SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH :

SKRIPSI

TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM

OLEH :

ROY FRANC J. S. NIM : 050 421 031

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2009 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

SKRIPSI

TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH :

ROY FRANC J. S. NIM. : 050 421 031

Disetujui oleh : Dosen Pembimbing,

Ir. Isril Amir NIP. : 130 517 501


SKRIPSI

TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM

OLEH : ROY FRANC J. S. NIM. : 050 421 031

Telah diperiksa dan diperbaiki dalam seminar periode ke-121 Tanggal 21 Februari 2009.

Dosen Pembanding I,

Dosen Pembanding II,

(Ir. Mulfi Hazwi, MSc) NIP. : 130 905 356


Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009





KATA PENGANTAR

Segala puji dan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas segala rahmat dan karunia yang telah diberikan-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini yang merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan program pendidikan sarjana ekstensi di Fakultas Teknik, Departemen Teknik Mesin, Universitas Sumatera Utara. Adapun yang menjadi judul dari Skripsi ini yaitu “ Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM ”. Dalam menyelesaikan Skripsi 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. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri sebagai ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU dan Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus, ST, MT sebagai sekretaris Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU. 2. Seluruh dosen staf pengajar dan pegawai Departemen Teknik Mesin USU yang telah banyak membimbing dan membantu penulis selama kuliah di Departemen Teknik Mesin USU. 3. Bapak Ir. Isril Amir sebagai dosen pembimbing yang telah membimbing penulis dari awal hingga akhir penyelesaian Skripsi ini. 4. Bapak Roby, Bapak Zulkarnaen Datuk Husen, Bapak Parlindungan S yang telah membantu penulis selama melaksanakan survey lapangan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sektor Belawan..


5. Kedua orang tua penulis, Drs. A. H. Simanjuntak dan R. br. Naiborhu, Abang dan kakak-kakakku, beserta adik-adikku yang telah memberikan doa dan dukungan dalam menyelesaikan Skripsi ini. 6. Teman-teman penulis Ocha P, Icha H, Rina S, Delima yang telah memberi semangat dan dukungan dalam penyelesaian Skripsi ini. 7. Teman-teman mahasiswa khususnya stambuk 2005 yang telah banyak membantu penulis selama perkuliahan dan dalam penyelesaian Skripsi ini.

Penulis sangat mengharapkan adanya saran dari para pembaca untuk memperbaiki dan melengkapi tulisan ini ke depan. Akhir kata, penulis berharap semoga tulisan ini dapat berguna dan memperkaya pengetahuan dari para pembaca. Terima kasih.

Medan,

Februari 2009.

Penulis,

ROY FRANC J. S. NIM. : 050 421 031


DAFTAR ISI KATA PENGANTAR .................................................................................... i DAFTAR ISI .................................................................................................. iii DAFTAR SIMBOL ........................................................................................ v DAFTAR GAMBAR ....................................................................................... viii DAFTAR TABEL ........................................................................................... ix DAFTAR LAMPIRAN ………………………………………………………… x

BAB 1 PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Perancangan ........................................................ 1 1.2 Tujuan Perancangan..................................................................... 2 1.3 Batasan Masalah .......................................................................... 2 1.4 Metodologi Penulisan .................................................................. 3

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA 2.1 Prinsip Dasar Turbin Uap ........................................................... 4 2.2 Tinjauan Termodinamika Siklus Renkine Pada PLTGU ............... 8 2.3 Klasifikasi Turbin Uap................................................................. 10 2.4 Kerugian Energi pada Turbin Uap ............................................... 13 2.4.1 Kerugian pada Katup Pengatur ........................................... 13 2.4.2 Kerugian pada Nosel .......................................................... 14 2.4.3 Kerugian pada sudu Gerak ................................................. 15 2.4.4 Kerugian Akibat Kecepatan Keluar .................................... 17 2.4.5 Kerugian Akibat Gesekan Cakram dan Pengadukan .......... 17 2.4.6 Kerugian akibat Ruang Bebas pada Turbin Impuls ............. 19 2.4.7 Kerugian Akibat Kebasahan Uap ....................................... 20 2.4.8 Kerugian Pemipaan Buang ................................................. 21 2.4.9 Kerugian Luar .................................................................... 22 2.5 Efisiensi dalam Turbin Uap ......................................................... 23 2.6 Pemilihan Jenis Turbin Uap ......................................................... 24 2.7 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi............................. 25 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

2.8 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi . 27

BAB 3 PERHITUNGAN THERMODINAMIKA TURBIN UAP 3.1 Perhitungan Daya Turbin Uap...................................................... 29 3.2 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat ..... 32 3.3 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi . 39 3.4 Turbin Tingkat Pengaturan ............................................................... 41 3.5 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan sampai Ekstraksi I .... 49

BAB 4 PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTGU 4.1 Nosel dan Sudu Gerak ...................................................................... 58 4.1.1 Tinggi Nosel dan Sudu Gerak ............................................ 59 4.1.2 Lebar dan Jari-jari Busur Sudu ........................................... 62 4.1.3 Jarak bagi antara Sudu ....................................................... 63 4.1.4 Jumlah Sudu ...................................................................... 64 4.1.5 Nosel dan Sudu Gerak Tingkat 2 ........................................ 64 4.2 Kekuatan Sudu ............................................................................ 67 4.3 Getaran Sudu ............................................................................... 69 4.4 Pembahasan Perhitungan Ukuran Cakram.................................... 71 4.5 Perhitungan Ukuran Poros ........................................................... 81 4.6 Perhitungan Putaran Kritis ........................................................... 83 4.7 Bantalan dan Pelumasan .............................................................. 91

BAB 5 KESIMPULAN ................................................................................... 99

DAFTAR PUSTAKA


DAFTAR SIMBOL 1. Simbol dari abjad biasa

Simbol

Keterangan

Satuan

Ao

Luas penampang sudu paling lemah

cm2

As

Luas plat penguat sudu

cm2

a

Ruang bebas bantalan

mm

b

Lebar sudu

mm

C

Kapasitas termal rata-rata minyak pelumas

cad

Kecepatan mutlak uap keluar nosel tanpa

kkal/kg0C 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

fd

Frekuensi dinamis sudu

rps

fs

Luas melingkar aliran uap kebocoran

m2

fst

Frekuensi statik getaran alami rakitan sudu

rps

f1

Luas penampang sudu gerak

cm2

g

Percepatan gravitasi 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

kg/cm2

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

Ho

Nilai

penurunan

kalor

dengan

kJ/kg

Nilai penurunan kalor dengan memperhitungkan

kJ/kg

memperhitungkan kerugian tekanan Ho’

kerugian tekanan dan pemipaan buang

Ho,th

Nilai penurunan kalor teoritis

kJ/kg

I

Momen inersia

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

cm4

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


0

t0

Temperatur uap awal

C

u

Kecepatan keliling sudu turbin

ν

Volume spesifik uap

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

m/s m3/kg

2. Simbol dari abjad Yunani (Greek Letters)

Simbol

Keterangan

Satuan

α1

Sudut masuk kecepatan uap mutlak ke sudu gerak

o

α2

Sudut keluar kecepatan uap mutlak

o

β1

Sudut masuk kecepatan relatif uap ke sudu gerak

o

β2

Sudut keluar kecepatan relatif uap ke sudu gerak

o

ρ as

Massa jenis bahan Alloy Steel

kg/m3

ρ pl

Massa jenis minyak pelumas

kg/ltr

ρu

Massa jenis uap

kg/m3

∆pv

Penurunan tekanan uap saat melewati katup

kg/cm2

pengatur σ

Tegangan

kg/cm2

τa

Tegangan izin poros

kg/cm2

ω

Kecepatan sudut

ηg

Efisiensi generator

-

ηm

Efisiensi mekanis

-

λ

Koefisien jenis fluida pada rumus stodola

-

ϕ

Faktor kecepatan (angka kualitas) nosel

-

ψ

Koefisien kecepatan (angka kualitas) sudu

-

rad/s


DAFTAR GAMBAR Gambar

Nama Gambar

Halaman

2.1

Diagram alir dan T-S pembangkit tenaga uap sederhana .................................... 5

2.2

Diagram alir dan T-S pemanasan ulang ............................................................ 6

2.3

Diagram alir dan T-S sistem pemanas air terbuka ............................................ 7

2.4

Diagram alir dan T-S sistem pemanas air tertutup ........................................... 7

2.5

Diagram alir PLTGU ....................................................................................... 9

2.6

Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai Fungsi Tinggi Nosel (l1) ..........15

2.7

Grafik untuk menentukan koefisien ψ berdasarkan tinggi sudu gerak.................16

2.8

Tingkat tekanan pada turbin impuls ……………………………………...……. 19

2.9

Grafik efisiensi mekanis turbin uap ………………………………………...…. 22

2.10

Grafik efisiensi generator …………………………………………………...…. 22

2.11

Grafik efisiensi efektif relatif turbin uap …………………………………...….. 24

2.12

Skema ekstraksi uap pada siklus renkine PLTGU …………………….............. 26

3.1

Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator ……………...……. 29

3.2

Diagram alir PLTGU ........................................................................................... 31

3.3

Diagram T-S ………………………………………………………...…………. 32

3.4

Proses penurunan kalor pada turbin uap ………………………………...…….. 34

3.5

Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I ………….... 43

3.6

Segitiga kecepatan tingkat pengaturan ………………………………...………. 46

3.7

Segitiga kecepatan tingkat kedua ………………………………………...……. 52

4.1

Ukuran Nosel dan Sudu Gerak ........................................................................... 62

4.2

Jarak bagi dari profil sudu gerak ........................................................................ 63

4.3

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

4.4

Penampang Cakram Konis .................................................................................. 71

4.5

Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis ........................................................... 74

4.6

Diagram reaksi pada bantalan dan beban pada poros turbin ................................87

4.7

Penentuan defleksi pada poros turbin ................................................................. 88

4.8

Bantalan Luncur ……………………………………………………………...... 92

4.9

Kedudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan …………………..... 95

4.10

Grafik kriteria beban koefisien φv ........................................................................96

4.11

Grafik untuk Menentukan φ .................................................................................96


DAFTAR TABEL

Tabel

Nama Tabel

Halaman

3.1

Data hasil perancangan turbin lima tingkatan ekstraksi ................ 38

3.2

Fraksi massa tiap ekstraksi........................................................... 40

3.3

Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi ............ 41

3.4

Kondisi uap pada setiap bagian tingkat turbin uap PLTGU ......... 56

4.1

Ukuran nosel dan sudu gerak ...................................................... 66

4.2

Tegangan-tegangan pada Cakram Konis ...................................... 77

4.3

Tegangan-tegangan pada Hub ...................................................... 80

4.4

Ukuran dan berat cakram ............................................................ 84

4.5

Penentuan putaran kritis poros .................................................... 90

4.6

Ruang Bebas yang diperbolehkan untuk Bantalan Luncur ........ 94


DAFTAR LAMPIRAN

1. LAMPIRAN I.

GAMBAR ASSEMBLING TURBIN UAP PLTGU

2. LAMPIRAN II

KONVERSI SATUAN

3. LAMPIRAN III.

TABEL SIFAT BAHAN

4. LAMPIRAN IV.

TABEL SATURATED WATER

5. LAMPIRAN V.

TABEL SUPERHEATED WATER

6. LAMPIRAN VI.

TABEL COMPRESSED LIQUID WATER

7. LAMPIRAN VII.

SISTEM DATA BELAWAN PLTGU BLOK II


BAB 1 PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang Perancangan Kehidupan manusia dari dahulu sampai sekarang yang terus berkembang dan semakin kompleks, selalu diiringin dengan kebutuhan yang semakin meningkat, terutama kebutuhan akan energi. Salah satu bentuk energi yang paling dibutuhkan manusia sekarang ini adalah energi listrik. Manusia membutuhkan energi listrik untuk keperluan rumah tangga, industri, transportasi dan lainnya. Energi listrik yang besar dan terus menerus 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 merupakan salah satu mesin konversi energi yang sesuai sebagai salah satu alternatif karena dapat menghasilkan energi listrik dengan daya yang cukup besar, dan efisiensi yang tinggi. Ide tentang turbin uap sudah ada sejak turbin Hero kira-kira tahun 120 S.M, tetapi pada waktu itu masih berbentuk mainan atau tidak menghasilkan daya poros efektif. Giovani Branca juga mengusulkan turbin impuls pada tahun 1629, tetapi tidak pernah dibuat. Turbin yang pertama rupanya dibuat pada tahun 1831 oleh William Avery (Amerika Serikat) untuk menggerakkan mesin gergaji. Sistem tenaga turbin uap terdiri dari beberapa komponen utama, yaitu : ketel, turbin yang menggerakkan beban, kondensor, pemanas air pengisi ketel dan pompa-pompa. Jadi, turbin hanyalah merupakan suatu komponen dari suatu sistem pembangkit tenaga. Kemajuan sistem pembangkit tenaga saat ini semakin Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

berkembang, dimana uap yang berfungsi sebagai fluida kerja, telah dapat dihasilkan melalui sistem siklus uap untuk meningkatkan temperatur dan energi kalor uap masuk ke turbin dengan ekstraksi uap untuk memanaskan air pengisian HRSG, sehingga kerja HRSG dan kebutuhan bahan bakar berkurang.

1.2 Tujuan Perancangan Adapun tujuan dari perancangan ini adalah untuk memenuhi syarat memperoleh gelar Strata 1 dari Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Sedangkan tujuan umum perancangan ini adalah : a. Untuk lebih mengetahui dan memahami aplikasi ilmu yang diperoleh di bangku kuliah terutama mata kuliah Turbin Uap dan Sistem Pembangkit Tenaga. b. Merancang sebuah turbin uap penggerak generator pada instalasi PLTGU dengan daya generator listrik 80 MW.

1.3 Batasan Masalah Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah: a. Perhitungan thermodinamika turbin uap Yang meliputi perhitungan daya dengan pemanfaatan kalor yang akan terjadi pada turbin uap, perhitungan laju aliran massa, perancangan turbin tingkat pengaturan dan perhitungan kalor dari tingkat pengaturan sampai ekstraksi I. b. Perhitungan ukuran-ukuran utama turbin uap


Yang meliputi perhitungan ukuran nosel, sudu gerak, perhitungan ukuran cakram, poros, bantalan dan pelumasan. c. Gambar penampang (gambar teknik) turbin uap.

1.4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah : a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit pembangkit itu berada. b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku, dan tulisan-tulisan yang terkait. c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin - FT USU mengenai masukan dan kekurangan di dalam tulisan skripsi ini.


BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Pandangan Umum Siklus Gabungan Pembangkit daya siklus gabungan pada dasarnya terdiri dari dua siklus utama, yakni siklus Brayton (siklus gas) dan siklus Rankine (siklus uap) dengan turbin gas dan turbin uap yang menyediakan daya ke jaringan. Dalam pengoperasian turbin gas, gas buang sisa pembakaran yang keluar mempunyai suhu yang relatif tinggi yaitu 11000C – 16500C sehingga jika dibuang langsung ke atmosfer merupakan kerugian energi. Oleh karena itu, panas hasil buangan turbin gas tersebut dapat dimanfaatkan sebagai sumber panas ketel uap yang dalam hal ini disebut Heat Recovery Steam Generator (HRSG)

Keterangan : P

= Pompa

HRSG = Heat Recovery Steam Generator TU

= Turbin Uap

C

= Condensor

K

= Kompresor

RB

= Ruang Bakar

TG

= Turbin Gas

Gambar 2.1 Pembangkit Daya siklus Gabungan Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Pembangkit daya seperti gambar di atas, disamping menghasilkan efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabungan ini bersifat luwes, mudah dinyalakan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi beban dasar dan turbin bersiklus yang mempunyai efisiensi yang tinggi dalam daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya, karena pada dasarnya instalasi ini menggabungkan dua teknologi di dalam satu kompleks pembangkit daya. Dalam skripsi perancangan ini, dipilih siklus gabungan dengan regenerasi karena siklus ini lebih efisiensi digunakan dibandingkan dengan siklus gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan mempergunakan masing-masing satu turbin gas dan turbin uap. Disamping itu juga, adanya pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG.

2.2 Siklus Gabungan dengan Regenerasi untuk PLTGU Siklus ini terdiri dari siklus gas sederhana dan siklus uap dengan regenerasi, dimana siklus gas sederhana terdiri kompresor, ruang bakar, dan turbin gas dimana gas buang dari turbin gas itu dimanfaatkan oleh HRSG untuk membangkitkan uap pada siklus uap. Siklus uap ini terdiri dari turbin uap dengan empat buah ekstraksi, kondensor, pompa kondensat, pemanas air umpan tertutup, dan pemanas deaerasi. Sisa gas buang dari HRSG keluar menuju cerobong asap. Turbin gas dan turbin uap itu keduanya berfungsi untuk memutar generator listrik secara terpisah.


2.3 Tinjauan Thermodinamika Siklus Rankine pada PLTGU Modifikasi siklus Uap atau siklus Rankine bertujuan untuk meningkatkan efisiensi siklus, dalam hal ini dibuat ekstraksi uap untuk memanaskan air pengisian HRSG, sehingga kerja HRSG akan berkurang dan kebutuhan bahan bakar juga berkurang. Uap kering dari HRSG memasuki turbin, setelah melalui beberapa tingkatan sudu turbin sebagian uap tersebut diekstraksikan ke pemanas awal tekanan tinggi dan tekanan rendah, sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan di kondensor, selanjutnya air dari kondensor dipompakan ke feed water tank (FWT) setelah melalui dua pemanas air tekanan rendah, kemudian dari feed water tank (FWT) air dipompakan kembali ke HRSG melalui dua pemanas air tekanan tinggi, dari HRSG ini air umpan yang sudah menjadi uap kering dialirkan ke turbin. Deaerator yang terdapat pada feed water tank (FWT) bertujuan untuk membuang gas-gas yang tidak terkondensasi sehingga pemanasan pada HRSG dapat berlangsung efektif.


8

TURBINE

GENERATOR 9

13

10

HRSG

11 12

DEAERATOR 11' FWT

15'

4

7

CONDENSOR

4'

15

1 6

5 HPH1

HPH2

14

Keterangan : - CP

3

POMPA

2

LPH2

16 14'

= Condensat Pump

- LPH = Low Pressure Heater

CP

LPH1

17 16'

17'

- HRSG = Heat Recovery Steam Generator - FWT = Feed Water Tank

- HPH = High Pressure Heater


Gambar 2.2 Diagram Alir PLTGU


Dari diagram alir di atas, dapat digambarkan T-S diagram.

T 8

9

7 6 5

10 14'

10'

15 15'

4' 4

14

11

16 16'

3

12

17

2

17'

13

1

Gambar 2.3 Diagram T-S

S

2.4 Prinsip Dasar Turbin Uap Turbin uap merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi potensial uap menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin, langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi, dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Turbin uap dapat digunakan pada berbagai bidang industri, untuk pembangkit tenaga listrik, dan untuk


transportasi. Dalam perancangan ini, turbin uap digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTGU. Untuk mengubah energi potensial uap menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros dilakukan dengan berbagai cara, sehingga turbin uap secara umum terdiri dari tiga jenis utama, yaitu : turbin uap impuls, reaksi, dan gabungan (impuls-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 akan menyebabkan terjadinya kehilangan energi, penurunan kecepatan dan penurunan tekanan 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 [Menurut lit.1, hal. 10-12] dapat diklasifikasikan ke dalam kategori yang berbeda yang tergantung pada jumlah tingkat tekanan, arah aliran uap, proses penurunan kalor, kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin dan pemakaiannya di bidang industri, sebagai berikut : 1. Menurut jumlah tingkat tekanan, terdiri dari : a. Turbin satu tingkat dengan satu atau lebih tingkat kecepatan, yaitu turbin yang biasanya berkapasitas kecil dan turbin ini kebanyakan dipakai untuk menggerakkan kompresor sentrifugal. b. Turbin impuls 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 proses penurunan kalor, terdiri dari : a. Turbin kondensasi (condensing turbine) dengan regenerator, yaitu turbin dimana uap pada tekanan yang lebih rendah dari tekanan atmosfer dialirkan ke kondensor, disamping itu uap juga dicerat dari tingkat-tingkat menengahnya untuk memanaskan air pengisian ketel, dimana jumlah penceratan itu biasanya dari 2-3 hingga sebanyak 8-9. Kalor laten uap buang selama proses kondensasi semuanya hilang pada turbin ini. b. Turbin kondensasi dengan satu atau dua penceratan dari tingkat menengahnya pada tekanan tertentu untuk keperluan-keperluan industri dan pemanasan. c. Turbin tekanan lawan (back pressure turbine), yaitu turbin yang uap buang dipakai untuk keperluan-keperluan pemanasan dan untuk keperluankeperluan proses dalam industri. d. Turbin tumpang, yaitu suatu jenis turbin tekanan lawan dengan perbedaan bahwa uap buang dari turbin jenis ini lebih lanjut masih dipakai untuk turbin-turbin kondensasi tekanan menengah dan rendah. Turbin ini, secara umum beroperasi pada kondisi tekanan dan temperatur uap awal yang tinggi, dan dipakai kebanyakan untuk membesarkan kapasitas pembangkitan pabrik, dengan maksud untuk mendapatkan efisiensi yang lebih baik.


e. Turbin tekanan lawan dengan penceratan uap dari tingkat-tingkat menengahnya pada tekanan tertentu, dimana turbin jenis ini dimaksudkan untuk mensuplai uap kepada konsumen pada berbagai kondisi tekanan dan temperatur. f. Turbin tekanan rendah (tekanan buang), yaitu turbin yang uap buang dari mesin-mesin uap, palu uap, mesin tekan, dan lain-lain, dipakai untuk keperluan pembangkitan tenaga listrik. g. Turbin tekanan campur dengan dua atau tiga tingkat-tekanan, dengan suplai uap buang ke tingkat-tingkat menengahnya. 4. Menurut kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin, terdiri dari : a. Turbin tekanan rendah, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan 1,2 sampai 2 ata. b. Turbin tekanan menengah,yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan sampai 40 ata. c. Turbin tekanan tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan diatas 40 ata. d. Turbin tekanan yang sangat tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan 170 ata atau lebih dan temperatur diatas 550o C atau lebih. e. Turbin tekanan superkritis, yaitu tubin yang memakai uap pada tekanan 225 ata atau lebih. 5. Menurut pemakaiannya di bidang industri, terdiri dari : a. Turbin stasioner dengan kepesatan putar yang konstan dipakai terutama untuk menggerakkan alternator.


b. Turbin uap stasioner dengan kepesatan yang bervariasi dipakai untuk menggerakkan blower-turbo, pengedar udara (air circulator), pompa, dan lain-lain. c. Turbin yang tidak stasioner dengan kepesatan yang bervariasi, yaitu turbin yang biasanya dipakai pada kapal-kapal uap, kapal, dan lokomotif kerata api (lokomotif-turbo). Semua jenis turbin diatas tergantung kepada kepesatan putar dapat dihubungkan langsung atau melalui roda gigi reduksi dengan mesin-mesin yang digerakkan.

2.6 Kerugian Energi pada Turbin Uap Pada saat pengoperasiannya turbin uap mengalami kehilangan atau kerugian energi yang dapat dikategorikan atas 2 jenis, [Menurut lit 1, hal. 59-71] yaitu : 1. Kerugian dalam, adalah kerugian yang berkaitan dengan kondisi-kondisi uap sewaktu uap tersebut mengalir melalui turbin. Misalnya : kerugian pada katupkatup pengatur, kerugian pada nosel (sudu pengarah), kerugian kecepatan kecepatan-keluar, kerugian akibat gesekan cakram yang merupakan tempat pemasangan sudu-sudu dan kerugian pengadukan, kerugian akibat ruang bebas antara rotor dan cakram-cakram sudu pengarah, kerugian akibat kebasahan uap, dan kerugian pada pemipaan buang. 2. Kerugian luar, adalah kerugian yang tidak mempengaruhi kondisi-kondisi uap. Misalnya : kerugian mekanis dan kerugian akibat kebocoran uap dari perapatperapat gland labirin.


2.6.1 Kerugian pada Katup Pengatur Uap sebelum masuk ke turbin haruslah melalui katup penutup (stop valve) dan katup pengatur yang mana ini merupakan bagian terpadu dari turbin tersebut. Aliran uap melalui katup penutup dan katup pengatur disertai oleh kerugian energi akibat proses pencekikan. Kerugian energi akibat proses pencekikan dinyatakan sebagai : H = H o − H o'

...(2-1)

Dimana : H

= Besarnya kerugian energi akibat proses pencekikan (kkal/kg).

Ho

= Penurunan kalor isentropis dengan mengabaikan kerugian (kkal/kg).

H o'

= Penurunan kalor isentropis dengan memperhitungkan kerugian kalor akibat proses pencekikan (kkal/kg). Besarnya kerugian tekanan akibat proses pencekikan untuk katup pengatur terbuka

lebar dapat ditentukan sebesar 5% dari tekanan uap panas lanjut. Namun pada prakteknya, turbin uap sekarang ini telah memungkinkan untuk memperkecil kerugian tekanan ini sampai serendah 3% dan lebih di bawahnya lagi dengan pemakaian bentukbentuk katup pengatur yang baik (streamlined) pada tempat-tempat yang dialiri oleh uap. Untuk tujuan perancangan, kerugian tekanan [Lit 1, hal 60] adalah : ∆p v = (0,03 − 0,05) p o

...(2-2)

Dimana : ∆p v

= Besarnya kerugian tekanan (bar).

po

= Tekanan uap panas lanjut sebelum memasuki turbin (bar).


2.6.2 Kerugian pada Nosel Kerugian energi pada nosel disebabkan oleh adanya gesekan uap pada dinding nosel, turbulensi, dan lain-lain. Kerugian energi pada nosel ini dicakup oleh koefisien kecepatan nosel (φ) yang sangat tergantung pada tinggi nosel. Kerugian energi kalor pada nosel dalam bentuk kalor adalah [Lit 1, hal 25] : 2

c - c1 hn = 1t 8378

2

atau : 2

c hn = ( 2 − 1) 1 8378 ϕ 1

...(2-3)

Dimana : hn

= Besar kerugian pada nosel (kkal/kg)

c1t

= Kecepatan uap masuk teoritis dari nosel (m/s)

c1

= c1t ⋅ ϕ = Kecepatan uap masuk mutlak dari nosel (m/s)

ϕ

= Koefisien kecepatan atau angka kualitas nosel.

Untuk tujuan perancangan, nilai-nilai koefisien kecepatan nosel dapat diambil dari grafik yang ditunjukkan pada gambar dibawah ini [Lit 1, hal 60].

Gambar 2.4 Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai Fungsi Tinggi Nosel (l1)


2.6.3 Kerugian pada Sudu Gerak Kerugian energi pada sudu-sudu gerak disebabkan oleh beberapa faktor yaitu : kerugian akibat olakan pada ujung belakang sudu, kerugian akibat tubrukan, kerugian akibat kebocoran uap melalui ruang melingkar antara stator dan selubung, kerugian akibat gesekan, kerugian akibat pembelokan semburan pada sudu, dan kerugian akibat penyelubungan. Semua faktor ini disimbolkan sebagai koefisien kecepatan (angka kualitas) sudu-sudu (ψ) , dimana koefisien kecepatan ini mempunyai nilai lebih kecil dari satu. Kerugian energi pada sudu-sudu menyebabkan penurunan kecepatan keluar relatif ω2 lebih kecil dari kecepatan masuk relatif ω1 (ω2 = ψ . ω1). Sebagai akibatnya akan terjadi kehilangan energi dalam sudu-sudu gerak sebesar [Menurut Lit 1, hal 34] : hb=

ω1 2 - ω 2 2 8378

atau :

 1  ω2 hb =  2 − 1 2 ψ  8378

...(2-4)

Dimana :

ω1

= kecepatan uap masuk relatif dari nosel (m/s)

ω2

= kecepatan keluar relatif dari sudu (m/s)

hb

= kehilangan energi dari sudu-sudu (kkal/kg)

ψ

= koefisien kecepatan atau angka kualitas laluan sudu.

Untuk pemakaian praktis, harga ψ dapat ditentukan dengan tinggi sudu-sudu gerak pada gambar di bawah ini. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Gambar 2.5 Untuk menentukan koefisien ψ berdasarkan tinggi sudu gerak

2.6.4 Kerugian Akibat Kecepatan-Keluar Uap meninggalkan sisi keluar sudu gerak dengan kecepatan mutlak c 2 . Pada turbin nekatingkat (multistage), energi kecepatan uap yang keluar dapat dipakai sebagian atau seluruhnya pada tingkat-tingkat yang berikutnya. Untuk dapat memanfaatkan energi yang ekivalen dengan energi kecepatan uap yang keluar dari sudu perlu diperhatikan celah diantara sudu-sudu tingkat sebelumnya dan nosel-nosel berikutnya sesempit mungkin. Besarnya kerugian energi yang diakibatkan oleh kecepatan-keluar itu dalam satuan kalor diberikan oleh persamaan [Lit 1, hal 63] :

c 22 he = 8378

...(2-5)

Dimana : he

= kerugian akibat kecepatan keluar (kkal/kg)

c2

= kecepatan mutlak uap meninggalkan sudu gerak (m/s).


2.6.5 Kerugian Akibat Gesekan Cakram dan Pengadukan Kerugian ini terjadi karena adanya gesekan antara rotor dengan uap dan kerugian pengadukan dalam hal pemasukan parsial. Sebagai akibatnya kerja digunakan untuk melawan gesekan, dan kecepatan partikel uap akan dikonversi menjadi kalor, sehingga memperbesar kandungan kalor uap. Kerugian ventilasi sulit dihitung secara teoritis dan umumnya dihitung secara empiris. Salah satu rumus empiris yang dipakai adalah rumus Stodola, yaitu :

[

]

N ge ,a = λ 1,07 d 2 + 0,61 ⋅ z (1 − ε )d ⋅ l110,5 ×

u3 ρu 10 6

...(2-6)

Dimana : N ge ,a = daya yang hilang dalam mengatasi gesekan dan ventilasi (kW)

λ

= koefisien yang biasanya diambil sama dengan satu untuk udara dan uap panas-lanjut temperatur tinggi (menurut Levitsky) dan untuk uap panas jenuh sama dengan 1,3

d

= diameter cakram yang diukur pada tinggi rata-rata sudu (m)

z

= jumlah tingkat kecepatan pada cakram

ε

= derajat pemasukan uap parsial

l1

= tinggi sudu (cm)

u

= kecepatan keliling pada diameter rata-rata (m/s)

ρu

= masssa jenis uap di dalam mana cakram tersebut berputar (kg/m3). Penentuan daya yang hilang dalam mengatasi gesekan dan ventilasi juga dapat

ditentukan dengan memakai rumus empiris Forner, yaitu : N ge,a = β ⋅ 10 −10 d 4 n 3 l1 ⋅ ρ u

...(2-7)


Dimana : n

= putaran turbin (rpm)

β

= koefisien gesekan yang sama dengan 1,76 untuk cakram baris tunggal dan 2,06 untuk cakram baris ganda, serta 2,8 untuk cakram tiga baris.

Kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi dalam satuan kalor dapat ditentukan dari persamaan berikut [Lit 1, 64] :

hge,a =

102 ⋅ N ge,a 427 ⋅ G

...(2-8)

Dimana : hge ,a

= besar kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi (kkal/kg)

G

= massa alir uap melalui tingkat turbin (kg/s).

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


Gambar 2.6 Tingkat tekanan pada turbin impuls

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 ruangruang A, B, C, D, E, dan F. Adanya perbedaan tekanan menyebabkan adanya kebocoran melalui celah ini, yang besarnya [Lit 1, hal 64] : h kebocoran =

G kebocoran ( i0 - i2 ) G

...(2-9)

Dimana G kebocoran ditentukan berdasarkan tekanan kritis, yaitu [Lit 1, hal 67] : pkr =

0,85 ⋅ p1

...(2-10)

z + 1,5

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 [Lit 1, hal 67]: g ( p1 − p 2 ) zp1υ 1 2

Gkebocoran = 100 fs

2

...(2-11)


sebaliknya, bila tekanan kritis lebih tinggi dari p2 , maka kecepatan uap adalah lebih tinggi dari kecepatan kritisnya dan massa alir kebocoran dihitung [Lit 1, hal 67] : Gkebocoran = 100 fs

p g × 1 z + 1,5 v1

...(2-12)

2.6.7 Kerugian Akibat Kebasahan Uap Pada tingkat yang terakhir biasanya beroperasi pada kondisi uap basah yang menyebabkan terbentuknya tetesan air yaitu dalam hal ini turbin kondensasi dengan regenerator. Tetesan air ini oleh pengaruh gaya sentrifugal akan terlempar ke arah keliling. Pada saat bersamaan tetesan air ini menerima gaya percepatan dari partikelpartikel uap searah dengan aliran, jadi sebagian energi kinetik uap hilang dalam mempercepat tetesan air ini. Kerugian akibat kebasahan uap dapat ditentukan dengan persamaan [ Lit 1, hal 68] : hkebasahan = ( 1-x) hi

...(2-13)

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 (kkal/kg).

2.6.8 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 [Menurut Lit. 1, hal. 70] dapat ditentukan, yaitu : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

P2 C  − 1= λ  s  P2 k  100 

2

...(2-14)

Dimana :

p2

= tekanan uap sesudah sudu (bar)

p2k

= tekanan uap di dalam pemipaan buang (bar)

λ

= koefisien yang nilainya dari 0,07-0,1

cs

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

2.6.9 Kerugian Luar 1. 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 seperti pompa minyak utama, pengatur (governor), dan lain-lain. Untuk tujuan perancangan, kerugian mekanis [Menurut lit. 2, hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik efisiensi mekanis turbin uap.

99,

97516 kW

Gambar 2.7 Grafik efisiensi mekanis turbin uap


Sedangkan efisiensi generator [Menurut lit. 2, hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik.

97

97516 kW

Gambar 2.8 Grafik efisiensi generator

2. Kerugian Akibat Kebocoran Uap yang Melalui Perapat Bagian Ujung Kerugian ini terjadi karena adanya perbedaan tekanan antara bagian dalam stator dan udara luar, sehingga terjadi kebocoran uap melalui perapat labirin bagian ujung turbin. Kebocoran uap melalui perapat ujung tidak akan mempengaruhi variasi kondisikondisi uap di dalam turbin, sehingga kebocoran ini diklasifikasikan sebagai kebocoran luar. Kebocoran uap ini dapat dihitung dengan menggunakan persamaan (2-11) dan (212) seperti diatas.

2.7 Efisiensi dalam (internal) Turbin Uap Hubungan antara kerja yang bermanfaat yang dilakukan oleh 1 kilogram uap pada tingkat atau di dalam turbin terhadap kerja teoritis yang tersedia disebut sebagai efisiensi dalam (internal) turbin tersebut. Besarnya efisiensi dalam turbin uap ini [Menurut lit. 1, hal. 72] dapat ditentukan sebagai :

η oi =

η re ηm

...(2-15)


Dimana :

η oi

= efisiensi dalam (internal) turbin uap (%)

η re

= efisiensi efektif relatif (%)

ηm

= efisiensi mekanis (%)

Besarnya efisiensi mekanis ditentukan dari gambar 2.7 di atas sedangkan efisiensi efektif relatif [Menurut lit. 2, hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik. 86

97516 kW

Gambar 2.9 Grafik efisiensi efektif relatif turbin uap

Besarnya harga efisiensi turbin uap juga tergantung kepada sistem sudu-sudu turbin dimana sudu-sudu yang pendek akan menghasilkan daya yang kecil, meskipun kondisi uapnya tinggi (temperatur dan tekanan uap tinggi). Ukuran-ukuran utama turbin ditentukan berdasarkan kapasitas uapnya dan untuk mendapatkan penentuan pendahuluan besarnya kapasitas uap dengan seteliti mungkin bisa menggunakan gambar jalannya efisiensi yang akan timbul seperti ditunjukkan pada gambar 2.7, 2.8, dan 2.9 diatas.


2.8 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi Dari gambar 2.2 sebelumnya telah diketahui, bahwa untuk siklus rankine PLTGU ini dirancang empat buah tingkatan ekstraksi dari turbin uap, sehingga fraksi massa pada tiap ekstraksi dapat ditentukan.

deaerator eks I

eks II

t II fw pompa

ts II

t IVfw

t III fw

eks IV

eks III

t I fw

ke HRSG ts I

ts III

t kond. dari kondensor ts IV ke kondensor

Gambar 2.10 Skema Ekstraksi Uap pada Siklus Rankine PLTGU

Sehingga dari gambar diatas dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi pertama hingga ekstraksi keempat [Menurut lit. 1, hal. 137-138] sebagai berikut : 1. Fraksi massa pada ekstraksi I ( α 1 )

iV fw − i IV fw

α1 =

I (ieks − is1 ) ⋅η s

...(2-16)

2. Fraksi massa pada ekstraksi II (α 2 )

(

α2 =

1

ηs

III I III (i IV fw − i fw ) − α1 (is − i fw )) II ieks − i III fw

...(2-17)

3. Fraksi massa pada ekstraksi III (α 3 )

α3 =

II (1 − α1 − α 2 ) ⋅ (i III fw − i fw ) III (ieks − isIII ) ⋅ η s

...(2-18)


4. Fraksi massa pada ekstraksi IV (α 4 )

α4 =

(1 − α1 − α 2 ) ⋅ (i IIfw − i Ifw ) − α 3 (isIII − isIV ) ⋅ η s IV (ieks − isIV ) ⋅ η s

...(2-19)

Dimana : η1 , η 2 , η 3 , dan η 4 adalah efisiensi pemanas air pengisian HRSG tekanan rendah dan tekanan tinggi yang diakibatkan oleh kehilangan kalor ke medium di sekitarnya.

2.9 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi Jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap [Menurut lit. 1, hal. 139] dapat ditentukan sebagai berikut : Do =

860 × PN [h + (1 − α1 )h + (1 − α1 − α 2 )h + (1 − α1 − α 2 − α 3 )hiIV + (1 − α1 − α 2 − α 3 − α 4 )hiV ] I i

II i

...(2-21)

III i

Dimana : D0

= jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap (ton/jam)

PN

= daya netto yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (kW)

hiI , hiII , hiIII , hiIV , hiV =

penurunan

kalor

yang

dimanfaatkan

pada

turbin

antara

titik-titik ekstraksi (kkal/kg).

Kemudian jumlah uap yang dicerat dari setiap titik ekstraksi dapat ditentukan sebagai berikut : I 1. Deks = α 1 ⋅ D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang pertama II 2. Deks = α 2 ⋅ D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang kedua III 3. Deks = α 3 ⋅ D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang ketiga


IV 4. Deks = α 4 ⋅ D0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang keempat.

Sehingga jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi, menjadi : 1. D0 = jumlah uap yang mengalir melalui ruang pertama sampai ke titik ekstraksi yang pertama I 2. D1 = D0 − Deks = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang pertama

dan kedua I II = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang 3. D2 = D0 − Deks − Deks

kedua dan ketiga I II III 4. D3 = D0 − Deks = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi − Deks − Deks

yang ketiga dan keempat I II III IV = jumlah uap yang mengalir sesudah titik 5. D4 = D0 − Deks − Deks − Deks − Deks

ekstraksi yang keempat.


BAB 3 PERHITUNGAN THERMODINAMIKA TURBIN UAP PLTGU

3.1 Pemilihan Jenis Turbin Uap Dalam Bab 2 sebelumnya telah dijelaskan tinjauan termodinamika turbin uap dalam instalasi PLTGU, 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 mempunyai daya generator listrik 80 MW pada putaran turbin 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. 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 HRSG. 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 PLTGU.


3.2 Perhitungan Daya Turbin Uap 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

Daya Reaktif

bawah ini menggambarkan daya yang bekerja pada generator listrik.

Gambar 3.1 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator Dari gambar 3.1 diatas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya generator listrik adalah daya nyata (MW), maka : P = PG . cos ϕ

...(3-1)

Dimana : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

P

= daya generator listrik = 80 MW (output generator)

PG

= daya semu yang dibutuhkan generator listrik (MVA) (input generator)

cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9. Namun berdasarkan harga yang umum dipakai di lapangan [Menurut lit. 3], maka diambil cos ϕ = 0,8. Dengan demikian dari persamaan 3-1 diatas :

PG =

P 80 = cos ϕ 0,8

PG = 94,118 MVA

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

PN =

PG η m ⋅η G

...(3-2)

Dimana :

ηm

= efisiensi mekanis yang ditentukan dari gambar 2.7 = 0,995

ηG

= efisiensi generator yang ditentukan dari gambar 2.8 = 0,98,

maka :

PN =

94,118 0,995 ⋅ 0,98

PN = 97,516 MW


3.3 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat 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)

= 82 bar

2. Temperatur uap masuk turbin (to)

= 550 oC

3. Tekanan uap keluar turbin (p2k )

= 0,1 bar

4. Turbin uap dirancang mempunyai empat tingkatan ekstraksi.

Pada bagian 2.6.1 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 [Menurut Lit. 1, hal. 60] diambil sebesar 5% dari tekanan uap panas lanjut, sehingga tekanan di depan nosel tingkat pertama akan menjadi :

p 0' = (1 − 0,05) ⋅ 82 = 77,9 bar

Kerugian pada pemipaan buang yang dapat ditentukan dari persamaan 2-14, dimana sesuai dengan kondisi lapangan maka diambil nilai koefisien λ sebesar 0,092 dan c s sebesar 110 m/s, maka : 2

 110  p 2 − 0,1 = 0,092  × 0,1  100  Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

p 2 = 0,1 + 0,01113 = 0,11113 bar

Penurunan kalor teoritis yang terjadi pada turbin dengan mengabaikan kerugian pada katup pengatur dan pemipaan buang akan menjadi : H 0,th = 3520,6 − 2164,2 = 1356,4 kJ/kg Penurunan kalor adiabatik pada turbin dengan memperhitungkan baik katup pengatur maupun pemipaan buang akan menjadi : H 0' = 3520,6 − 2200,8 = 1319,8 kJ/kg

Dari gambar 2.6 dan 2.8 nilai efisiensi η re , dan η m diperoleh masing-masing sebesar 0,86 dan 0,995 sehingga nilai efisiensi dalam turbin, yaitu :

η oi =

0,86 = 0,8643 0,995

Sehingga penurunan kalor yang dimanfaatkan di turbin menjadi : H i = H 0,th × η 0i = 1356,4 × 0,8643 = 1172,337 kJ/kg


Proses penurunan kalor ini dapat digambarkan dalam diagram Mollier :

Gambar 3.2 Proses Penurunan Kalor pada turbin uap

Untuk tekanan 0,1 bar didapat temperatur air jenuh ts = 45,84 oC. Dalam hal ini diambil temperatur air jenuh keluaran kondensor tkond = 45

o

C. Guna

menyederhanakan perhitungan, dibuat bahwa air pengisian HRSG dipanaskan dalam derajat yang sama pada semua pemanas air pengisian HRSG, sehingga pada masingmasingnya kenaikan temperatur air pengisian HRSG ( ∆t ) menjadi [Menurut lit. 1, hal. 136] : ∆t =

t HPH 2 − t kond z

...(3-3)

Dimana :

t HPH 2

= temperatur uap keluaran HPH2 = 185 oC


= temperatur air jenuh keluaran kondensor = 45 oC

t kond z

= jumlah ekstraksi turbin uap = 4 tingkatan

Maka :

∆t =

185 0 C − 45 0 C = 35 oC 4

Sehingga dapat ditentukan temperatur air pengisian HRSG setelah keluar dari pemanas [Menurut Lit. 1, hal. 137], yaitu : 1. t LPH 1 = 45 + 35 = 80 oC 2. t LPH 2 = 80 + 35 = 115 oC 3. t HPH 1 = 115 + 35 = 150 oC 4. t HPH 2 = 150 + 35 = 185 oC.

Kemudian temperatur jenuh uap pemanas pada pemanas air pengisian HRSG diperoleh dengan persamaan [Menurut lit. 1, hal. 137] : ' t LPHn , HPHn = t LHPn , HPHn + δt

...(3-4)

Dimana :

δt = perbedaan temperatur antara temperatur uap pemanas air pengisian ketel dan temperatur air pengisian ketel pada sisi keluar dari pemanas air HRSG, yang biasanya diambil 5-7 oC. Dalam hal ini, perbedaan


temperatur diambil 5 0C

Maka : o ' 1. t LPH 1 = 80 + 5 = 85 C o ' 2. t LPH 2 = 115 + 5 = 120 C o ' 3. t HPH 1 = 150 + 5 = 155 C o ' 4. t HPH 2 = 185 + 5 = 190 C.

Dari interpolasi pada tabel saturated water diperoleh tekanan uap jenuh untuk masing-masing temperatur, yaitu : 1.

IV = 0,5783 bar peks

2.

III = 1,9853 bar peks

3.

II peks = 5,431 bar.

4.

I peks = 12,544 bar.

Dengan interpolasi pada tabel saturated water juga dapat diperoleh kandungan kalor air jenuh untuk masing-masing tekanan, yaitu : 1. h IV f = 354,239 kJ/kg 2. h III f = 503,659 kJ/kg 3. h IIf = 662,383 kJ/kg 4. h1f = 807,506 kJ/kg


Dari diagram Mollier (i-s) diperoleh temperature keluar ekstraksi turbin atau kebasahan untuk masing-masing tekanan ekstraksi uap, yaitu : IV 1. teks = x IV = 0,96 atau kebasahan 4 %

III 2. teks =129,167 0C

II 3. teks = 231,818 0C

I 4. teks = 308,333 0C

Dengan menggunakan diagram Mollier (i-s) juga dapat diperoleh kalor total uap keluar ektraksi turbin, yaitu : IV 1. ieks = 2560 kJ/kg

III 2. ieks = 2730,769 kJ/kg II 3. ieks = 2912 kJ/kg. I 4. ieks = 3060 kJ/kg.

Dari interpolasi pada tabel compressed liquid water diperoleh kalor sensibel air pengisian HRSG, yaitu : 1. i IV fw = 788,992 kJ/kg 2. i III fw = 637,129 kJ/kg 3. i IIfw = 481,994 kJ/kg 4. i Ifw = 335,456 kJ/kg 5. ikond = 188,866 kJ/kg Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Seluruh data hasil perhitungan diatas yang dibutuhkan untuk perancangan awal pada turbin dengan empat tingkatan ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.1 berikut ini :Tabel 3.1 Data hasil perancangan turbin empat tingkatan ekstraksi

No.

1 2

3

4

5

6

Parameter

Tekanan uap (bar) Temperatur atau o

kebasahan uap ( C atau %) Kandungan kalor uap/i eks (kJ/kg) Temperatur jenuh uap pemanas (oC) Kandungan kalor air jenuh/is(kJ/kg) Temperatur air pengisian HRSG (oC)

Sebelum

Eks. I

turbin

Eks. II

Eks. III

Eks. IV

Kondensor

82

12,544

5,431

1,9853

0,5783

0,1

550 oC

308,33 oC

231,818 oC

129,167 oC

4,0%

10,2 %

3520,6

3060

2912

2730,769

2560

2348,263

296,728

190

155

120

85

-

1325,52

807,506

662,383

503,659

354,239

199,424

-

185

150

115

80

45

-

335,456

481,994

637,129

788,992

188,866

460,6

148

181,231

170,769

211,737

-

Kalor sensibel air 7

pengisian HRSG/Ifw (kJ/kg)

8

Penurunan kalor (kJ/kg)

3.4 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi Dari bagian 2.7 dan 2.8 sebelumnya dengan mengambil nilai η1 , η 2 , η 3 , dan η 4 , sama dengan 0,98 akan dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi yang pertama hingga ekstraksi keempat sebagai berikut :


1. Fraksi massa pada ekstraksi I ( α 1 ) α1 =

788,992 − 637,129 = 0,068796 (3060 − 807,506) ⋅ 0,98

2. Fraksi massa pada ekstraksi II (α 2 ) 1 (637,129 − 481,994) − 0,068796(807,506 − 481,994)) 0,98 α2 = 2912 − 481,994 = 0,059977 (

3. Fraksi massa pada ekstraksi III (α 3 )

(1 − 0,068796 − 0,059977) ⋅ ( 481,994 − 335,456) ( 2730,769 − 503,659) ⋅ 0,98 = 0,058494

α3 =

4. Fraksi massa pada ekstraksi IV (α 4 ) α4 =

(1 − 0,068796 − 0,059977) ⋅ (335,456 − 188,866) − 0,058494(503,659 − 354,239) ⋅ 0,98 (2560 − 354,239) ⋅ 0,98

= 0,0555119

5. Jumlah total uap panas lanjut yang memasuki turbin (D0)

Do =

860 × 97,516 × 4,1868 [460,6 + (0,931204)148 + (0,871227)181,231 + (0,812733)170,769 + (0,757614)211,737]

= 332,8399 ton/jam atau = 92,456 kg/s Sehingga jumlah fraksi massa uap tiap ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.2 berikut ini : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Tabel 3.2 Fraksi massa tiap ekstraksi Istilah Deks. Geks

α (ton/jam) (kg/s).

Eks.1

Eks.2

Eks.3

Eks.4

0,068796 22,898 6,361

0,059977 19,9627 5,545

0,058494 19,469 5,4081

0,055119 18,3458 5,0961

Sedangkan jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut ini :

Tabel 3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi Jumlah uap mengalir melalui tingkat turbin

Deks. (ton/jam) Geks (kg/s).

Sampai ke titik eks. I

Dari eks. I – II

Dari eks. II - III

Dari eks. III - IV

Sampai ke Kondensor

332,8399 92,456

309,9419 86,095

289,9792 80,5498

270,5102 75,1417

252,1644 70,046

3.5 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. Pemakaian tingkat impuls, yang beroperasi dengan penurunan kalor sebesar 40 – 60 kkal/kg [Menurut lit. 1, hal. 118]. Untuk ini diambil penurunan kalor sebesar 55 kkal/kg atau 230,274 kJ/kg, maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang sorong uap menjadi sebesar 40 bar dan dengan mengambil nilai (u/c1)opt sebesar 0,236 [Menurut Lit. 1 hal 81], sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel :

c1 = 91,5 ho = 91,5 55 = 678,582 m/s Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

dan kecepatan keliling sudu : u = (u/c1)opt x c1 = 0,236 x 678,582 m/s = 160,145 m/s,

Diameter rata - rata sudu menjadi : d1 =

60 × u π ×n

d1 =

60 × 160,145 π × 3000

= 1,01911 m = 1019,11 mm

Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, dimana derajat reaksi (ρ) yang dimanfaatkan pada sudu-sudu gerak dan sudu pengarah [Menurut lit. 1, hal. 141] adalah : 1. untuk sudu gerak baris pertama

= 4%

2. untuk sudu pengarah

= 5%

3. untuk sudu gerak baris kedua

= 4%

Kecepatan mutlak uap keluar nosel menjadi : c1 = 91,5 × ϕ

(1 − ρ 1 ) × h0

Dari gambar 2.4 untuk tinggi nosel 15 mm diperoleh ϕ = 0,95 , maka : c1 = 91,5 × 0,95 (1 − 0,04) × 55 = 631,628 m/s Kecepatan teoritis uap keluar nosel adalah :


c1t =

c1

ϕ

=

631,628 0,95

= 664,872 m/s

Dengan mengambil sudut masuk uap α1 sebesar 170 [Menurut lit. 1, hal. 81] diperoleh kecepatan pada pelek (rim) : c1u = c1 × cos α 1 = 631,628 × cos17 o = 604,007 m/s dan kecepatan relatif uap terhadap sudu (ω1) : ω1 = c12 + u 2 − 2 ⋅ c1 ⋅ u ⋅ cos α 1 = 631,628 2 + 160,145 2 − 2 ⋅ 631,628 ⋅ 160,145 ⋅ cos17 o = 480,773 m/s, Sudut kecepatan relatif menjadi : sin β1 =

c1

ω1

× sin α 1 =

631,628 sin 17 o 480,773

; β1 = 22,5890

Gambar 3.3 Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I


Dengan menetapkan sudut relatif uap keluar (β2) lebih kecil 30 [Menurut Lit. 1 hal. 82] dari sudut kecepatan relatif uap masuk ( β1), maka : β2 = 22,5890 - 30 = 19,5890, sehingga dari gambar 2.5 diperoleh ψ = 0,86 . Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar sudu gerak I : ω2t = 91,5

ω12 8378

+ ρ1 ⋅ h0 = 91,5

480,773 2 + 0,04 ⋅ 55 8378

= 499,403 m/s Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I dengan memperhitungkan kerugian : ω2 = ψ x ω2t =0,86 x 499,403 = 429,487 m/s dari gambar 3.3 diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I : c2 = ω 2 + u 2 − 2 ⋅ ω 2 ⋅ u ⋅ cos β 2 2

= 429,487 + 160,145 2 − 2 ⋅ 429,487 ⋅ 160,145 ⋅ cos19,589 o = 283,747 m/s, dengan sudut keluar : sin α2 =

ω2 c2

× sin β 2 =

429,487 sin 19,589 o ; 283,747

α2 = 30,4960

maka kecepatan pada pelek (rim) adalah : c2u = c2 x cos α2 = 283,747 x cos 30,496o = 244,464 m/s Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah :

c1t 2 − c12 664,872 2 − 631,628 2 hn = = = 21,5389 kJ/kg 2001 2001 dan kerugian kalor pada sudu gerak I adalah : hb' =

ω 2 t 2 − ω 22 2001

=

499,403 2 − 429,487 2 = 32,4553 kJ/kg 2001


Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II : c1' = 91,5 ψgb

c22 + ρ gb ⋅ h0 8378

dimana ψ gb diambil sebesar 0,95, maka : c1' = 91,5 ⋅ 0,95

283,747 2 + 0,05 ⋅ 55 = 305,6 m/s 8378

Kecepatan teoritis uap pada sisi keluar dari sudu pengarah menjadi : c1t ' =

c1

'

=

ψ gb

305,6 0,95

= 321,685 m/s

Dengan mengambil sudut mutlak uap masuk sudu gerak II ( α 1' )

sebesar 30o

diperoleh kecepatan pada pelek (rim) :

c1u ' = c1' × cos α 1' = 305,6 × cos 30 o = 264,626 m/s dan kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II : ω1' = c1'2 + u 2 − 2 ⋅ c1' ⋅ u ⋅ cos α 1' = 305,6 2 + 160,145 2 − 2 ⋅ 305,6 ⋅ 160,145 ⋅ cos 30 o = 185,151 m/s Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II : sin β1 ' =

c1'

ω

' 1

× sin α 1' =

305,6 sin 30 o 185,151

;

β1' = 55,6240

Dengan mengambil sudut mutlak uap keluar sudu gerak II ( β 2' ) sebesar 35o, maka dari gambar 2.5 diperoleh ψ = 0,9 . Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

ω2t' = 91,5

ω1'2 8378

+ ρ 2 ⋅ h0 = 91,5

185,1512 + 0,04 ⋅ 55 = 185,088 m/s 8378

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

ω 2' = ψ × ω 2 t ' = 0,9 × 185,088 = 166,579 m/s dan kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak II : c2 ' = ω 2'2 + u 2 − 2 ⋅ ω 2' ⋅ u ⋅ cos β 2' = 166,579 2 + 160,145 2 − 2 ⋅ 166,579 ⋅ 160,145 ⋅ cos 35 o = 98,478 m/s

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

Gambar 3.4 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan

( )

Dari gambar 3.4 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak II α 2' sebesar 104o dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi : c2u' = c2' x cos α2' = 98,478 x cos 104o = -23,691 m/s Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Sehingga kerugian kalor pada sudu pengarah adalah :

c1t ' 2 −c1'2 321,685 2 − 305,6 2 = = 5,0421 kJ/kg 2001 2001

hgb =

dan kerugian kalor pada sudu gerak baris II adalah :

ω 2 t ' 2 −ω 2'2

hb'' =

2001

=

185,088 2 − 166,579 2 = 3,2528 kJ/kg 2001

serta kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak baris II :

c 2'2 98,478 2 = = 4,8464 kJ/kg 2001 2001

he =

Efisiensi pada keliling cakram dihitung adalah :

ηu =

2 ⋅ u ⋅ Σ(c1u + c2u ) 2 c1

[(

) (

2.u c1u + c1' u + c2u + c2' u = 2 c1

=

)]

2.160,145((604,007 + 264,626 ) + (244,464 − 23,691)) = 0,70886 678,582 2

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

=

h '0 − (h n + h 'b + h gb + h 'b' + h e ) h '0

230,274 − (21,5389 + 32,4553 + 5,0421 + 3,2528 + 4,8464) = 0,7085 , 194,69

kesalahan perhitungan 0,70886 − 0,7085 × 100% = 0,05079% , karena masih di bawah 0,70886

2%, maka perhitungan diatas sudah tepat. Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Gambar 3.5 Diagram i-s untuk tingkat pengaturan Dari perhitungan sebelumnya untuk tinggi nosel 15 mm, akan dapat ditentukan derajat pemasukan parsial sebagai berikut :

ε=

G1v1 92,456 x0,0747 = = 0,7778 πdlc1 sin α 1 π .1,01911x0,015 x631,628 x sin 17 0

Sehingga dari persamaan 2-6 dapat ditentukan kerugian daya akibat gesekan cakram dan pengadukan, yaitu :

N ge ,a

u3 = λ ⋅ 1,07 ⋅ d ⋅ 6 ⋅ ρ u 10 2

= 1 ⋅ 1,07 × 1,019112 ×

160,145 3  1    10 6  0,0747 

= 61,1277 kW dan kerugian kalor yang terjadi dari persamaan 2-8 adalah :

hge,a =

102 ⋅ N ge,a 427 ⋅ G

=

102.61,1277 ⋅ 4,1868 = 0,6612 kJ/kg 427 ⋅ 92,456


Uap dari perapat labirin ujung depan dibuang ke ruang sorong uap ekstraksi yang kedua dengan tekanan

II = 5,431 bar, sedangkan tekanan sesudah nosel tingkat p eks

pengaturan sebesar p1' = 40,667 bar. Tekanan kritis pada perapat-perapat labirin persis sebelum ruangan dari mana uap dibuang adalah : pkr =

0,85 × p1' z + 1,5

=

0,85 × 40,667 84 + 1,5

= 3,738 bar

Dimana z adalah jumlah ruang perapat labirin yang diambil sebanyak 84 buah. Sehingga besarnya kebocoran uap melalui perapat-perapat labirin dihitung dari persamaan 2-11, yaitu :

Gkebocoran = 100 × f s ×

II 2 g ⋅ ( p1'2 − p eks ) z ⋅ p1' ⋅ v1

= 100 × 0,94286 ⋅ 10 −3 ×

9,81 ⋅ (40,667 2 − 5,4312 ) = 0,7131 kg/s 84 ⋅ 40,667 ⋅ 0,081556

Dimana dalam hal ini diambil diameter poros (d) sebesar 500 mm, lebar celah antara poros dengan paking labirin (Δs ) sebesar 0,6 mm, sehingga luas melingkar untuk aliran uap (fs) adalah : fs = π x d x Δs = π x 0,5 x 0,6 x 10-3 = 0,94286 x 10-3 m2 Kalor total uap sebelum nosel tingkat kedua adalah : i0 ' = i0 - (h0 - ∑h kerugian) = 3520,6 - (230,274 – 67,7965) = 3358,1225 kJ/kg Dimana : ∑h kerugian = hn + hb' + hgb + hb'' + he + hge,a Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

= 21,5389 + 32,4553 + 5,0421 + 3,2528 + 4,8464 + 0,6612 = 67,7965 kJ/kg Sehingga kondisi uap sebelum nosel tingkat kedua ditentukan oleh tekanan 40 bar dan temperatur 458,333 0C.

3.6 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan sampai Ekstraksi I Penurunan kalor teoritis dari tekanan 40 bar dan temperatur 458,333 0C ke tekanan sampai ekstraksi pertama adalah : ∆ h 0 ' = 3358,1225 – 2998,333 = 359,7895 kJ/kg

Perhitungan pendekatan menunjukkan bahwa empat tingkat dapat dipasang pada selang hingga ke titik ekstraksi pertama. Dengan membuat penurunan kalor yang sama pada setiap tingkat, diperoleh : h0 rata -rata =

359,7895 = 89,947 kJ/kg 4

Penurunan kalor untuk ketiga tingkat yang berurutan didistribusikan sebagai berikut : 1. Pada tingkat yang kedua sebesar

= 89,77 kJ/kg = 21,4412 kkal/kg

2. Pada tingkat yang ketiga sebesar

= 89,85 kJ/kg = 21,4603 kkal/kg

3. Pada tingkat yang keempat sebesar

= 89,97 kJ/kg = 21,489 kkal/kg

4. Pada tingkat yang kelima sebesar

= 90,1995 kJ/kg = 21,5438 kkal/kg

Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat, dari diagram Mollier (i-s) adalah p 2II = 31,0769 bar setelah tingkat yang kedua, p 2II = 23,8889 bar setelah tingkat yang I ketiga, p 2IV = 17,5 bar setelah tingkat keempat dan p eks = 12,544 bar setelah tingkat


yang keempat. Pada tingkat kedua turbin untuk memperkecil kerugian pemasukan, akan dibuat terjadi 5% reaksi pada setiap baris sudu. Untuk tingkat kedua dipilih perbandingan kecepatan (u/c1)opt = 0,41, sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel tingkat kedua :

c1 = 91,5 × h0 = 91,5 × 21,4412 = 423,687 m/s Kecepatan keliling pada sudu adalah : u = (u/c1)opt x c1 = 0,41 x 423,687 = 173,712 m/s

Diameter rata-rata sudu pada tingkat pengaturan menjadi : d=

60 × u 60 × 173,712 = π ⋅n π × 3000

= 1,10544 m = 1105,44 mm Penurunan kalor pada nosel tingkat kedua : h01 = (1-ρ) x h0 = (1 – 0,05) x 21,4412 = 20,3691 kkal/kg, dan pada sudu gerak sebesar : h02 = 21,4412 – 20,3691 = 1,0721 kkal/kg Kecepatan aktual uap adalah :

c1 = 91,5 × ϕ × h01 = 91,5 × 0,96 × 20,3691 = 396,440 m/s Dimana ϕ = 0,96 diambil dari gambar 2.4, maka kecepatan teoritis uap :

c1t =

396,440 = 412,959 m/s 0,96


Sudut masuk uap (α1) diambil sebesar 14,9o sehingga bila ε = 1 tinggi nosel yang akan diperoleh berada dalam jangka yang diizinkan, sehingga kecepatan pada pelek (rim) adalah :

c1u = c1 x cos α1 = 396,440 x cos 14,9o = 383,1 m/s dan kecepatan relatif uap terhadap sudu gerak : ω1 = c12 + u 2 − 2 ⋅ c1 ⋅ u ⋅ cos α 1 = 396,440 2 + 173,712 2 − 2 ⋅ 396,440 ⋅ 173,712 ⋅ cos14,9 o = 232,8924 m/s,

besar sudut kecepatan relatif ini adalah : sin β1 =

c1

ω1

× sin α 1 =

396,440 sin 14,9 o 232,8924

β1 = 25,9570 Sudut keluar relatif uap (β2) menjadi sebesar : β2 = β1 - 30 = 25,9570 - 30 = 22,9570 sehingga dari gambar 2.5 diperoleh ψ = 0,86

Kecepatan relatif uap meninggalkan sudu gerak ingkat kedua diperoleh melalui persamaan berikut ini : ω2 = 91,5 ×ψ

ω12 8378

+ ρ ⋅ h01 = 91,5 × 0,86

232,8924 2 + 0,05 ⋅ 20,3691 8378

= 215,3924 m/s maka kecepatan relatif uap teoritis menjadi :

ω2t =

ω 2 215,3924 = = 250,4563 m/s 0,86 ψ


Selanjutnya kecepatan uap meninggalkan sudu gerak tingkat yang kedua adalah : c2 = ω 22 + u 2 − 2 ⋅ ω 2 ⋅ u ⋅ cos β 2 = 215,3924 2 + 173,712 2 − 2 ⋅ 215,3924 ⋅ 173,712 ⋅ cos 22,957 o = 87,5451 m/s

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

Gambar 3.6 Segitiga kecepatan tingkat kedua

( )

Dari gambar 3.6 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak tingkat kedua α 2 sebesar 730 dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi: c2u = c2 x cos α2 = 87,5451 x cos 73o = 25,5957 m/s Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah : hn =

c1t 2 − c12 412,959 2 − 396,440 2 = = 6,6815 kJ/kg 2001 2001

dan kerugian kalor pada sudu gerak tingkat kedua adalah : hb =

ω 2 t 2 − ω 22 2001

250,4563 2 − 215,3924 2 = = 8,1631 kJ/kg 2001

serta kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak tingkat kedua adalah : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

c 22 87,54512 = = 3,8301 kJ/kg 2001 2001

he =

Efisiensi pada keliling cakram dihitung sebagai berikut :

ηu =

2 ⋅ u ⋅ Σ(c1u − c 2 u ) c1

=

2

2 × 173,712 × (383,1 + 25,5957) = 0,79098 423,687 2

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

ηu = =

h0 − (hn + hb + he ) h0

89,77 − (6,6815 + 8,1631 + 3,8301) = 0,7919 , 89,77

kesalahan perhitungan 0,7919 − 0,79098 × 100% = 0,12523 % , karena masih dibawah 0,7919

2%, maka perhitungan diatas sudah tepat.

Untuk tingkat kedua ini ε = 1 , maka dari persamaan 2-6 dapat ditentukan daya yang hilang akibat gesekan dan pengadukan, sebagai berikut : N ge ,a = λ ⋅ 1,07 ⋅ d 2 ⋅

173,712 3 u3 2 ⋅ = 1 ⋅ 1 , 07 × 1 , 10544 × ρ u 10 6 10 6

 1     0,098 

= 69,8219 kW

dan besarnya kerugian kalor, adalah :


hge,a =

102 ⋅ N gea 427 ⋅ G

=

102 ⋅ 69,8219 ⋅ 4,1868 = 0,7553 kJ/kg 427 × 92,456

Kalor total uap sesudah sudu-sudu dengan memperhitungkan kerugian adalah : i2' = 3358,1225 − 89,77 + (6,6815 + 8,1631 + 3,8301 + 0,45992 ) kJ/kg = 3287,48712 kJ/kg

Kebocoran uap melalui perapat labirin :

Gkebocoran = 100 × f s ×

g ⋅ ( p12 − p I 2 ) z ⋅ p1 ⋅ v1

= 100 × 0,628 ⋅ 10 −3 ×

9,81 ⋅ (40 2 − 31,0769 2 ) = 1,3269 kg/s 8 ⋅ 40 ⋅ 0,098164

maka kerugian kalor akibat kebocoran adalah :

hkebocoran =

Gkebocoran 1,3269 (70,316) = 1,0092 kJ/kg × (i0 − i2 ) = G 92,456

Penjumlahan seluruh kerugian kalor pada tingkat kedua ini menjadi : ∑h kerugian = 6,6815 + 8,1631 + 3,8301 + 0,45992 + 0,61451 = 19,7491 kJ/kg maka penurunan kalor yang bermanfaat pada tingkat kedua ini adalah : hi = h0 - ∑h kerugian = 89,77 – 19,7491 = 70,0208 kJ/kg dan efisiensi tingkat menjadi :

η oi tk =

hi 70,0208 = × 100% = 78% h0 89,77

sehingga daya yang dibangkitkan oleh tingkat kedua ini adalah :


 70,0208  427 × 92,456  427 × G0 × hi 4,1868   = = 6407,0221 kW Ni = 102 102

Untuk tingkat ketiga, diperoleh tekanan uap sebelum nosel sebesar 31,0769 bar dan temperatur uap adalah 424,167 0C, sehingga kalor total uap sebelum nosel adalah :

ioIII + hepr = ioII + hepr − hiII ioIII + 3,9041 = 3358,1225 − 70,0208

ioIII = 3280,2935 kJ/kg

Pada tingkat ketiga turbin ini juga, untuk memperkecil kerugian pemasukan akan dibuat terjadi 5% reaksi pada sudu pengarah, untuk tingkat ketiga dipilih perbandingan kecepatan (u/c1)opt = 0,42, sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel tingkat ketiga : C1 = 91,5 x

ho = 91,5 x 21,4603 = 423,876 m/s

dan kecepatan keliling pada sudu adalah : u = (u/c1)opt x c1 = 0,42 x 423,876 = 178,028 m/s serta diameter rata-rata sudu menjadi : d=

60 x u 60 x 178,028 = π .n π x 3000

= 1,13291 m = 1132,91 mm Tingkat yang berikutnya sampai tingkat ke-8 didesain sama dengan cara yang sebelumnya dan hasilnya ditampilkan pada tabel 3.4


Tabel 3.4 Kondisi Uap pada tiap tingkat Turbin Uap PLTGU Bagian Parameter

Ukuran

Tingkat Pengaturan I

Laju alir uap, Go Tekanan uap masuk, Po Temperatur uap, to Entalpi uap masuk , io io+ hepr

II

Tingkat Tekanan Tinggi

Tingkat Tekanan Menengah

Tingkat Tekanan Rendah

kg/det bar 0 C kJ/kg

92,456 77,9 547,826 3520,6

2 92,456 40 458,333 3358,122

3 92,456 31,076 424,167 3284,911

4 92,456 23,888 391,666 3211,727

5 92,456 17,5 350 3138,064

6 86,095 12,9 312,5 3063,086

7 86,095 9,0 287,5 3008,250

8 86,095 7,0 258,333 2952,946

9 81,153 5,666 234,783 2897,170

10 81,153 3,965 195,455 2832,373

11 81,153 2,75 165,91 2766,934

12 75,745 1,833 132,5 2701,06

13 75,745 1,083 93,182 2638,53

14 70,649 0,625 96,15 2575,88

15 70,649 0,28 93 2469,90

kJ/kg bar

3358,122 40 32,713 / 31,076 -

3288,815 31,157 25,146 / 23,888 -

3215,947 23,969 18,421 / 17,5 -

3142,346 17,581 13,579 / 12,9 -

3067,486 12,981 9,474 / 9,0 -

3012,472 9,081 7,368 / 7,0 -

2957,297 7,081 5,965 / 5,66 -

2901,687 5,732 4,243 / 3,965

2834,819 4,0109 2,943/ 2,75 -

2769,515 2,781 1,961 / 1,833 -

2703,46 1,85 1,191 / 1,083 -

2642,22 1,095 0,753 / 0,625 -

2579,74 0,632 0,35 / 0,28 0,361

2479,72 0,283 0,144 / 0,111 0,161

bar

3520,6 77,9 43 / 40,667 41,333 / 40 -

Entalpi tekanan kritis, ikr

kJ/kg

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

2516,66

2375

Entalpi uap keluar , i1t Penurunan kalor ke tekanan Kritis, ho,kr Penurunan kalor, ho Derajat reaksi, ρ Penurunan kalor pada nosel, ho1 Penurunan kalor sudu gerak, ho2 Kecepatan keluar pada tekanan Kritis, hepr

kJ/kg

3290,326

3268,352

3198,965

3125,977

3052,146

3004,506

2949,473

2894,11

2828,367

2761,379

2695,9427

2633,91

2572,27

2455,49

2353,14

kJ/kg

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

59,219

94,905

89,77 5

89,85 5

89,970 5

90,199 5

62,98 6

63,0 6

63,186 6

73,32 6

73,44 6

73,573 6

69,55 7

69,95 9

124,25 15

126,58 25

85,281

85,357

85,471

85,689

59,201

59,22

59,395

68,920

69,033

69,158

64,68

63,654

105,61

94,93

4,488

4,492

4,498

4,510

3,778

3,78

3,791

4,399

4,406

4,414

4,868

6,29

18,637

31,64

P fiktif Tekanan uap keluar nosel/sudu, p1'/p2 Tekanan kritis, pkr

hepr

ho,kr + ho1 +

pr e

h

Ckr/wkr Kecepatan uap teoritis, C1t/C1t’ Koefisien nosel, φ Kecepatan uap mutlak, C1/C1’ ho +

pr e

h

bar

kJ/kg % kJ/kg kJ/kg

230,274 4

4 221,063

9,211

9,211

kJ/kg

0

0

3,904

4,219

4,281

4,400

4,222

4,351

4,516

2,44

2,581

2,393

3,684

3,855

9,820

kJ/kg

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

63,074

104,725

kJ/kg

221,063

85,281

89,261

89,690

89,970

63,601

63,442

63,746

73,437

71,479

71,740

67,074

67,339

109,467

104,757

m/det

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

355,146

457,621

m/det

m/det kJ/kg

664,872

321,685

412,959

422,024

423,002

423,656

355,886

355,467

356,302

382,504

377,679

378,349

365,777

366,051

466,631

452,297

0.95

0.95

0.96

0.96

0.96

0.965

0.97

0.971

0.972

0.9722

0.9726

0.973

0.975

0.975

0.975

0.975

631,628

305,6

396,441

405,143

406,082

408,828

345,210

345,158

346,325

371,869

367,330

368,133

356,635

356,899

454,964

440,989

89,77

93,75

94,18

94,48

67,38

67,22

67,53

77,83

75,88

76,15

71,94

73,63

128,10

136,40

230,274


Cad u/Cad u/C1 Kecepatan keliling, u Diameter rata-rata, d α1 Kecepatan relatif uap masuk, ω1 Sudut masuk uap relatif, β1 Sudut keluar relatif relatif , β2 ω2t Koefisien sudu, ψ ω2 C2 α2 C1u C2u ηu Kerugian pada nosel, hn Kerugian pada sudu gerak hb Kerugian akibat kecepatan keluar, he ηu error,

m/det

m/det mm derajat

17

30

423,68 0,41 0,438 173,71 1105,44 14,9

m/det

480,73

185,15

232,90

238,01

238,56

241,01

176,21

174,80

174,01

189,20

183,50

178,94

169,11

167,35

253,49

238,94

derajat

22,58

55,62

25,95

25,95

25,95

25,86

32,68

32,97

33,27

27,09

27,64

26,21

31,54

31,54

25,15

31,61

derajat

19,58

35

22,95

23,45

23,45

23,36

29,68

29,97

30,27

21,09

21,64

20,21

25,15

25,54

19,15

25,61

251,35 0,.862 216,67 88,38 73,0 383,1 25,78 0,791 6,68

256,11 0,865 221,54 91,88 73,7 391,5 25,69 0.790 6,97

256,65 0,868 222,773 92,55 73,4 392,41 26,41 0.791 7,01

258,97 0,87 225,305 93,83 72,2 395,07 28,61 0.799 6,16

193,20 0,895 172,91 91,91 111,3 331,82 -33,43 0.812 3,74

191,92 0,898 172,35 93,31 112,6 331,77 -35,981 0.814 3,609

191,25 0,9 172,13 95,06 114,1 332,89 -38,88 0.816 3,503

207,61 0,902 187,27 69,95 105,5 361,73 -18,69 0.852 4,008

202,47 0,903 182,83 71,87 110,2 357,32 -24,92 0.853 3,85

198,37 0,904 179,33 69,20 116,4 359,53 -30,82 0.859 3.81

192,15 0,904 173,80 85,86 120,6 345,72 -43,81 0.843 3,301

197,93 0,905 179,13 87,83 118,4 345,98 -41,86 0.840 3,306

355,43 0,907 322,37 140,18 49,0 442,010 91,93 0.886 5,372

381,64 0,915 349,2 178,68 57,7 422,81 95,509 0.833 5,04

8,11

8,25

8,11

8,14

3,711

3,563

3,473

4,01

3,78

3,59

3,356

3,543

11,19

11,84

4,846

3,904

4,21

4,28

4,4

4,22

4,351

4,51

2,44

2,58

2.39

3,68

3,85

9,82

15,955

0,7085

0,791

0.783

0.784

0.792

0.814

0.817

0,818

0.857

0.860

0.866

0.851

0.846

0.787

0,740

0,7778

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

m/det m/det m/det derajat m/det m/det kJ/kg kJ/kg

678,582 0,236 0.254 160,14 1019,11

499,40 185,08 0,86 0,9 429,487 166,57 283,74 98,47 30,49 104 604,007 264,62 244,46 -23,69 0,70886 21,53 5,04 32,45

kJ/kg

ε

Vkr Volume spesifik uap sesudah nosel, v1 Volume spesifik uap sesudah sudu, v2 Berat jenis uap, ρu, 1

Nge.a Kerugian kalor akibat gesekan, hge.a hi" Penampang kebocoran, fs

3,25

432,98 0,41 0,438 177,52 1129,70 14,9

433,99 0,41 0,438 177,93 1132,32 14,9

434,66 0,41 0,436 178,21 1134,07 14,9

367,068 0,5 0,532 183,53 1167,95 16

366,63 0,505 0,536 185,15 1178,23 16

367,49 0,51 0,541 187,42 1192,69 16

394,52 0,49 0,520 193,31 1230,19 13,4

389,54 0,5 0,530 194,77 1239,46 13,4

390,23 0,51 0,541 199,02 1266,49 12,4

379,29 0,53 0,564 201,02 1279,25 14,2

383,72 0,53 0,570 203,37 1294,20 14,2

506,13 0,42 0,467 212,57 1352,75 13,7

522,26 0,42 0,497 219,35 1395,87 16,5

m3/kg

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

3,7

9,5

m3/kg

0.0747

0.0831

0.0982

0.133

0.167

0.217

0.284

0.353

0.425

0.496

0.682

0,881

1,476

2,53

4,463

9,562

m3/kg

0.0750

0.0835

0.1033

0.14

0.176

0.228

0.302

0.376

0.452

0,533

0.733

0,948

1,64

2,98

5,952

13,66

3

kg/m

13,392

10,187

7,518

5,960

4,606

3,515

2,828

2,350

2,016

1.466

1.133

0.677

0.394

0,224

0.104

kW

61,12

69,82

57,44

46,06

35,88

31,72

26,66

23,55

23,58

17,81

15,34

9,63

5,951

4,213

2,301

kJ/kg

0,661

0,755

0.62

0,49

0.388

0,36

0.309

0.27

0.29

0.21

0.189

0,12

0.078

0.059

0.032

kJ/kg

162,47

70,31

73,68

74,28

75,37

55,33

55,38

55,77

67,07

65,44

66,16

61,47

62,85

101,65

103,52

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

9,42

m2

-

-


Gkebocoran hkebocoran hi' hkebasahan hi Σ hkerugian

kg/det kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg

ηoitk tk

Daya tingkat, N i

0 0

0 0

162,47 67,79

1,32 1,009 69,306 0 69,306 20,46

1,02 0.81 72,86 0 72,86 20,885

0.84 0.68 73,60 0 73,60 20,58

0.633 0.51 74,85 0 74,85 19,62

0.503 0.32 55,01 0 55,01 12,36

0.331 0.213 55,17 0 55,17 12,04

0.248 0.16 55,61 0 55,61 11,92

0.252 0.208 66,86 0 66,86 10,96

0.181 0.146 65,303 0 65,303 10,581

0.13 0.112 66,05 0 66,05 10,1

0,09 0.076 61,39 0,158 61,23 10,703

0.055 0.046 62,804 0,32 62,47 11,154

0.034 0.05 101,605 1,58 100,01 28,08

0.017 0.026 103,49 2,96 100,53 35,87

%

70,55

77,20

81,1

81,80

82,99

87,35

87,57

88,009

91,2

88,92

89,78

88,05

89,32

80,49

79,41

kW

15020,13

6407,02

6736,30

6804,001

6920,32

4735,82

4749,69

4787,18

5425,89

5298,95

5359,903

4638,06

4731,95

7065,22

7101,68

162,47 0

0


Perhitungan Kalor dari Ekstraksi II sampai Kondensor Untuk tingkat ke-9 sampai tingkat ke-15 akan ditentukan jumlah tepat uap yang mengalir, dari perapat gland tekanan tinggi (ujung depan) sebagian kebocoran uap dialirkan ke ruang sorong ekstraksi II Gkebocoran merupakan massa alir uap dari titik penceratan pertama ke penceratan kedua dari perapat labirin tekanan tinggi. Titik kedua penceratan mengalirkan ke dalam ruang uap ekstraksi IV dari turbin, dengan mengambil untuk bagian labirin antara titik penceratan pertama dan kedua terdapat delapan puluh lembar sekat (z = 80), tekanan pada ruang labirin sebelum penceratan kedua : p kr =

II 0,85 x p eks

z + 1,5

=

0,85 x 5,431 80 + 1,5

= 0,5114 bar

Tekanan uap di dalam ruang dari mana uap dicerat ke ruang sorong uap ekstraksi IV IV IV adalah p eks = 0,5783 bar, dimana pkr < p eks

Jumlah uap yang mengalir di antara titik penceratan pertama dan kedua : 2

Gkebocoran = 100 xf s x

2

II IV − p eks g .( p eks ) II z. p eks .v1

= 100 x0,94286.10 −3 x

'

9,81.(5,4312 − 0,5783 2 ) = 0,1093 kg/s 80.5,431.0,49

Jumlah uap yang dicerat ke ruang ekstraksi II : I II ∆ Gperapat = Gkebocoran − Gkebocoran

= 0,7131 – 0,1093 = 0,6038 kg/s Jadi jumlah uap yang mengalir melalui tingkat 9 adalah : II G9 = G8 - Geks + ∆G perapat


= 86,095 – 5,545 +0,6038 = 81,1538 kg/s Dari diagram i-s diperoleh bahwa uap sewaktu mengembang dari tingkat ke-12 sampai tingkat ke-15 akan menjadi basah, jadi kerugian akibat kebasahan harus diperhitungkan. Untuk tingkat ke-12, kerugian kalor akibat kebasahan adalah : hkebasahan = (1 −

x1 + x 2 ).h1 2

= (1 − 0,985).10,54527 = 0,15818 kJ/kg


BAB 4 PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTGU

4.1 Nosel dan Sudu Gerak Nosel merupakan suatu laluan yang penampangnya bervariasi dimana energi potensial uap dikonversikan menjadi energi kinetik berupa pancaran uap ke sudu gerak turbin. Dari penyelidikan-penyelidikan secara teoritis dan percobaan, ternyata bahwa uap yang mengalir melalui bagian nosel dengan penampang konvergen sewaktu berekspansi didalamnya hanya mencapai nilai minimum tertentu [Menurut Lit. 1, hal. 21] 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 nosel lebih besar dari tekanan kritis p1 > pkr, maka ekspansi uap yang terjadi hanya sampai tekanan p1, dalam hal ini digunakan nosel konvergen, sedangkan untuk mendapatkan tekanan sisi keluar p1 < pkr dan kecepatan superkritis c1 > ckr digunakan nosel konvergen divergen [Menurut Lit. 1, hal. 21]. Untuk menentukan jenis nosel yang digunakan dalam perencanan ini, terlebih dahulu ditentukan hargaharga tekanan kritis pkr pada tiap-tiap tingkat.


4.1.1 Tinggi Nosel dan Sudu Gerak Kondisi uap pada tingkat pertama adalah uap panas lanjut, maka tekanan kritisnya :

pkr = 0,546 x p0 = 0,546 x 77,9 bar = 42,5334 bar dimana

tekanan sesudah nosel

p1 = 43bar, karena p1 lebih besar dari pkr, maka

digunakan nosel konvergen.

Penampang sisi keluar nosel [Menurut lit. 1, hal. 22] adalah : f1 =

Go υ1 (m2) c1

...(4-1)

Dimana : G0

= massa aliran uap = 92,456 kg/s

ν1

= volume spesifik uap pada penampang sisi keluar = 0,0747 m3/kg

c1

= kecepatan aktual uap pada penampang sisi keluar = 631,628 m/s

Maka : f1 =

92,456 × 0,0747 = 0,010934 m2 = 109,34 cm 2 631,628

Tinggi nosel disarankan antara 10 mm - 20 mm, dan derajat pemasukan parsial, ε tidak kurang dari 0,2 [lit, hal 56]. Untuk turbin-turbin dengan kapasitas besar dan menengah dengan sudu-sudu yang relatif besar, nilai derajat pemasukan parsial dapat mencapai satu. Sehingga dengan membuat tinggi nosel ln sebesar

15 mm akan


diperoleh nilai derajat pemasukan parsial 0,7778. Jumlah nosel yang dipakai, direncanakan zn = 50 buah, dimana nosel dipasang disekeliling cakram, sehingga luas penampang setiap nosel adalah :

f1 109,34 cm 2 = = 2,1868 cm2 f1’ = 50 zn Lebar penampang sisi keluar nosel adalah : f1' 2,1868 = = 1,458 cm l 1,5

a=

Tinggi sisi masuk sudu gerak baris yang pertama dibuat sebesar : l1 ' = ln + 2 = 15 + 2 = 17 mm Tinggi sudu gerak baris yang pertama pada sisi keluarnya, dari [Menurut lit. 1, hal. 58] adalah : '

l1 '' =

G o .v1 π.d.ε.ω 2 sin β 2

...(4-2)

Dimana : ν1' : volume spesifik uap keluar sudu gerak baris pertama = 0,075 m3/kg

ε=

=

f1 π .d .l.sin α1

0,010934 π .1,01911.15.10 −3. sin 17 o

= 0,7778 Maka : l1 '' =

92,456 x0,075 = 0,01933 m = 19,33 mm π × 1,01911 × 0,7778 × 429,487 × sin 19,589 o


Tinggi masuk sudu pengarah : lgb’ = l1 '' + 0,5 = 19,33 + 0,5 = 19,83 mm

Tinggi sisi keluar sudu ini akan sebesar [Menurut lit. 1, hal. 56] adalah : G o .v gb

lgb'' =

π.d.ε.c1 sin α1 '

=

'

...(4-3)

92,456.0,0831 = 0,02018 m π × 1,01911 × 0,7778 × 305,6 × sin 30 o

= 20,18 mm

Tinggi sudu gerak sisi masuk baris kedua : l2 ' = lgb " + 2 l2 ' = 20,18 + 2 = 22,18 mm

Tinggi sudu gerak sisi keluar baris kedua, dari [Menurut lit. 1, hal. 58] adalah : l2 '' =

=

Go .v2 π .d .ε .ω2 ' sin β 2 '

...(4-4)

92,456.0,0835 = 0,02521 m π × 1,01911 × 0,7778 × 166,579 × sin 35 o

= 25,21 mm


Berikut ini merupakan gambar penampang nosel, sudu gerak, dan sudu pengarah untuk tingkat pengaturan :

Gambar 4.1 Ukuran Nosel dan Sudu Gerak

4.1.2 Lebar dan Jari-jari Busur Sudu Dari pengalaman bahwa untuk hasil-hasil yang baik diperoleh bila lebar sudu gerak 40 mm dan lebar sudu pengarah 30 mm. Besarnya jari-jari busur dari profil sudu baris pertama dapat dihitung dengan persamaan : R1 =

40 b = = 21,443 mm o cos β1 + cos β 2 cos 22,589 + cos19,589 o

Jari-jari busur sudu pengarah : Rgb =

b cos α 2 + cos α 1

=

'

30 = 17,364 mm cos 30,496 o + cos 30 o

Jari-jari busur sudu gerak baris kedua : R2 =

b cos β1 + cos β 2 '

'

=

40 = 28,906 mm cos 55,624 o + cos 35 o


4.1.3 Jarak bagi antara Sudu Jarak antara masing-masing sudu pada sudu gerak turbin dapat dihitung dengan persamaan : 1. Jarak bagi sudu-sudu gerak baris pertama : t1 =

R1 21,443 = 29,807 mm = sin 22,589 o + sin 19,589 o sin β 1 + sin β 2

2. Jarak bagi sudu-sudu pengarah : tgb =

R gb sin α 2 + sin α 1

'

=

17,364 = 17,235 mm sin 30,496 o + sin 30 o

3. Jarak bagi sudu-sudu gerak baris kedua : t2 =

R2 sin β1 + sin β 2 '

'

=

28,906 = 20,663 mm sin 55,624 O + sin 35 O

Berikut ini merupakan gambar penampang profil sudu gerak dengan jarak bagi antara sudu :

Gambar 4.2 Jarak bagi dari profil sudu gerak Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

4.1.4 Jumlah Sudu Jumlah sudu pada tingkat pengaturan dihitung dengan persamaan : 1. Pada sudu gerak baris pertama : zs,1 =

π .d t1

=

π × 1019,11 29,807

= 107 sudu

Dimana : d

= diameter sudu rata rata tingkat pertama = 1019,11 mm

t1

= jarak bagi sudu baris pertama = 29,807 mm

2. Pada sudu pengarah : zgb =

π .d t gb

=

π × 1019,11 17,235

= 186 sudu

3. Pada sudu gerak baris kedua : zs,2 =

π .d t2

=

π × 1019,11 20,663

= 155 sudu

4.1.5 Nosel dan Sudu Gerak Tingkat 2 Tinggi sisi keluar nosel tingkat kedua, disebabkan adanya kebocoran

melalui

diafragma, ditentukan dengan persamaan : ln =

=

(G − Gkebocoran ) × υ1

πdc1 sin α1 (92,456 − 1,3269).0,0982 π .1,10544.396,440. sin 14,9 o

= 0,02525 m = 25,25 mm


Dan tinggi sisi keluar sudu :

l2 " =

=

G ×υ2 πdω 2 sin β 2

92,456 x0,1033 π .1,10544.215.3924. sin 22,957 o

= 0,03253 m = 32,53 mm

Untuk tingkat ke-3 sampai tingkat ke-15 dengan cara yang sama seperti diatas diperoleh ukuran utama nosel dan sudu gerak dan hasilnya ditabelkan pada tabel 4.1 berikut ini :


Tabel 4.1 Ukuran Nozel dan Sudu Gerak

Bagian Parameter

Tingkat Pengaturan I

Laju aliran uap, Go (kg/s) Gkebocoran (kg/s) Tekanan masuk, P0 (bar) Tekanan kritis , Pkr (bar)

42,53

Tekanan keluar, P1 (bar)

43

Diameter rata-rata, d (mm) Volume spesifik keluar nozel, v1 (m3/kg) Kecepatan uap keluar nozel, C1 (m/s) 2

II




2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

92,45

92,45

92,45

92,45

92,45

86,09

86,09

86,09

81,15

81,15

81,15

75,74

75,74

70,64

70,64

0

1,326

1,020

0,848

0,633

0,503

0,331

0,248

0,252

0,181

0,137

0,093

0,055

0,034

0,017

77,9

40

31,07

23,88

17,5

12,9

9,0

7,0

5,67

3,96

2,75

1,83

1,08

0,62

0,28

16,96

13,04

9,55

7,04

4,91

3,82

3,09

2,16

1,50

1,05

0,62

0,36

0,16

42,53

21,84 40,66 1019,1

32,71

25,14

18,42

13,57

9,47

7,36

5,96

4,24

2,94

1,96

1,19

0,75

0,35

0,14

1105,4

1129,7

1132,3

1134,07

1167,9

1178,2

1192,6

1230,1

1230,4

1266,4

1279,2

1294,2

1352,7

1395,8

0.074

0.083

0.098

0.133

0.167

0.217

0.284

0.353

0.425

0.496

0.682

0,881

1.476

2,533

4,464

9,562

631,6

305,6

396,4

405,14

406,08

408,82

345,21

345,15

346,32

371,86

367,33

368,13

356,63

356,89

454,96

440,98

109,3

251,4

228,9

303,5

381,9

490,9

709,4

881,8

1057,7

1082,3

1506,6

1944,1

3134,8

5375,8

6932,4

15319,0

Tinggi nosel, ln (mm)

15

20,18

23.29

25.34

34.97

40.04

46.89

47.39

53.19

73.71

106.54

144.51

200.76

280.11

438.85

605.12

Jumlah nozel, zn (buah)

50

65

50

50

50

50

55

55

55

50

50

50

50

50

50

65

14,58

19,17

18,13

18,47

18,48

18,46

18,51

1864

18,85

17,98

18,10

17,13

19,76

19,98

18,97

20,03

17

22,18

27,25

34,87

43,34

55,18

71,68

88,03

104,03

122,37

168,46

228,98

319,34

540,17

732,70

1176,64

0.075

0.083

0.103

0.14

0.176

0.228

0.302

0.376

0.452

0.533

0.733

0,948

1.64

2,98

5,95

13,66

Penampang nozel, f1 (cm )

Lebar nozel, a (mm) Tinggi sudu gerak masuk, l' (mm) Volume spesifik keluar sudu gerak, v2 (m3/kg) α1 (derajat)

17

30

14,9

14,9

14,9

14,9

16

16

16

13,4

13,4

12,4

14,2

14,2

13,7

16,5

β1 (derajat)

22,58

55,62

25,95

25,95

25,95

25,86

32,68

32,97

33,27

27,09

27,64

26,21

31,15

31,54

25,15

31,61

β2 (derajat)

19,58

35

22,95

23,45

23,45

23,36

29,68

29,97

30,27

21,09

21,64

2021

25,15

25,54

19,15

25,61

ω2 (m/s)

429,48

166,57

216,67

221,54

222,77

225,30

172,91

172,35

172,13

187,27

182,83

179,33

173,80

179,13

322,37

349,20

Tinggi sudu gerak keluar, l'' (mm)

19,33

25,21

32,53

41,32

51,72

66,32

82,86

101,51

119,77

166,00

226,5

311,84

418,08

718,17

934,72

1456,71

Lebar sudu gerak, b (mm)

40

40

40

40

40

40

40

40

40

40

40

40

40

45

50

50

Jari-jari busur, R (mm)

21,44

25,14

21,98

22,02

22,02

22,005

23,38

23,46

23,53

21,94

22,03

21,79

22,71

25,65

27,03

28,52

Jarak bagi sudu, t (mm)

29,80

20,66

26,54

26,34

26,34

26,41

22,58

22,46

22,35

26,89

26,45

27,66

24,09

26,86

35,87

29,80

107

155

131

135

135

135

163

165

168

144

147

144

167

151

119

147

Jumlah sudu gerak Zs (buah)


4.2 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 sentrifugal dengan nilai terbesar yaitu pada sudu gerak tingkat akhir (tingkat ke-15), yang dapat dihitung dengan persamaan dari lit. 1 hal. 288 :

σ=

π 2 n 2 ρ as 

 As xt s xrs  (kg/cm2) l15 xr + Ao 900 xg  

....(4-5)

Dimana : n

= putaran roda turbin = 3000 rpm

ρ as

= massa jenis bahan Alloy Stell = 0,28 lb/in3 = 0,00785 kg/cm3

l15

= tinggi rata-rata sudu gerak tingkat ke-15 = 131,7675 cm

r

= jari-jari rata-rata sumbu sudu = 139,5878/2 = 69,794 cm

rs

= jari-jari rata-rata plat penguat sudu = r + 0,5 x l15 + 0,5 x s ; (s = tebal selubung = 0,3 cm) = 69,794 + 0,5 x 131,7675 + 0,5 x 0,3 = 135,828 cm

ts

= panjang setiap bilah selubung = 2π .

Ao

rs 135,828 = 2 xπ x = 5,808 cm 147 z15

= luas penampang sudu paling lemah, pada akar sudu = 15,4 cm2

As

= luas plat penguat sudu = 1,1 cm2

maka :


σ=

π 2 x3000 2 x0,00785  900 x981

1,1  x 131,7675 x69,794 + x5,808 x135,828 kg / cm 2 15,4  

= 7328,321 kg/cm2 = 102,881 kpsi

Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal yang diizinkan untuk bahan Alloy Steel AISI 1050 As-rolled (Lampiran IV) adalah sebesar 105,0 kpsi, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman.

Tegangan lentur akibat tekanan uap [Menurut lit. 1, hal. 291-292] dapat ditentukan dari persamaan berikut ini : 1. Besarnya gaya akibat rotasi pada sudu gerak tingkat ke-15 : Pu,15 =

427.Go hi (kg) ε .u.z s ,15

...(4-6)

Dimana : hi

= penurunan kalor yang berguna pada tingkat ke-15 = 24,012 kkal/kg

ε

= derajat pemasukan parsial = 1

zs,15 = jumlah sudu tingkat ke-15 = 147 buah u

= kecepatan keliling = 219,3523 m/s

Go

= laju aliran uap pada tingkat ke-15 = 70,6498 kg/s

Maka : Pu,15 =

427 × 70,6498 × 24,012 1 × 219,3523 × 147 = 22,465 kg

2. Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap masuk dan keluar sudu adalah : Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

" Pa,15 = l 15 . t15 (p1’ – p2) (kg)

...(4-7)

Dimana : " l 15

= tinggi sudu gerak keluar tingkat ke-15 = 145,671 cm

t15

= jarak antara sudu pada diameter rata rata = 2,9807 cm

p1’

= tekanan uap sebelum sudu = 0,1447 bar = 0,14736 kg/cm2

p2

= tekanan uap sesudah sudu = 0,11113 bar = 0,1133 kg/cm2

Maka : Pa,15 = 145,671 x 2,9807 (0,14736 – 0,1133) = 14,93045 kg

3. Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum uap yang mengalir : P’a,15 =

Go (c1 u - c 2 u ) (kg) g .ε .z s ,15

P’a,15 =

70,6498(422,815 − 95,509) = 16,0354 kg 9,81.1,0.147

...(4-8)

Gambar berikut ini menunjukkan arah resultan gaya yang dikerjakan oleh uap pada sudu gerak :

Gambar 4.3 Gaya-gaya lentur pada Sudu Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Sehingga besarnya resultan gaya (Po15) akibat tekanan uap dihitung dengan persamaan : Po,15 =

Pu,15 +( Pa ,15 + Pa ,15 ' ) 2

Po,15 =

(22,465) 2 + (14,93045 + 16,0354) 2

2

(kg)

...(4-9)

= 38,257 kg

Dengan menganggap Po,15 konstan sepanjang sudu gerak ke-15 maka momen lengkung yang terjadi (Mx,15) adalah : Mx,15 =

P15 .l15 (kg.cm) 2

...(4-10)

Dimana : P15 = Po,15 cosϕ = Po,15 (karena turbin impuls ϕ = 0) l15 = 131,7675 cm Sehingga : Mx,15 =

18,257 × 131,7675 = 2520,515 kg.cm 2

Tegangan lentur akibat tekanan uap dengan nilai terbesar yang terjadi di sepanjang sudu gerak tingkat ke-15 dapat dihitung dengan persamaan :

σ b = Mx,15 / W y ,15 (kg/cm2)

...(4.11)

Dimana : Wy,15 : momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap yy = 7,16 cm3 maka :

σb =

2520,515 = 352,027 kg/cm2 7,16


untuk turbin pemasukan penuh : σ b ≤ 380 kg / cm 2 , dengan demikian konstruksi sudu yang direncanakan sudah aman.

4.3 Getaran Sudu Getaran yang terjadi pada turbin adalah karena ketidakteraturan aliran uap yang keluar nosel dan sudu pengarah. Frekuensi dinamis (fd) dari getaran yang terjadi [Menurut lit. 1, hal. 298] dapat dihitung dengan persamaan :

f st2 + B.n 2 (rps)

fd =

...(4-12)

Dimana : fst

= frekuensi statik getaran alami rakitan sudu = 160 rps

B

= koefisien yang memperhitungkan pengaruh putaran yang dihitung dengan :

B = 0,8 x

Drata − rata − 0,85 l 2"

B = 0,8 x

1395,878 − 0,85 1456,71

= 0,1082 n = putaran turbin = 3000 rpm = 50 rps. Maka : fd =

(160) 2 + 0,1082(50) 2

= 160,843 rps

Nilai dari fd mempunyai batasan : Fd ≤ 7n, maka : fd ≤ 7 x 50 Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

160,843 rps ≤ 350 rps, maka perancangan turbin aman dari getaran.

4.4 Perhitungan Ukuran Cakram Jenis cakram yang dipilih adalah jenis cakram konis karena sesuai untuk tingkat dengan diameter besar dalam hal distribusi tegangan yang lebih merata pada kelepak. Tegangan radial akibat sesuaian paksa pada poros, σr0 = -100 kg/cm2 [Menurut lit. 1, hal. 307]. Tegangan radial pada jari-jari r2 akibat gaya sentrifugal sudu-sudu dan pelek (rim) adalah σr2 = 2220,829 kg/cm2. ro = jari-jari dalam cakram = 0,5 dp = 0,5 x 500 = 250 mm r2 = jari-jari luar cakram = d/2 = 697,939mm r1 = jari jari hub = r2/2 = 348,9695 mm y1 = tebal kaki cakram = 70 mm (ditetapkan). [lit 1, hal 286] y = tebal cakram bagian atas = 20 mm (ditetapkan) y0 = tebal hub = 2.y1= 140 mm (ditetapkan)

Gambar berikut ini akan menunjukkan parameter-parameter yang ada pada cakram konis.


R

Gambar 4.4 Penampang Cakram Konis

Jari-jari konis sempurna (R pada gambar 4.4) dihitung dari persamaan : R=

=

r2 y1 - r1 y y1 - y

...(4-13)

(697,939.70) − (348,9695 ⋅ 20) 70 − 20

= 837,526 mm = 83,7526 cm

Tegangan lentur pada bagian cakram yang tipis pada jari-jari R = 83,75268 cm dihitung dengan persamaan : σu

=

ρ as g

U2 (kg/cm2)

...(4-14)

Dimana : U = kecepatan keliling pada jari-jari R


U =

π .R.n 30

=

π .83,7526.3000 30

= 26298,34152 cm/s

ρ as

= massa jenis bahan Alloy steel = 0,00785 kg/cm3

Maka : σu =

0,00785.(26298,34152) 2 981

σu = 5534,2321 kg/cm2 Tegangan pada bagian dalam cakram pada jari-jari r1 dihitung dari :

ρ as

σ u’ =

g

U12 (kg/cm2)

...(4-15)

Dimana : U1 =

π .R1 .n 30

=

π .34,89695 × 3000 30

= 10957,6423 cm/s

Maka : σ u’ =

0,00785.(10957,6423) 2 981

σ u ’ = 960,8042 kg/cm2

Untuk menghitung tegangan-tegangan pada bagian utama cakram konis, dihitung melalui persamaan-persamaan [Menurut lit. 1, hal. 312] : a. Tegangan radial pada jari-jari r2 σr2 = σu . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2)

...(4-16)

b. Tegangan radial dan tangensial pada kelepak (collar) jari-jari r1


σr1 = σu . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2)

...(4-17)

σt1 = σu . q0 + A.q1 + B.q2 (kg/cm2)

...(4-18)

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

Tegangan-tegangan pada bagian utama hub [Menurut lit. 1, hal. 312-313] adalah : a. Pada jari-jari r hub = r1 σt1 = σthub + (1-y1/y0). v. σr1 (kg/cm2)

...(4-19)

Dimana : v = koefisien pemampatan melintang = 0,3. [lit b1, hal 308] b. Pada permukaan melingkar cakram pada jari-jari r0 σr0 = lo. σ u’ + l1o

y1 . σr1 + l2o σthub (kg/cm2) y0

...(4-20)

Dimana : koefisien p0, p1, p2, q0, q1 dan q2 diperoleh dari kurva–kurva yang diberikan pada gambar 4.5 berikut ini :

Gambar 4.5 Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis


Koefisien-koefisien untuk persamaan (4-16) diperoleh dari : x=

r2 69,7939 = 0,8333 = R 83,7526

Maka dari gambar 4.5 diperoleh : p0 = 0,07 ; p1 = 6,5 ; p2 = -0,25. Koefisien untuk persamaan (4-17) dan (4-18) : x=

r1 34,89695 = 0,4167 = R 83,7526

Diperoleh : p0 = 0,165 ; p1 = 2,3 ; p2 = -2,85 ; q0 = 0,173 ; q1 = 1,93 ; q2 = 6,35.

Koefisien - koefisien 1o, 11o, l2o dihitung dari ro/r

hub

= 250/348,9695 = 0,7164 dan

rhub/r0 = 348,9695/250 = 1,39588, sehingga : •

1o = 3,3/8 [0,7875 – (r0/rhub)2 + 0,2125(rhub/r0)2] 1o = 3,3/8 [0,7875 – (0,7164)2 + 0,2125(1,39588)2] = 0,2839

•

l1o = 0,5 [1 + (r0/rhub)2] (rhub/r0)2 l1o = 0,5 [1 + (0,7164)2] (1,39588)2 = 1,4742

•

12o= -0,5 [1 - (r0/rhub)2] (rhub/r0)2 12o = -0,5 [1 - (0,7164)2] (1,39588)2 = -0,4742

Dengan mensubstitusikan koefisien – koefisien dan nilai numerik y1, yo dan y ke persamaan (4-16), (4-17), (4-18), (4-19) dan (4-20) dengan bilangan yang belum diketahui pada sisi kiri diperoleh : •

2220,829 = 5534,2321 (0,07) + A.6,5 + B (-0,25) 6,5 A – 0,25 B = 1833,4328

•

...1)

σr1 = 5534,2321 (0,165) + A.2,3 + B (-2,85) 2,3 A – 2,85 B - σr1 = -913,148

...2)


•

σt1 = 5534,2321 (0,173) + A.1,93 + B (6,35) 1,93 A + 6,35 B - σt1 = -957,422

•

σt1 = σthub + (1- 70/140) 0,3 . σr1 σthub + 0,15σr1 - σt1 = 0

•

...3)

...4)

-100 = 0,2839 (960,8042) + 1,4742 (70/140) . σr1 + (-0,4742). σt hub 0,4742 σthub – 0,7371 σr1 = 372,772

...5)

Persamaan diatas diselesaikan dengan jalan menghilangkan bilangan yang tidak diketahui secara berurutan. Dengan membagi persamaan 5) dengan 0,4742 dan mengurangkannya ke persamaan 4) diperoleh : 1,7044 σr1 - σt1 = -768,107

...6)

Persamaan (3) dikurangkan dengan persamaan (6) diperoleh : 1,93 A + 6,35 B - 1,7044 σr1 = -171,315

...7)

Dengan membagi persamaan (7) dengan 1,7044 dan mengurangkannya dengan persamaan (2) diperoleh : 1,168 A – 6,576 B = -812,635

...8)

A dan B dapat dihitung dari persamaan (1) dan (8) : 6,5 A – 0,25 B = 1833,4328 1,168 A – 6,576 B = -812,635 Diperoleh : A = 288,793 kg/cm2 B = 174,874 kg/cm2 Maka tegangan – tegangan σr1, σt1, σthub dan σrhub menjadi : σr1 = 5534,2321 (0,165) + 288,793 (2,3) + 174,874 (-2,85)) Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

= 1078,981 kg/cm2 σt1 = 5534,2321 (0,173) + 288,793 (1,93) + 174,874 (6,35) = 2625,243 kg/cm2 σt hub = -0,15 (1078,981) + 2625,243 = 2463,395 kg/cm2 σrhub =

=

y1 .σ y 0 r1

[lit 1, hal308]

...(4-21)

70 ⋅ 1078,981 140

= 539,491 kg/cm2.

Hasil-hasil semua perhitungan tegangan radial dan tangensial pada cakram konis diatas ditunjukkan pada tabel 4.2 berikut ini : Tabel 4.2 Tegangan-tegangan pada cakram konis dengan: A = 288,793 kg/cm2 B = 174,874 kg/cm2

σ u = 5534,2321 kg/cm2 1. Tegangan-tegangan radial Koefisien x = r/R p0 p1 p2 σu p0 A p1 B p2 σr, kg/cm2

Jari-jari, r, cm 34,89695 0,4167 0,165 2,3 -2,85 913,1483 664,2239 -498,3909 1078,981

52,3454 69,7939 0,625 0,8333 0,13 0,07 3,25 6,5 -0,87 -0,25 719,4502 387,3962 938,5773 1877,1545 -152,1404 -43,7185 1150,8870 2220,8322


2. Tegangan-tegangan tangensial Koefisien x = r/R q0 q1 q2 σu q0 A q1 B q2 σt, kg/cm2

Jari-jari, r, cm 34,89695 52,3454 69,7939 0,4167 0,625 0,8333 0,173 0,155 0,122 1,93 2,5 4 6,35 3,5 2,5 957,4222 857,8060 675,1763 557,3705 721,9825 1155,1720 1110,4499 612,0590 437,1850 2625,243 2191,8475 2267,5333

Tegangan-tegangan pada hub [Menurut lit. 1, hal. 306-307] dapat diperoleh dengan persamaan : σr = lo .σu’ + l1o.σrhub + l2o .σthub

...(4-22)

σr = lo . 960,8042 + l1o. 539,491 + l2o . 2463,395 σt = k.σu’ + k1.σrhub + k2.σthub

...(4-23)

σt = k.. 960,8042 + k1 . 539,491 + k2 . 2463,395 Dimana koefisien - koefisien k, k1, dan k2 dihitung dari persamaan berikut ini : k = 3,3/8 [0,7875 – 0,575 (r/rhub)2 - 0,2125(rhub/r)2] k1 = -0,5 [1 - (r/rhub)2] (rhub/r)2 k2 = 0,5 [1 + (r/rhub)2] (rhub/r)2 Dengan menghitung konstanta pada r tertentu, dapat dicari tegangan-tegangan tangensial dan radial pada titik tersebut, dan hasilnya dapat ditabelkan berikut ini :

Tabel 4.3 Tegangan-tegangan pada hub dengan: σ u'

= 960,8042 kg/cm2

σ r , hub = 539,491 kg/cm2


σ t ,hub = 2463,395 kg/cm2

1. Tegangan-tegangan radial Koefisien r/rhub lo l1o l2o loσu ’ l1oσrhub l2o σthub σr, kg/cm2

25,0 0,7164 0,2839 1,4742 -0,4742 277,961 795,3176 -1168,142 -94,864

Jari-jari, r, cm 29,948 34,89695 0,8582 1 0,14 0 1,1789 1 -0,1789 0 134,561 0 635,995 539,491 -440,652 0 329,904 539,491

2. Tegangan-tegangan tangensial Koefisien r/rhub k k1 k2 kσu’ k1σrhub k2 σthub σt, kg/cm2

25,0 0,7164 0,0323 -0,4742 1,4742 31,034 -255,827 3631,537 3406,744

Jari-jari, r, cm 29,948 34,89695 0,8582 1 0,03113 0 -0,2567 0 1,1789 1 29,91 0 -138,487 0 2904,096 2463,395 2795,519 2463,395

Jenis baja yang digunakan untuk konstruksi cakram turbin tergantung pada besarnya tegangan yang dialami dan kondisi operasi dimana tegangan–tegangan yang diizinkan untuk masing–masing hal ditentukan dengan memperhatikan sifat–sifat fisis baja maupun temperatur operasi cakram yang direncanakan. Umumnya tegangantegangan yang diizinkan tidak pernah lebih dari 0,4 kali tegangan titik searah bahan pada temperatur yang dimaksudkan.[lit 1, hal 315]


Dari hasil perhitungan tegangan-tegangan pada bagian-bagian yang penting untuk cakram yang direncanakan, jenis bahan yang dipakai adalah dipilih bahan Alloy Steel AISI 1050 As-Rolled (Lampiran IV) dengan tegangan tarik = 105 kpsi = 7383,966 kg/cm2. Sehingga tegangan yang diizinkan adalah : σmax = σt1 ≤ 0,4 . 7383,966 2625,243 ≤ 2953,586 kg/cm2 Maka desain cakram ini sudah memenuhi.

4.5 Perhitungan Ukuran Poros Pada perancangan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran turbin serta tempat pemasangan cakram dan sudu, sehingga 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 Untuk poros putaran sedang dan beban berat, maka pada perancangan ini digunakan bahan Alloy steels AISI 1095 As-rolled (Lampiran IV) dengan tegangan tarik 140 kpsi = 98,46 kg/mm2. Sehingga tegangan geser yang diizinkan untuk bahan poros ini [Menurut lit. 3, hal. 8] dapat dihitung berdasarkan persamaan :

τa =

σb Sf1.Sf 2

...(4-24)

Dimana : Sf1

= faktor keamanan karena berat poros, untuk baja paduan = 6

Sf2

= faktor keamanan karena adanya pasak, untuk poros bertingkat dengan konsentrasi tegangan (= 1,3 ÷3,0), diambil = 2,2


Maka : τa =

98,46 6 × 2,2

= 7,459 kg/mm2

Daya nominal (N) yang ditransmisikan pada perancangan ini = 97516 kW pada putaran (n) = 3000 rpm. Maka besarnya momen torsi poros (Mt) [Menurut lit. 4, hal. 7] dapat dihitung dengan persamaan : Mt = 9,74 . 105

N n

Mt = 9,74 . 105

97516 3000

...(4-25)

Mt = 316,602 x 105 kg.mm

Diameter poros (dp) [Menurut lit. 3, hal. 8] dapat dihitung dengan persamaan : dp = [5,1 . Kt . cb . Mt/τa]1/3

...(4-26)

Dimana : Kt = faktor pembebanan (= 1,5 ÷ 3,0), maka untuk beban kejutan dan tumbukan yang besar diambil = 2,5 cb = faktor pembebanan lentur (=1,2 ÷ 2,3), maka diambil = 2,2 Maka :

 316,602 ⋅ 10 5   dp =  5,1 ⋅ 2,5 ⋅ 2,2 7,459  

1/ 3

dp = 491,951 mm


Dari standarisasi poros, maka dipilih diameter poros yang dipakai pada perancangan ini (dp) sebesar 500 mm.

4.6 Perhitungan Putaran kritis Putaran kritis adalah putaran permenit yang secara numerik berimpit dengan frekuensi alami getaran-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 dan berat poros itu sendiri. Berat cakram pada tingkat terakhir (ke-15) dapat dihitung melalui persamaan berikut ini : Wcr = ρ as .π .[(r1 − r0 ). yo + (r2 − r1 )( 2

2

2

2

y + y1 )] 2

...(4-27)

Wcr = 0,00785.π .[(34,89695 2 − 25 2 ).14 + (69,7939 2 − 34,89695 2 )(

2+7 )] 2

Wcr = 610,357 kg

Untuk massa cakram dari tingkat pengaturan sampai tingkat ke-15 dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya ditabelkan pada tabel 4.4 berikut ini.


Tabel 4.4 Ukuran dan Berat Cakram Bagian No

Parameter

Tingkat


Pengaturan I

II



2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

110,543

112,970

113,232

113,407

116,794

117,823

119,269

123,019

123,946

126,649

127,925

129,420

135,275

139,587

1

d (cm)

2

l" (cm)

1,933

2,52

3,25

4,13

5,17

6,63

8,28

10,15

11,97

16,60

22,65

31,18

41,80

71,81

93,47

145,67

3

r2 (cm)

50,955

50,955

55,272

56,485

56,616

56,703

58,397

58,911

59,634

61,509

61,973

63,324

63,962

64,710

67,637

69,793

4

r1 (cm)

25,477

25,477

27,635

28,242

28,308

28,351

29,198

29,455

29,817

30,754

30,986

31,662

31,981

32,355

33,818

34,896

5

ro (cm)

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

25

6

y1 (cm)

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

4,5

5

6

7

7

7

yo (cm)

9

9

9

9

9

9

9

9

9

9

9

9

10

12

14

14

8

y (cm)

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

2

2

2

2

2

2

2

9

Wcr (kg)

149,48

149,48

200,39

215,44

217,08

218,19

239,83

246,53

256,04

298,76

305,38

324,97

363,10

434,81

560,09

610,35

101,911

Sehingga Berat Total Cakram (Wcr,tot) adalah : Wcr,tot = ( 149,486 + 149,486 + 200,392 + 215,445 + 217,089 + 218,191 + 239,833 + 246,535 + 256,049 + 298,767 + 305,388 + 324,973 + 363,102 +

434,818 + 560,093 + 610,357 ) kg

Wcr,tot = 4790,005 kg


Pengaruh ujung poros berjuntai (overhang) [Menurut lit. 1, hal. 323] harus diabaikan untuk idealisasi, karena hal seperti ini hanya sedikit akan menurunkan putaran kritis, sehingga berat total poros (Wp) dapat dihitung dengan persamaan : Wp =

π ⋅ d p2 ⋅ ρ as 4

×lp

...(4-28)

Dimana : lp = panjang total poros antar bantalan = 368,82 cm Maka : 2 Wp = π ⋅ 50 ⋅ 0,00785 × 368,82 4

= 5687,073 kg

Sebelum menghitung putaran kritis poros terlebih dahulu ditentukan : a. Modulus elastisitas poros untuk bahan Alloy steel, E = 2,1 x 106 kg/cm2 b. Momen inersia untuk poros, dicari dengan persamaan : I=

π × d p4 64

=

π × 50 4 64

= 306919,643 cm4


c. Mencari reaksi pada bantalan

B

A

19 144

,

Gambar 4.6 Diagram reaksi bantalan dan beban pada poros turbin Σ MA = 0 WcrI,1(118,63)+WcrI,2(133,75)+Wcr,2(144,35)+Wcr,3(152,3)+Wcr,4(163,87)+Wcr,5 (171,82)+Wcr,6(185,34)+Wcr,7(194,57)+Wcr,8(203,8)+Wcr,9(215,64)+Wcr,10(224, 76)+Wcr,11(233,83)+Wcr,12(250,85)+Wcr,13(264,85)+Wcr,14(283,85)+Wcr,15(306, 35)+WP(184,41) – RB(368,82) = 0

149,486(118,63)+149,486(133,75)+200,392(144,35)+215,445(152,3) +217,089(163,87)+218,191(171,82)+239,833(185,34)+246,535(194,57)+256, 049(203,8)+298,767(215,64)+305,388(224,76)+324,973(233,83) +363,102(250,85)+434,818(264,85)+560,093(283,85)+610,357(306,3)+5687, 073(184,41) – RB(368,82) = 0 RB = 5501,4425 kg


Kemudian : ΣFy = 0 RA + RB – (Wcr,tot+Wp) = 0 RA + 5501,4425 – (4790,005 + 5687,073) = 0 RA = 4975,6355 kg

d. Defleksi pada poros ditentukan secara grafis dengan memperhitungkan berat masing-masing cakram dan berat poros yang telah diketahui sebelumnya, sehingga akan didapat defleksi pada poros seperti gambar berikut ini : 368,

Gambar 4.7 Penentuan defleksi pada poros turbin Putaran kritis poros [Menurut lit. 1, hal. 322] dapat ditentukan dengan mempergunakan persamaan berikut ini :


n kr = 300

M × Fi y i Fi y i2

...(4-29)

Dimana : M

= skala defleksi poros = 10000 (gambar 4.7)

∑F y

i

= Wcr ,i y cr ,i

∑F y

i

= Wcr ,i y cr2 ,i

i

i

Sehingga untuk mempermudah perhitungan, data-data yang dibutuhkan dapat dibuat dalam tabel berikut ini : Tabel 4.5 Penentuan putaran kritis poros No. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

Wcr,i ycr,i 149,486 63,83 149,486 69,32 200,392 72,41 215,445 74,33 217,089 76,53 218,191 77,75 239,833 78,55 246,535 78,46 256,049 77,82 298,767 76,28 305,388 74,55 324,973 72,42 363,102 66,93 434,818 61,45 560,093 52,53 610,357 39,93 Jumlah

ycr,i2 Wcr,i x ycr,i Wcr,i x ycr,i2 4074,269 9541,691 609046,161 4805,262 10362,370 718319,455 5243,208 14510,385 1050696,958 5524,949 16014,027 1190322,616 5856,841 16613,821 1271455,734 6045,063 16964,350 1318978,232 6170,103 18838,882 1479794,193 6155,972 19343,136 1517662,458 6055,952 19925,733 1550620,556 5818,638 22789,947 1738417,139 5557,703 22766,675 1697255,651 5244,656 23534,545 1704371,724 4479,625 24302,417 1626560,760 3776,103 26719,566 1641917,337 2759,401 29421,685 1545521,128 1594,405 24371,555 973156,192 316020,785 21634096,294

Selanjutnya dengan menggunakan persamaan (4-27) dan tabel 4.5 diatas akan dapat ditentukan putaran kritis yang terjadi, yaitu : nkr = 300

10000 × 316020,785 21634096,294


= 3625,849 rpm Sehingga besarnya perbedaaan putaran kritis dengan putaran normal turbin, diperoleh : ∆n =

=

nkr - nt x 100% nkr

3625,849 - 3000 x 100% 3625,849

= 17,261%. Dari praktek [Menurut lit. 1, hal. 318] ternyata, bila putaran kritis berbeda dengan putaran normal sebesar 15 sampai 20%, dapat dipastikan bahwa turbin sudah berada dalam operasi yang aman.

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, karena beban yang dialami cukup besar dan putaran yang tinggi. Gambar 4.8 berikut ini menunjukkan gambar bantalan luncur yang didesain.

Gambar 4.8 Bantalan Luncur Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

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 bantalan radial, dalam hal ini menerima beban dalam arah tegak lurus dengan poros dan gaya radial dari poros ditentukan dengan persamaan : Fr = RA + Fs

...(4-30)

Dimana : RA = 4975,6355 kg Fs = m (y + e) ω2/g Dengan : y

= lendutan

e

= jarak pusat massa poros dengan sumbu geometri poros dan ditetapkan (y+e) = 5x10-4

m = massa beban = massa poros + massa cakram = 5687,073 + 4790,005 = 10477,078 kg w = kecepatan sudut putaran poros = 2π x 3000/60 = 314,286 rpm Maka : Fs = 10477,078 (5.10-4) (314,286)2/9,81 Fs = 52703,588 kg Sehingga besar gaya radial adalah : Fr = 4975,6355 + 52703,588 Fr = 57679,224 kg


Tabel 4.6 Ruang bebas yang diperbolehkan untuk Bantalan Luncur [lit 1, hal 277] Bantalan tanpa lapisan logam putih Ruang bebas Ruang bebas atas, mm bawah, mm Minimal Maksimal Minimal Maksimal

Diameter No. poros, Mm

1 2 3 4 5 6 7

50 100 150 200 250 300 350

0,15 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70

0,25 0,30 0,40 0,55 0,65 0,75 0,85

0,10 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35

0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45

Bantalan dengan lapisan logam putih Ruang bebas Ruang bebas atas, mm bawah, mm Minimal Maksimal Minimal Maksimal

0,10 0,10 0,20 0,20 0,25 0,30 0,35

0,12 0,15 0,25 0,30 0,35 0,45 0,50

0,15 0,20 0,30 0,35 0,45 0,55 0,62

Ruang bebas a dipilih sesuai dengan diameter poros 450 mm dari Tabel 4.6 diatas. a = 0,85 mm dan nilai d/l [Menurut lit. 1, hal. 278-279] diambil = 1,5 Maka : l = (1/d) x d = (1/1,5) x 450 = 300 mm Dimana : l = panjang permukaan bantalan

Gambar 4.9 Kedudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan Koefisien (kriteria beban) bantalan [Menurut lit. 1, hal. 278] diperoleh dengan persamaan :


0,20 0,25 0,40 0,45 0,55 0,62 0,70

φv =

( d)

2

Fr a

...(4-31)

l.u.µ

Dimana : Fr = beban bantalan = 57679,224 kg l

= panjang permukaan bantalan = 30 cm

u

= kecepatan keliling permukaan poros =

µ

= viskositas rata-rata minyak pelumas jenis TZOUT (GOST 32-53)

π .d .n 60

= 7071,43 cm/s

= 0,3 x 10-6 kg.det/cm2 [lit 1, hal 278] Maka : 57679,224 × (0,85 / 45) φv = 30 × 7071,43 × 0,3 × 10 −6 2

= 32,3357 Besar harga koefisien x diperoleh dari gambar 4.10 berikut ini. Dan untuk bantalan luncur θ = 1800 dan harga ε = d/l = 1,5 diperoleh x = 0,971.

32,

Gambar 4.10 Grafik kriteria beban koefisien φv Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Sedangkan koefisien gesek (f) untuk bantalan dapat dihitung dengan menggunakan data-data pada gambar 4.11 berikut ini. Dan untuk bantalan luncur θ = 1800 dan harga ε = 1,5 dan x = 0,971, diperoleh φs = 17,16.

17,

Gambar 4.11 Grafik untuk Menentukan φs Maka, dari lit. 1, hal. 279, didapat nilai koefisien gesek (f) : f =

a. ⋅ φ s d ⋅ φv

f =

0,85 × 17,16 450 × 32,3357

...(4-32)

= 0,0010024

Dan besarnya kerja untuk melawan gesekan, yaitu : Aγ =

f .Fr u 100

Aγ =

0,0010024 × 57679,224 × 7071,43 100

...(4-33)

= 4088,535 kgm/s Roy Franc J.S. : Perancangan Turbin Uap Untuk PLTGU dengan Daya Generator Listrik 80 MW pada Putaran Turbin 3000 RPM, 2009. USU Repository © 2009

Sehingga ekivalensi kalor kerja ini adalah :

Qx = Qx =

1 427

(kkal/kg.m) x Ay

4088,535 kg.m / s 427 kkal / kg.m

= 9,575 kkal/s

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

Qx ρ pl .C.(t 2 − t1 )

...(4-34)

Dimana :

ρ pl = massa jenis pelumas = 0,92 kg/ltr C

= kapasitas termal rata-rata minyak pelumas = 0,45 kkal/kg0C

t1

= temperatur minyak pada sisi masuk, diandaikan 35 ÷ 450C, untuk perancangan ini diambil = 40 0C.

t2

= temperatur minyak pada sisi keluar = t1 + (10 ÷ 15)0C ; t2 = 52 0C.

Maka :

qγ =

9,575 0,92 × 0,45 × (52 − 40)

= 1,929 ltr/s


BAB 5 KESIMPULAN

Dari perhitungan-perhitungan yang dilakukan, maka dapatlah dibuat beberapa kesimpulan dalam perancangan turbin uap penggerak generator pada instalasi PLTGU, antara lain :

5.1 Spesifikasi turbin uap untuk PLTGU 1.

Tekanan uap masuk turbin

= 82 bar

2.

Temperatur uap masuk turbin

= 550 0C

3.

Tekanan uap keluar turbin

= 0,1 bar

4.

Tingkat turbin

= 15 tingkat

5.

Jumlah ekstraksi

= 4 ekstraksi

6.

Laju aliran massa uap

= 92,456 kg/s

7.

Daya netto yang harus disuplai turbin

= 95,782 MW

8.

Efisiensi turbin

= 84,15 %

5.2 Ukuran bagian utama turbin uap untuk PLTGU 1.

Poros a. Diameter

= 500 mm

b. Panjang

= 368,82 cm

c. Bahan

= Alloy Steels AISI 1095 As- Rolled

d. Tegangan tarik

= 98,453 kg/mm2

e. Tegangan geser yang diizinkan

= 7,459 kg/mm2


= 520,2134 x 105 kg.mm

f. Momen torsi poros

2.

Nosel

No. Tingkat

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

3.

I II 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

Jumlah (buah)

Tinggi (mm)

Lebar (mm)

Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen Konvergen-divergen Konvergen-divergen

50 65 50 50 50 50 55 55 55 50 50 50 50 50 50 65

15,00 20,18 25,25 32,87 41,34 53,18 69,68 86,03 102,03 120,37 166,46 226,98 317,34 538,17 730,70 1176,64

14,58 19,17 18,13 18,47 18,48 18,46 18,51 18,64 18,85 17,98 18,10 17,13 19,76 19,98 18,97 20,03

Sudu gerak

No. Tingkat

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

Jenis

I II 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

Jumlah (buah)

Tinggi sisi masuk (mm)

Tinggi sisi keluar (mm)

Lebar (mm)

Bahan

107 155 131 135 135 135 163 165 168 144 147 144 167 151 119 147

17,00 22,18 27,25 34,87 43,34 55,18 71,68 49,393 55,190 75,719 168,46 228,98 319,34 540,17 732,70 1178,64

19,33 25,21 32,53 41,32 51,72 66,32 82,86 54,99 59,09 75,29 226,50 311,84 418,08 718,17 934,72 1456,71

40 40 40 40 40 40 40 20 20 20 40 40 40 45 50 50

AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled


4.

Cakram

No. Tingkat

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

5.

6.

Jari-jari luar cakram (cm)

Jari-jari hub (cm)

Tebal kaki cakram (cm)

Tebal hub (cm)

Bahan

50,95 50,95 55,27 56,48 56,61 56,70 58,39 58,91 59,63 61,50 61,97 63,32 63,96 64,71 67,63 69,79

25,477 25,477 27,635 28,242 28,308 28,351 29,198 29,455 29,817 30,754 30,986 31,662 31,981 32,355 33,818 34,896

4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 5 6 7 7

9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 9 10 12 14 14

AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled AISI 1050 As-rolled

I II 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

Bantalan a. Diameter dalam

= 450 mm

b. Panjang

= 300 mm

Pelumasan a. Jenis minyak pelumas

= TZOUT (GOST 32-53)

b. Temperatur minyak sisi masuk

= 40 oC

c. Temperatur minyak sisi keluar

= 52 oC

d. Kapasitas minyak yang dibutuhkan

= 1,929 ltr/s


DAFTAR PUSTAKA

1.

Shlyakhin, P, Turbin Uap (Steam Turbines) Teori dan Rancangan, Penerbit Erlangga, Jakarta, 1990.

2.

Dietzel, Fritz, Turbin, Pompa dan Kompresor, Terjemahan Dakso Sriyono, Penerbit Erlangga, Jakarta, 1993.

3.

Sularso, Kiyokatsu Suga, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramita, Jakarta, 1994.

4.

El-Wakil, M.M, Instalasi Pembangkit Daya, Penerbit Erlangga, Jakarta, 1985.

5.

SIEMENS, PLTGU Theory Document, PLN Pulau Sicanang, Belawan, Medan,1994.


1

2

4

3

5

6

7

8

9

10

B A

B 13 POTONGAN

A - A

16

15

12 11

14 POTONGAN

A

B - B

16

1

BANTALAN AKSIAL

BESI COR

15

1 1

RUMAH TURBIN

13 12

1

PIPA EKSTRAKSI UAP 4

BESI COR ST 67 ST 67

1

HUB TINGKAT 15

11

1

SALURAN UAP KE KONDENSOR

10

1 1

POROS

AISI 1095 AS-ROLLED

BANTALAN LUNCUR BELAKANG

BESI COR

12

PAKING LABIRIN BELAKANG

14

9 8

AISI 1050 AS-ROLLED

BESI COR

7

147 SUDU GERAK TINGKAT 15

AISI 1050 AS-ROLLED

6

165 NOSEL TINGKAT 15 50 NOSEL TINGKAT PENGATURAN 1 SALURAN UAP MASUK

AISI 1050 AS-ROLLED

5 4 3


PIPA EKSTRAKSI UAP 1

4

KATUP PENGATUR

AISI 1050 AS-ROLLED

BESI COR

2

2

PAKING LABIRIN DEPAN

BESI COR

1

1

NO.

JLH

BANTALAN LUNCUR DEPAN NAMA BAGIAN SKALA :1 : 30

BESI COR NORMALISASI BAHAN DIGAMBAR : ROY FRANC J. S.

SATUAN TANGGAL STUDIO GAMBAR MESIN FT-USU

:mm

NIM :06-02-2009 DILIHAT

KETERANGAN PERINGATAN :

: 050 421 031 : Ir. ISRIL AMIR

TURBIN UAP PLTGU

TUGAS SARJANA

A1

LAMPIRAN II

KONVERSI SATUAN

SATUAN PANJANG 1 mil

1 yard

: 1760 yards

1 pound (lb)

: 5280 feet

: 7000 grains

: 1,609 km

: 0,454 kg

: 3 feet

1 ounces (oz)

: 0,914 meter 1 foot

: 16 ounces

: 12 inches

: 0,0625 pound : 28,35 gr

1 grain

: 308,4 mm

: 64,8 mgr : 0,0023 ounces

1 inch

: 25,4 mm

1 lb/ft

: 1,488 kg/m

100 ft/min

: 0,508 m/det

1 metrik ton

: 1000 kg

1 km

: 1000 meter

: 0,984 long ton

: 1094 yard

: 2205 lbs

: 3281 feet

1 kilogram

: 0,621 mil 1 meter

1 mikron

1 m/det

: 1000 mm

: 1000 gram : 2,205 pounds

1 gram

: 1000 mgr

: 39,37 inches

: 0,03527 ounces

: 0,001 mm

: 15,43 grains

: 0,000039 inch

1 kg/m

: 0,672 lbs/ft

: 196,9 ft/min

1 US short

: 2000 lbs : 907 kg


SATUAN BERAT 1 US long ton

: 2240 lbs : 1016 kg

SATUAN LUAS 1 mil2

1 acre

: 640 acres

: 3,785 liter

: 4840 sq yards

: 231 cu inches

1 sq foot

1 hektar

1 m2

1 US Barrel

: 9 sq feet : 0,836 m2

1 km2

: 0,833 Imp Gallon

: 259 hektar

: 0,4047 hektar 1 sq yard

1 US Gallon

: 42 US gallon : 35 Imp gallon

1 m3

: 1000 liter

: 100 hektar

: 1,308 cu yards

: 0,3861 sq mil

: 35,31 cu feet

: 144 sq inches

1 liter

: 1000000 cc

: 0,0929 m2

: 0,22 Imp gallon

: 10000 m2

: 0,2642 US gallon

: 2,471 acres

: 61 cu inches

: 10000000 mm2

1 cu ft/min

: 1,669 m3/jam

: 1,196 sq yards

1 m3/jam

: 0,589 cu ft/min

: 10,76 sq feet SATUAN VOLUME 1 cu yard

1 cu foot

SATUAN KERAPATAN : 27 cu feet

1 lb/cu ft

: 16,02 kg/m3

: 0,766 m3

1 m3/kg

: 16,02 cu ft/lb

: 1728 cu inches

1 kg/m3

: 0,0624 lb/cu ft

: 28,32 liter

1 g/m3

: 0,437 grain/cu ft


1 cu inches

: 16,39 mm3

1 Imp Gallon

: 277,4 cu inches

: 0,0584 grain/US gallon

: 4,55 liter 1 g/liter

: 58,4 grain/US gallon

1 m Hg

: 133,3 kilo pascal

SATUAN TEKANAN

: 1,360 kg/cm2

1 atm standart

: 1333 milibar

: 101325 pascal : 760 mm Hg

1 atm metric

1 bar

1 lb/ft2

1 psi

1 kg/cm2

: 98,066 kilo pascal

: 14,696 psi

: 735,5 mm Hg

: 1,033 kg/cm2

: 0,981 bar

: 1013 milibar

: 14,22 psi

: 98066,5 pascal

SATUAN PANAS DAN ENERGI

: 1 kg/cm2

1 BTU

: 778 ft.lbn

: 10 m kolom air

: 107,6 kg.m

: 14,22 psi

: 0,252 KKal

: 100000 pascal

1 BTU/lb

: 0,556 KKal/kg

: 1000 milibar

1 BTU/cu ft

: 8,9 KKal/m3

: 750,1 mm Hg

1 BTU/hr.ft2.F/ft

: 1,488 KKal/j.m2.C/m

: 1,02 kg/cm2

1 Kilokalori

: 3088 ft.lbs

: 14,50 psi

: 427 kg.m

: 47,88 pascal

: 3,968 BTU

: 4,88 kg/m2

: 4,1868 KJ

: 6894 pascal : 2,036 in Hg

1 Kilojoule

: 0,2388 KKal : 0,948 BTU


: 0,0703 kg/cm2

1 m kolom air

1 HP

: 102 kg.m/det

: 9806 pascal

: 1,341 HP

: 0,1 kg/cm2

: 1,36 DK (metrik)

: 33000 ft.lbs/det

: 0,000278 Watt.jam

1 KKal/m3

1 KKal

1 WH

: 3412,14 BTU

: 76,04 kg.m/det

: 860 KKal

: 0,746 kW

: 3600000 Joule

: 1,36 DK metrik

: 3600000 Watt.jam

: 32550 ft.lbs/sec

: 367000 Kg.m

: 542 ft.lbs/sec

1 KKal/kg

: 738 ft.lbs/det

: 0,69 bar

: 550 ft.lbs/sec

1 DK metrik

1 kW

1 Kg.m

: 0,002342 KKal

: 75 kg.m/det

: 9,81 N.m

: 0,735 kW

: 9,81 Joule

: 0,986 HP

: 9,81 Watt.sec

: 1,8 BTU/lb

: 0,002724 Watt.jam

: 4,187 KJ/Kg

: 0,0000037 DK.jam

: 0,1124 BTU/cu.ft

1 Watt.jam

: 0,8599 KKal

: 4,187 KJ/m3

: 367 Kg.m

: 427 Kg.m

: 3600 Joule

: 4187 N.m

: 3600 Watt.sec

: 4187 Joule

: 0,001 KWH

: 4187 Watt.sec

: 0,00136 DK.jam

: 0,001163 KWH : 0,001582 DK Jam

1 DK.jam

: 632,1 KKal : 270000 Kg.m


1 N.m

: 1 Joule

: 2650000 N.m

: 1 Watt.sec

: 2650000 joule

: 0,0002388 KKal

: 0,736 KWH

: 0,10194 Kg.m
















SKRIPSI TURBIN UAP PERANCANGAN TURBIN UAP UNTUK PLTGU DENGAN DAYA GENERATOR LISTRIK 80 MW DAN PUTARAN TURBIN 3000 RPM OLEH :

Recommend Documents