan-tegangan pada bagian penting konis cakram, dihitung dari persamaan : a. Tegangan radial pada jari-jari r2 σr2 = σu . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2)

..... [4.1]

b. Tegangan radial dan tangensial pada kelepak (collar) jari-jari r1 σr1 = σu . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2)

..... [4.2]

σt1 = σu . q0 + A.q1 + B.q2 (kg/cm2)

..... [4.3]

A dan B adalah konstanta integrasi yang diperoleh dari kondisi batas, dan p dan q adalah koefisien yang tergantung pada perbandingan r/R = x.


Untuk bagian hub: a.

Pada jari-jari r hub = r1 σt1 = σhub + (1-y1/y0). v. σr1 (kg/cm2)

..... [4.4]

Dengan v koefisien pemampatan melintang = 0,3 b. Pada permukaan melingkar cakra pada jari-jari r0 : σr0 = lo. σ u’ + l1o

y1 . σr1 + l2o σthub (kg/cm2) y0

..... [4.5]

Koefisien p0, p1, p2, q0, q1 dan q2 diperoleh dari kurva–kurva yang diberikan pada gambar 4.4.berikut :

Gambar 4.4. Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis

Koefisien-koefisien untuk persamaan [4.1] diperoleh dari :

Diperoleh: p0 = 0,0814 ; p1 = 5,43 ; p2 = -0,29


Koefisien untuk persamaan [4.2] dan [4.3]: X=

r1 14,175 = = 0,229 R 33,075

Diperoleh: p0 = 0,18 ; p1 =1,75 ; p2 = -12,1 ; q0 = 0,177 ; q1 = 1,65 ; q2 = 17,57 Koefisien - koefisien 1o, 11o, l2o dihitung dari ro/r

hub

= 112/14,175 = 0,7901 atau

rhub/r0 = 14,175/112 =1,2625, sehingga: 1o = 3,3/8 [0,7875 – (r0/rhub)2 + 0,2125(rhub/r0)2] 1o = 3,3/8 [0,7875 – (0,7901)2 + 0,2125(1,2625)2] = 0,2077 l1o = 0,5 [1 + (r0/rhub)2] (rhub/r0)2 l1o = 0,5 [1 + (0,7901)2] (1,2625)2 = 1,301 12o= -0,5 [1 - (r0/rhub)2] (rhub/r0)2 12o = -0,5 [1 - (0,7901)2] (1,2625)2 = -0,301

Dengan mensubstitusikan koefisien – koefisien dan nilai numerik y1, yo dan y ke persamaan [4.1 - 4.5] dengan bilangan yang belum diketahui pada sisi kiri diperoleh: 1902,96 = 3118,76 x 0,058 + A x 7,2 + B(-0,17) 7,2 A – 0,17 B = 1722,072

..... [4.6]

σr1 = 3118,76 x 0,165 + A x 2,27 + B(-2,62) 2,27 A – 2,62 B - σr1 = -514,595

..... [4.7]

σt1 =3118,76 x 0,172 + A x 2 + B x 6,16 2 A + 6,16 B - σt1 = -536,427

..... [4.8]

σt1 = σthub + (1- 80/160) 0,3 . σr1 σthub + 0,15σr1 - σt1 = 0

..... [4.9]


-100 = 0,2077 x 572,83 + 1,301 x (80/160) . σr1 + (-0,301). σt hub 0,6505 σr1 – 0,301σthub = -218,977

..... [4.10]

Persamaan diatas diselesaikan dengan jalan menghilangkan bilangan yang tidak diketahui secara berurutan. Dengan membagi persamaan [4.10] dengan 0,301 dan menambahkannya ke persamaan [4.9] diperoleh : 2,31 σr1 - σt1 = -727,498

..... [4.11]

Persamaan [4.8] dikurangkan dengan persamaan [4.11] diperoleh: 2 A + 6,16 B – 2,31 σr1 = - 191,071

..... [4.12]

Dengan membagi persamaan [4.12] dengan 2,31 dan mengurangkannya dari persamaan [4.7] diperoleh: 1,404 A +(-5,287) B = -431,88

..... [4.13]

A dan B dapat dihitung dari persamaan [4.6 - 4.13] : 7,2 A – 0,17 B = 1722,072 1,404 A - 5,287 B = - 431,88 diperoleh : A = 242,627

B = 146,118

Maka tegangan – tegangan σr1, σt1, σthub dan σrhub dapat dihitung: σr1 = 3118,76 x 0,165 + 242,627 x 2,27 + 146,118 x (-2,62) = 682,530 kg/cm2 (dari persamaan [4.7]) σt1 = 3118,76 x 0,172 + 242,627 x 2 + 146,118 x 6,16 = 1921,768 kg/cm2 (dari persamaan [4.8]) σt hub = 1921,768 – 0,15 x 682,530 = 1819,389 kg/cm2 (dari persamaan [4.9])


Tegangan pada permukaan-permukaan silindris pada jari-jari rhub

adalah

seragam,maka :

y1 .σ y 0 r1

σrhub =

=

80 × 682,530 = 341,265 kg/cm2. 160

Jenis baja yang digunakan untuk konstruksi cakram turbin tergantung pada besarnya tegangan yang dialami dan kondisi operasi yang dibagi menjadi 3 kategori seperti terdapat pada tabel 4.2 berikut ini:

Tabel 4.2 Sifat – sifat Baja yang digunakan pada pembuatan cakram Kategori Cakra

Tegangan Ultimate, kg/mm2

Titik serah, kg/mm2

Perpanj angan relatif, %

Pengecilan luasan relatif, %

Kelentingan spesifik, kg.m/cm2

Kekerasan Brinell, kg/mm2

I

63

32

17

35

4

170 ÷ 207

II

75

40

17

35

4

187 ÷ 223

III

90

75

15

35

3

289 ÷ 321

Tegangan–tegangan yang diizinkan untuk masing–masing hal ditentukan dengan memperhatikan sifat–sifat fisis baja maupun temperatur operasi cakra yang direncanakan. Umumnya tegangan-tegangan yang diizinkan tidak pernah lebih dari 0,4 kali tegangan titik serah bahan pada temperatur yang direncanakan. Dari hasil perhitungan tegangan-tegangan pada bagian-bagian yang penting untuk cakram yang direncanakan, bahan yang dipakai dipilih dari kategori I dimana titik serahnya: 63 kg/mm2 (6300 kg/cm2).


Dan tegangan yang diizinkan adalah: σmax = σt1 ≤ 0,4 x 7500 σt1 = 1921,786 ≤ 2520 kg/cm2 Sehingga desain cakram ini sudah memenuhi.

4.5 Perhitungan putaran kritis Putaran kritis adalah putaran permenit yang secara numerik berimpit dengan frekuensi alami getaran poros. Secara teoritis putaran kritis menyebabkan lendutan poros cenderung untuk memperbesar sampai ke tak hingga. Jadi pengoperasian pada putaran kritis haruslah dihindari ,untuk menghitung putaran kritis harus menghitung terlebih dahulu pembebanan yang terjadi pada poros. Pembebanan yang dimaksud adalah pembebanan statis yang disebabkan berat cakram, sudu gerak, dan berat poros itu sendiri. Berat cakram pada baris kedua dapat dihitung melalui persamaan berikut ini : Berat sudu gerak : Berat sudu gerak baris 1 wsg1 = γ . F . l1 . z1 Dimana : F = luas penampang sudu = 1,135 cm2 l1 = tinggi sudu gerak rata-rata = 2,039 cm2 z1 = jumlah sudu gerak = 159 buah γ = berat spesifik bahan sudu, 0,00785 kg/cm3


maka : wsg1 = 0.00785 x 1,135 x 2,039 x 159 = 2,888 kg, Berat sudu gerak baris 2 wsg2 = γ . F . l2 . z2 Dimana : F = luas penampang sudu = 1,135 cm2 l2 = tinggi sudu gerak rata-rata = 3,288 cm2 z2 = jumlah sudu gerak = 191 buah γ = berat spesifik bahan sudu, 0,00785 kg/cm3 maka : wsg2 = 0.00785 x 1,135 x 3,288 x 191 = 5,595 kg, Berat cakram :

Dimana : R = jari-jari cakram tertular

= 39,29 cm

r2 = jari-jari cakram sampai pelek (rim)

= 13,15 cm

r1 = jari-jari cakram sampai kelepak

= 9 cm

y = tebal cakram pada jari-jari r2

= 1,2 cm

y1 = tebal cakram pada jari-jari r1

= 4,5 cm

y0 = tebal cakram pada jari-jari r0

= 8 cm

maka :


Berat poros, WP

Dimana : dp = diameter poros = 104,779 mm = 10,477 cm γ = bobot spesifik bahan = 0,00785 kg/cm3 l = panjang poros = 100 cm Maka bobot pada poros sebesar (w0) : W0 = (Wsg1 + Wsg2) + Wck + Wp W0 = (2,888 + 5,595) + 191,51 + 67,641 W0 = 267,634 kg Sebelum menghitung putaran kritis poros terlebih dahulu ditentukan: a. Modulus elastisitas poros E = 2,1 x 106 kg/cm2 b. Mencari reaksi pada bantalan

Ø 22

F10

RA

RB

Fcr Ø 24

25

Wp

Ø 22

80

100 Satuan cm

Gambar 4.5 Pembebanan pada Poros


Σ MA = 0 ; Wck(60) + WP(50) – RB(100) = 0 191,51(60) + 135,282(50) – RB(100) = 0 RB = 250,188 kg

ΣFy = 0 ; RA + RB – (Wck + Wp) = 0 RA + 250,188 – (191,51 + 135,282) = 0 RA = 76,604 kg c. Momen inersia untuk poros, dicari dengan persamaan :

d.

Defleksi pada poros ditentukan dengan :

Selanjutnya ditentukan: ∑Fiyi

= Wp. δ1 + Wck . δ2 = 135,28 x 0,002276 + 191,51 x 0,00699 = 2,9852 kg.cm

∑Fiyi2

= 135,28 x 0,0022762 + 191,51 x 0,006992 = 0,01005 kgcm2


Maka Putaran kritis diperoleh dengan persamaan :

Sehingga besarnya perbedaaan putaran kritis dengan putaran normal turbin, diperoleh :

Dari praktek ternyata, bila putaran kritis berbeda dengan putaran normal sebesar 15 sampai 20 %, dapat dipastikan bahwa turbin sudah berada dalam operasi yang aman, akan tetapi kebanyakan pabrik pembuat turbin memakai kepesatan operasi normal lebih tinggi atau lebih rendah daripada kepesatan kritis sebesar 30 % sampai 40%.

4.6

Roda Gigi Oleh karena putaran poros turbin melebihi putaran maksimum generator

dimana putaran poros turbin yang besarnya 5000 rpm dan putaran yang dihasilkan generator sebesar 1500 rpm maka digunakan roda gigi reduksi dengan demikian perbandingan kecepatannya adalah : i = 5000/1500 = 3,33. Untuk menghindari terjadinya beban kejut dan getaran yang besar akibat dari tingginya putaran yang disuplai dari poros turbin maka roda gigi yang dipilih adalah roda gigi miring, dimana pasangan roda gigi jenis ini mempunyai kontak yang halus, dan getaran yang dihasilkan rendah, dan kontak tiap giginya lebih luas dibanding roda gigi jenis lain. Dari pertimbangan diatas maka roda gigi yang direncanakan adalah roda gigi miring tersusun seperti gambar berikut :


Gambar 4.6 Roda gigi miring Untuk sebuah rangkaian roda gigi tersusun, rasio kecepatan ditulis :

i=

Z 2 n1 = = 3,327 Z1 n2

Dalam hal ini direncanakan z1 = 21, sehingga : Z2 = i2 × 22 = 3,327 × 22 = 70 buah Harga-harga yang ditetapkan m (modul) = 6 mm φn ( sudut tekan pada bidang normal) = 20° ψ (sudut kemiringan gigi) = 30° Sudut tekan, (φt) = tan-1(tan φn/cosψ) = tan-1(tan 20/cos30) = 22,8 ° Jarak bagi lingkar (P) : P = π m (mm) P = π (6) = 18,84 mm


Jarak bagi lingkaran dari bidang normal (Pn) : Pn= P cos ψ Pn= 18,84 cos 30° = 16,31mm Diameter picth untuk pinion (D1) : D1 = m z1

D1 = 6 × 21 =126 mm

Diameter picth untuk roda gigi 2 (D2) : D2 = m . z2 D2 = 6× 70 = 420 mm Tinggi gigi (H) H = 2m + ck Dimana ck = 1,5 maka

H = 2(6) + 1,5 H = 13,5 mm

Diameter lingkaran kepala Dk1 = (Z1 + 2) m Dk1 = (21 + 2) 6 Dk1 = 138 mm Dk2 = (Z2 + 2) m Dk2 = (70 + 2) 6 Dk2 = 432 mm Kecepatan tangensial u pada diameter pitch untuk pinion adalah : u = π D1 n/60 u = π ×(0,126) × 5000/60 u = 32,98 m/det


Gaya tangensial yang dipikul roda gigi pinion (Ft) adalah :

Ft =

102 ⋅ N eff u

kg

Dimana : Neff (daya efektif yang dihasilkan poros turbin) = 1405,72 KW Maka :

Sehingga : Gaya radial pada roda gigi (Fr) Fr = Ft tan φt = 4347,587 tan 22,8 ° = 1827,557 kg

Gaya aksial pada roda gigi (Fa) Fa = Ft tan ψ = 4347,587 tan 30° = 2510,08 kg

Gaya total (F)


Dalam pemilihan bahan roda gigi, baja adalah bahan yang memuaskan karena mempunyai kekuatan yang tinggi. Bahan roda gigi dibuat dari baja paduan dengan kekerasan kulit SCN 21 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa = 40 kg/mm2, tegangan tarik σB = 80 kg/mm2 . Besarnya

tegangan

lentur

yang

diizinkan persatuan lebar sisi Fb’ dihitung dari persamaan : Fb’ = σa . m . Y . fv ( kg/mm) Dimana : m = modul roda gigi = 6 mm Y = faktor bentuk gigi = 0,327 fv = faktor dinamis, untuk u = 20 ÷ 50 mm =

=

5,5 5,5 + u 5,5 5,5 + 32,97

= 0,5

Sehingga : Fb’ = (40) (6) (0,327) (0,5) Fb’ = 39,24 kg/mm Maka lebar roda gigi (b) : b = Ft/Fb’ = 3709,219/39,24 = 80,26 mm Tegangan tarik yang timbul pada roda gigi adalah :

Dari persamaan diatas diperoleh σB ≥ σb, dengan demikian kostruksi roda gigi aman terhadap tegangan tarik dan beban lentur yang terjadi.


4.7 Bantalan dan Pelumasan Bantalan merupakan bagian utama dari elemen mesin sehingga dalam pemilihannya harus dipertimbangkan peranannya. Bantalan yang dipakai pada rancangan ini adalah bantalan luncur, mengingat beban yang dialami cukup besar dan putaran yang tinggi. Bantalan disuplai dengan minyak pelumas yang biasanya pada tekanan 0,4 sampai 0,7 atm pengukuran (gauge). Ruang bebas disediakan diantara poros dan permukaan bantalan untuk dapat memberi tempat bagi lapisan minyak pelumas. Secara umum bantalan luncur dapat digambarkan sebagai berikut :

Gambar 4.7 Bantalan Luncur

Pendesainan bantalan ini dilaksanakan menurut metode yang disarankan oleh M.I. Yanovsky untuk bantalan luncur 1800. Jenis bantalan yang digunakan adalah bantalan radial (journal bearing). Untuk ruang bebas a dan b dipilih sesuai dengan diameter poros. Ruang bebas yang diperbolehkan untuk bantalan luncur yang didasarkan pada data operasi turbin uap diberikan pada tabel 4.7 berikut :


Tabel 4.3 Ruang bebas yang diperbolehkan untuk bantalan luncur

Ruang bebas a dan b dipilih sesuai dengan diameter poros (Tabel 4.3), dengan interpolasi didapat harga a untuk diameter 224 mm yang dipilih untuk bantalan dengan lapisan logam putih (a = 0,15 mm dan b = 0,25 mm).

Gambar 4.8 Dudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan

Perbandingan d/L biasanya diandaikan sebesar 1 sampai 1,2 akan tetapi untuk bantalan yang dibebani dengan beban yang berat, nilai-nilai yang lebih besar dapat dipakai (diambil 2). L = d/1,2 = 100/1,2 L = 83,33 mm. Gaya tangensial yang terjadi pada poros sebesar :


Beban pada poros sebesar : W = berat poros + berat cakram W = (135,282 + 191,51)kg = 326,792 kg Maka gaya radial sebesar :

Koefisien (kriteria beban) bantalan diperoleh dari persamaan :

φv υ = Dimana :

( d)

Fr a

2

L .u .µ

Fr = beban bantalan = 3909,681 kg L = panjang permukaan bantalan = 83,33 mm u = kecepatan keliling permukaan poros

µ = viskositas rata-rata minyak pelumas = 0,3 x 10-6 kg.det/cm2 (untuk minyak jenis TZOUT (GOST 32-53)) maka :

Besar harga koefisien x diperoleh dari gambar 4.9. Untuk bantalan luncur θ = 1800 dan harga ε = 1,2 diperoleh x = 0,565


Gambar 4.9 Grafik koefisien φv (kriteria beban)

Koefisien gesek f untuk bantalan dapat dihitung dengan menggunakan data-data pada gambar 4.10. Untuk bantalan luncur θ = 1800 dan harga ε = 1,2 dan x =0,72, diperoleh φs = 3,775

Gambar 4.10 Grafik untuk menentukan koefisien φs maka :

Kerja untuk melawan gesekan :


Dengan mengabaikan kerugian akibat radiasi, maka jumlah minyak yang dibutuhkan untuk menyerap kalor yang timbul akibat gesekan pada bantalan akan sebesar : Dimana :

qγ =

60.Qx γ .C.(t 2 − t1 )

γ = bobot spesifik pelumas (0,92 kg/ltr) C = kapasitas termal rata-rata minyak pelumas (0,4 kkal/kg0C) t1 = temperatur minyak pada sisi masuk, diandaikan (35 ÷ 45)0C. untuk perencanaan ini diambil 400C. t2 = temperatur minyak pada sisi keluar t2 = t1 + (10 ÷ 45)0C.

Temperatur minyak pada sisi keluar dari bantalan tidak boleh lebih dari 600C, karena pada temperatur yang lebih tinggi kualitas minyak pelumas menurun dengan cepat yang menjadi tidak dapat dipakai lagi untuk pemakaian selanjutnya maka ditetapkan, t2 = 520C. maka :

4.8

Rumah Turbin Stator turbin mempunyai bentuk yang rumit, perhitungan yang tepat untuk

dinding silinder akan menjadi sangat sulit. Dengan mengabaikan pengaruh dinding samping, rusuk-rusuk pengukuh, flens, variasi tekanan dan temperatur menurut panjangnya dan lain-lain, kita dapat mengandaikan silinder itu berbentuk drum.


Dalam hal ini gaya-gaya yang bekerja pada dinding stator dapat dinyatakan dengan rumus :

σt = Dimana:

D⋅P 2δ D = diameter dalam silinder = 80 cm P = Tekanan pengukuran gauge uap masuk nosel = 19 kg/cm2 δ = tebal dinding selider, ditetapkan 3 cm

Maka :

Silinder untuk turbin kapasitas kecil dan menengah biasanya terbuat dari besi cor kelabu JIS G 5501 FC20 dengan tegangan tarik σb = 20 kg/mm2 atau 2000 kg/cm2 dan nilai faktor keamanan k = 4 (diambil) sehingga : σb izin = 2000/4 = 500 kg/cm2 dengan demikian : σb izin > σ , maka konstruksi ini aman


BAB V SISTEM PENGATURAN TURBIN

5.1

Pengaturan Putaran Turbin Untuk pembangkit listrik yang saling berhubungan dengan pembangkit

lainnya, keseluruhan pembangkit harus sikron dengan yang lainnya. Untuk mendapatkan sinkronisasi frekuensi dan gelombang sinusoida harus sama, maka untuk mendapatkan frekuensi yang tetap maka putaran harus konstan. Daya turbin uap ditentukan berdasarkan jumlah massa uap dan tekanan atau suhu uap masuk turbin. Perubahan daya turbin akibat perubahan variasi tekanan yang tidak konstan yang menyebabkan putaran turbin berubah. Putaran turbin akan dapat dijaga konstan dengan mengatur jumlah massa aliran uap memasuki turbin dengan menggunakan katub regulator (katup pengatur).

5.2

Governor Turbin uap dijalankan dan dihentikan berturut-turut dengan membuka

penuh dan menutup rapat katup penutup uap. Kemudian mengatur jumlah uap masuk nozel turbin dilaksanakan dengan mengatur pembukaan katup pemasukan uap. Besarnya pembukaan katup pemasukan uap dikendalikan oleh alat yang dinamai governor. Jenis governor yang dipakai pada turbin uap ada dua macam yaitu : 1. Governor pengatur kecepatan, yaitu diperlukan apabila kecepatan harus konstan, misalnya pada turbin penggerak arus bolak balik.


2. Governor pengatur tekanan, yaitu digunakan pada turbin dimana sebagian tekanan uap yang diekstraksikan (keluar dari turbin untuk suatu proses) harus diusahakan konstan. Jenis governor yang dipakai pada rancangan ini adalah jenis governor pengatur kecepatan.

Gambar 5.1 Governor pengaturan putaran turbin Keterangan Gambar : 1. Selonsong

2. Pompa minyak

3. Roda gigi reduksi

4. Katup pengatur

5. Piston

6. Servomotor

7. Piston

8. Katup pandu/distribusi

9. Pengatur sentrifugal

10. Bak minyak.


5.3

Analisa Pengatur Sentrifugal

Gambar 5.2 Pengatur Sentrifugal

Dengan meningkatnya kepesatan (putaran) poros, maka bobot m akan terlempar keluar akibat pengaruh dari gaya sentrifugal. Hal ini menyebabkan posisi bobot m akan berubah pada suatu titik tertentu dan juga selongsong akan berpindah keatas dimana selongsong tersebut dihubungkan dengan tuas penghubung yang berhubungan dengan katub pengatur. Adapun analisa gaya yang terjadi sebagai berikut :


Gambar 5.3 Analisa gaya pada pendulum

Dari gambar tersebut diperoleh persamaan : T sin θ = Fs T cos θ = m g T=

mg cos θ

mg sin θ = Fs cos θ Adapun besarnya gaya sentrifugal yang terjadi sebesar :

Fs = mω 2 r Dimana : Fs = Gaya sentryfugal m = massa bobot ω = kecepatan sudut


ω=

2πn ( n = putaran) 60

r = l sin θ1 = jari-jari rotasi Maka persamaan diperoleh :

mg sin θ = Fs cos θ mg sin θ = m ω2 l sin θ cos θ

Cosθ =

g

ω 2l

θ = arc cos

g

ω 2l

Jika diambil perbandingan reduksi (i = 1,5) maka diperoleh putaran pengatur sentrifugal saat kondisi normal sebesar : n1 = n0 i n1 = 5000 (1,5) n1 = 7500 rpm Pada saat putaran turbin tidak konstan putaran diandaikan sebesar n2 = 8500 rpm (putaran turbin meningkat) dan n3 = 4000 rpm (putaran turbin menurun) dan panjang l dan p ditetapkan sebesar 30 cm dan 40 cm. Untuk memperoleh sudut β dihitung dengan menggunakan aturan sinus yaitu : l p = sin β sin θ sin β =

l sin θ p

β = arcsin

l sin θ p


Tabel 5.1 Besarnya kecepatan sudut rotasi (ω) dan sudut θ, β, α ω=

2πn (rad/det) 60

θ = arc cos

g

β = arcsin

l sin θ p

α = 180 - (θ+β)

No

n(rpm)

1

7500

785

89,9969

48,5903

41,4126

2

8500

889,67

89,9976

48,5903

41, 4115

3

4000

418,67

89,9993

48,5903

41,418

ω l 2

Untuk mencari panjang k1, k2, k3 dihitung dengan menggunakan aturan cosinus yaitu : k12 = l2 + p2 – 2 (l)(p) cos α1 k12 = (30)2 + (40)2 – 2 (30)(40) cos 41,4126 k1 = 26,46 cm k22 = l2 + p2 – 2 ( l )( p) cos α2 k22 = (30)2 + (40)2 – 2 (30)(40) cos 41,4115 k2 = 26,47 cm k32 = l2 + p2 – 2 ( l )( p) cos α3 k32 = (30)2 + (40)2 – 2 (30)(40) cos 41,418 k3 = 26,48 cm Maka besarnya selongsong yang berpindah sejauh : untuk putaran naik dari 8550 rpm hingga 9500rpm z2 = k2 – k1 z2 = 26,47 – 26,46 = 0,01 cm


Untuk putaran turun dari 8550 rpm hingga 4000 rpm z1 = k3 – k2 z1= 26,48 – 26,47 = 0,01 cm Maka dapat disimpulkan bahwa besarnya perpindahan katup pengatur tergantung pada besarnya putaran yang terjadi dan panjang lengan.

5.4

Sistem Pengaturan Tidak Langsung Gambar 5.1 menunjukan salah satu metode pengaturan tidak langsung

(indirect method of governing) yang memakai servomotor jenis piston. Pada kondisi operasi konstan, piston pada katup pandu dan servomotor menempati kedudukan pada pertengahan jarak perpindahannya, yang baik lubang masuk maupun lubang keluar katup pandu yang menghubungkan katup pandu itu dengan servomotor adalah dalam keadaan tertutup. Katup pengatur untuk kondisi ini juga menempati kedudukan tetap tertentu. Setiap perpindahan selongsong pengatur kepesatan sentrifugal akan menyebabkan perpindahan piston (7). Sejalan dengan arah perpindahan piston, minyak bertekanan dari pompa minyak memasuki salah satu dari kedua ruang K dan K1 pada servomotor. Bila minyak memasuki bagian atas, yakni ruang K, katup pengatur akan mulai menutup dan mengurangi jumlah aliran uap melalui turbin (daya yang dihasilkan oleh turbin akan berkurang). Pada waktu yang bersamaan minyak dari ruang K1 mulai mengalir keluar melalui lubang katub pandu dan masuk kedalam bak minyak. Sebaliknya jika minyak bertekanan memasuki ruang K1 proses berlawanan akan diperoleh yang akan membuka katup pengatur sehingga uap yang masuk keturbin semakin besar.


5.5

Cara kerja Governor

a.

Bila beban turbin turun Setelah beban turbin menurun maka kepesatan putar poros turbin akan

meningkat. Bobot pengatur sentrifugal akan terlempar kearah luar akibat kenaikan gaya sentrifugal. Kemudian selongsong akan berpindah keatas yang bersamasama dengannya titik b akan berpindah juga, yang dikopel dengan piston (7) relative terhadap titik putar c pada tuas ac. Ruang servomotor K sekarang terhubung dengan ruang tengah katup pandu dan minyak bertekanan mulai masuk kedalam bagian atas selinder utama K servomotor. Katup pengatur mulai menutup dan saat bersamaan minyak dari bagian bawah selinder utama dikeluarkan kebak minyak. Titik putar c tuas ac sekarang mulai bergerak kebawah, tuas ac yang beroperasi pada titik a sebagai pusat putar dan pada proses tersebut memindahkan piston (7) kebawah bersama-sama dengannya. Segera setelah piston menempati posisi tengah awalnya pemasukan minyak keruang K dihentikan dan katup pengatur menempati kedudukan yang baru. Jumlah uap yang mengalir ke turbin akan berkurang sehingga daya yang dihasilkan akan menurun.

b.

Bila beban turbin naik Bila beban turbin naik maka kepesatan putar poros turbin akan menurun.

Bobot pengatur sentrifugal akan terlempar kearah dalam akibat gaya sentrifugal yang kecil. Kemudian selongsong akan berpindah bawah yang bersama-sama dengannya titik b akan berpindah juga, yang dikopel dengan piston (7) relative terhadap titik putar c pada tuas ac.


Ruang servomotor K1 sekarang terhubung dengan ruang tengah katup pandu dan minyak bertekanan mulai masuk kedalam bagian atas selinder utama K1 servomotor. Katup pengatur mulai membuka dan saat bersamaan minyak dari bagian bawah selinder utama dikeluarkan ke bak minyak. Titik putar c tuas ac sekarang mulai bergerak keatas, tuas ac yang beroperasi pada titik a sebagai pusat putar dan pada proses tersebut memindahkan piston (7) keatas bersama-sama dengannya. Segera setelah piston menempati posisi tengah awalnya pemasukan minyak ke ruang K1 dihentikan dan katup pengatur menempati kedudukan yang baru. Jumlah uap yang mengalir ke turbin akan meningkat sehingga daya yang dihasilkan akan meningkat juga, dan putaran turbin akan normal kembali.


BAB VI KESIMPULAN

Dari perhitungan-perhitungan yang dilakukan, maka dapatlah dibuat beberapa kesimpulan, yaitu : 6.1. Spesifikasi Turbin Uap 1. Tekanan uap masuk

:

20 bar

2. Temperatur uap masuk turbin

:

260 0C

3. Tekanan uap keluar turbin

:

3 bar

4. Daya turbin

:

1460,527 kW

5. Jenis turbin

:

Turbin implus

6. Laju aliran massa uap

:

7,022 kg/det

7. Putaran Turbin

:

5000 rpm

1) Diameter

:

120 mm

2) Panjang

:

100 cm

3) Bahan

:

JIS 4102 SNC 21

1) Jenis

:

Konvergen-divergen

2) Tinggi

:

16 cm

3) Jumlah

:

20 buah

1) Jari-jari dalam cakram

:

55 mm

2) Jari-jari luar cakram

:

283,5 mm

6.2. Dimensi Bagian Utama Turbin a. Poros

b. Nozel

c. Cakram


d. Sudu Gerak 1) Sudu gerak baris pertama a) Jumlah

:

159 buah

b) Tinggi sisi masuk

:

18 mm

c) Tinggi sisi keluar

:

22,79 mm

a) Jumlah

:

191 buah

b) Tinggi sisi masuk

:

31 mm

c) Tingi sisi keluar

:

34,76 mm

a) Jumlah

:

188 buah

b) Tinggi sisi nmasuk

:

23,89

c) Tinggi sisi keluar

:

29 mm

1) Jenis

:

Bantalan luncur

2) Diameter dalam

:

110

3) Panjang

:

83,33

4) Minyak pelumas

:

TZOUT(GOST32-53)

5) Viskositas

:

μ=0,3 .10-6 kg.det/cm2

2) Sudu gerak baris kedua

3) Sudu pengarah

e. Bantalan dan pelumasan


BAB III PEMBAHASAN MATERI. pengolahan kelapa sawit dengan menggunakan alat BPV (Back Pressure Vessel)

Recommend Documents