PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN DAYA 130 MW

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN DAYA 130 MW OLEH :

EDY SAPUTRA NIM : 050421023

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2008 Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

KATA PENGANTAR

Puji syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karena atas berkat rahmat dan kasih-Nya penulis dapta menyelesaikan skripsi ini. Skripsi yang merupakan tugas akhir ini adalah suatu syarat untuk dapat menyelesaikan studi pada jenjang kependidikan Sarjana Teknik Mesin menurut kurikulum Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Tugas sarjana ini berjudul “ Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Listrik Pada Suatu PLTG Dengan Daya Terpasang 130 MW”. Dalam penulisan skripsi ini dari awal sampai akhir, penulis telah melakukan semaksimal mungkin guna tersusunnya tugas akhir ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan – kekurangan didalam penulisan skripsi ini. Untuk itu penulis mengharapkan petunjuk dan saran dari semua pihak yang terkait yang bersifat membangun, guna penyempurnaan skripsi ini. Dalam kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih yang kepada : 1. Bapak Ir. Alfian Hamsi M.Sc selaku Pembantu Dekan I Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 2. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Dapertemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 3. Bapak Ir. Isril Amir selaku dosen pembimbing tugas sarjana penulis, yang telah

meluangkan

waktunya

untuk

memberikan

bimbingan

dalam

menyelesaikan Tugas Sarjana ini. 4. Para Dosen dan Staff pada Departemen Teknik Mesin FT-USU yang telah banyak memberikan ilmu dan bantuannya selama masa pendidikan. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

5. Ayahanda dan Ibunda serta seluruh keluarga yang telah memberikan motivasi dan dukungan baikan moril maupun materiil. 6. Rekan-rekan mahasiswa Teknik Mesin FT-USU angatan ‘05’ yang telah banyak membantu dan mendukung dalam penulisan Tugas Sarjana ini. 7. Rekan-rekan kerja Sales Region I-Pelumas yang telah memberi motivasi bagi penulis. Akhir kata dan segala kerendahan hati, penulis memanjatkan Doa kepada Tuhan Yang Maha Esa, semoga semua dilindungi dan diberikan berkat-Nya.

Medan, Maret 2009 Hormat Penulis

Edy Saputra 050421023

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR

i

SPESIFIKASI TUGAS TEKNIK

iii

KARTU BIMBINGAN

iv

DAFTAR ISI

v

DAFTAR GAMBAR

viii

DAFTAR TABEL

x

DAFTAR NOTASI

xi

BAB 1 PENDAHULUAN

1

1.1 Latar Belakang

1

1.2 Tinjauan Penulisan

2

1.3 Batasan Masalah

2

1.4 Metologi Penulisan

3

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA

4

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas

4

2.2 Klasifikasi Turbin Gas

4

2.3 Komponen – Komponen Utama Tubin Gas

8

2.4 Siklus Kerja Turbin Gas

9

2.5 Pemilihan Jenis Turbin

13

2.6 Ruang Bakar

16

2.7 Generator

20

2.8 Laju Aliran Massa Udara

22


2.9 Perencanaan Turbin

22

BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA

29

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan

29

3.2 Pembahasan Materi

30

3.2.1 Analisa Termodinamika pada Kompresor

31

3.2.2 Analisa Ruang Bakar

35

3.2.3 Analisa Termodinamika pada Turbin

39

3.2.4 Generator

44

3.2.5 Hasil Analisa Termodinamika

49

BAB 4 PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN

50

4.1 Perancangan kompresor

50

4.1.1 Jumlah Tingkat Kompresor

50

4.1.2 Sudu Kompresor

55

4.1.3 Perencanaan Poros Utama

62

4.1.4 Perencanaan Poros Penghubung

64

4.2 Perencanaan Ruang Bakar

65

4.2.1 Luas dan Diameter Casing

65

4.2.2 Tabung Api

66

4.3 Pemilihan Jenis Tubin

68

4.4 Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin

72

BAB 5 BANTALAN DAN PELUMASAN

88

5.1 Pembebanan Unit Turbin Gas

88

5.1.1 Pembebanan Aksial

88

5.1.2 Pembebanan Radial

89


5.2 Perencanaan Bantalan Luncur

90

5.2.1 Perencanaan Bantalan Luncur Turbin

92

5.2.2 Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor

94

5.3 Perencanaan Bantalan Aksial

95

BAB 6 KESIMPULAN

98

DAFTAR PUSTAKA

100

LAMPIRAN

102


DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1

Diagram alir turbin gas siklus terbuka

5

Gambar 2.2

Diagram alir turbin gas siklus tertutup

6

Gambar 2.3

Diagram T – s siklus Turbin Gas

9

Gambar 2.4

Grafik hubungan effisiensi dan pressure ratio

12

Gambar 2.5

Penampang Turbin jenis Radial

13

Gambar 2.6

Penampang Turbin Jenis Aksial

14

Gambar 2.7

Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio ( σ )

15

Gambar 2.8

Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas

17

Gambar 2.9

Burner Combantion

18

Gambar 3.1

Diagram T – s Siklus Brayton

30

Gambar 3.2

Stagnation States

31

Gambar 3.3

Turbin dengan Exhaust Diffuser

39

Gambar 3.4

Daya pada generator

44

Gambar 3.5

Daya pada siklus Turbin

46

Gambar 4.1

Grafik Hubungan S/C

58

Gambar 4.2

Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor

61

Gambar 4.3

Poros Penghubung

64

Gambar 4.4

Penampang turbin radial

69

Gambar 4.5

Penampang turbin aliran aksial

70

Gambar 4.6

Grafik effesiensi turbin Vs Velocity ratio (σ)

71


Gambar 4.7

50 Percent Reaction Designs

72

Gambar 4.8

Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 50%

74

Gambar 4.9

Diagram h – s untuk satu tingkat turbin

74

Gambar 4.10

Axial flow turbin stages

81

Gambar 4.11

Optimum pitch chord ratio

84

Gambar 4.12

Profil turbin gas dan T6 aerofoil section

85

Gambar 5.1

Beban yang diterima bantalan

89

Gambar 5.2

Bantalan Luncur

90

Gambar 5.3

Grafik koefisien kriteria beban

92

Gambar 5.4

Koefisien tahanan bantalan

93

Gambar 5.5

Bantalan aksial kerah

95


DAFTAR TABEL

Tabel 3.1

Komposisi gas alam

35

Tabel 3.2

Kandungan udara pada bahan bakar

38

Tabel 4.1

Perbandingan dasar dan Puncak Sudu

52

Tabel 4.2

Kondisi Udara Tiap Tingkat Kompresor

55

Tabel 4.3

Ukuran-ukuran utama kompresor

60

Tabel 4.4

Kondisi setiap tingkat turbin

79

Tabel 4.5

Ukuran-ukuran dari sudu turbin

85

Tabel 4.6

Ukuran-ukuran utama sudu turbin

86

Tabel 4.7

Berat Stage (tingkat) turbin

87


DAFTAR NOTASI

Notasi

Arti

Satuan

A

Luas annulus

m2

Ac

Luas penampang casing ruang bakar

m2

b

Tinggi kerah bantalan

m

C

Panjang chord sudu

m

Ca

Kecepatan aksial aliran fluida

Cpa

Panas spesifik udara

kJ/kg K

Cpg

Panas spesifik gas

kJ/kg K

Dc

Diameter casing ruang bakar

m

Dd

Diameter disk turbin

m

Dn

Diameter kerah bantalan

m

Ds

Diameter poros

m

f

Perbandingan bahan bakar dan udara

Fak

Gaya aksial kompresor

kg

Fat

Gaya aksial turbin

kg

H

Entalpi statis

kJ/kgudara

ho

Entalpi stagnasi

kJ/kgudara

K

Conductivitas termal

kg

Konstanta adiabatik

LHV

Nilai pembakaran bawah bahan bakar

ma

Massa aliran udara

m/s

kg b.b /kgudara

W/m.K

kJ/kgudara kg/s


mat

Massa udara total

kg/s

mf

Massa aliran bahan bakar

kg/s

mg

Massa aliran gas hasil pembakaran

kg/s

mp

Massa aliran pendingin

kg/s

Mp

Momen torsi poros

kW

N

Putaran

rpm

Nb

Daya berguna (generator)

MW

Nk

Daya kompresor

MW

Npp

Daya putaran poros

MW

Nt

Daya Turbin

MW

P

Tekanan statis

bar

Pa

Tekanan barometer

bar

P0

Tekanan stagnasi

bar

Pf

Penurunan tekanan pada filter udara

bar

rp

Ratio tekanan turbin

bar

R

Jari-jari sudu

m

Ra

Konstanta udara

S

Picth sudu

Sfc

Pemakaian bahan bakar spesifik

T

Tebal sudu

m

Ta

Temperatur ligkungan

K

To

Temperatur stagnasi

K

T

Temperatur statis

K

U

Kecepatan keliling sudu

m/s

v

Kecepatan relative gas

m/s

w

Lebar sudu

kJ/kgudara.K m kg/kW h

m


W

Kerja spesifik

kJ/kgudara

Wnet

Kerja bersih

kJ/kgudara

γ

Berat Jenis

kN/m3

Z

Jumlah sudu

Buah

λ

Faktor kerja

ρ

Massa jenis

kg/m3


BAB 1 PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang Turbin gas adalah turbin dengan gas sebagai fluida kerjanya. Sistem turbin gas yang paling sederhana terdiri dari tiga komponen utama, yaitu : kompresor, ruang bakar (combustion chamber), dan turbin. Turbin Gas merupakan pesawat kalor yang tergolong ke dalam mesin pembakaran dalam (Internal Combustion Engine). Perkembangan turbin gas hingga bisa ekonomis untuk dipakai sebagai mesin penggerak pesawat terbang dan untuk instalasi darat seperti pembangkit tenaga listrik. Secara teknis konstruksi dan cara kerjanya turbin gas adalah sangat mudah, tetapi kenyataannnya adalah sukar, karena berhubungan dengan pemakaian bahan bakar yang harus hemat. Penggunaan turbin gas sebagai pembangkit tenaga listrik dan sebagai penyedia panas pada industri seperti pabrik kelapa sawit adalah sangat menguntungkan karena sifatnya yang mudah dipasang, proses kerjanya sederhana dan dimensinya kecil serta turbin gas dapat mencapai beban puncak dalam waktu yang relatif singkat, dipasang dengan cepat dan bisa segera dioperasikan. Pada saat ini perkembangan penggunaan turbin gas sudah sangat maju, dimana penggunaan turbin gas dan turbin uap sekaligus dalam satu siklus yang disebut dengan siklus gabungan (combined cycle), seperti PLTGU. Tujuannya adalah untuk meningkatkan efisiensi dari siklus (siklus Brayton sederhana) dengan memanfaatkan gas buang turbin gas karena masih memiliki temperatur yang cukup tinggi yang dapat digunakan untuk menguapkan air umpan sebagai Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

penggerak turbin uap. Dengan pemanfaatan gas buang dari turbin gas ini akan meningkatkan efisiensi termis sistem secara keseluruhan hingga 45%. Pada saat ini turbin gas dapat dibuat untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi, sedangkan bahan bakar yang digunakan adalah bahan bakar gas sampai minyak berat. Dengan pertimbangan-pertimbangan di atas dan kemudahan untuk mendapatkan bahan bakar maka sangat tepat jika instalasi turbin gas dipilih sebagai penggerak generator untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah pembangkit tenaga listrik dalam sistem single (pembangkit listrik tenaga gas) ataupun dengan sistem Combine (Pembangkit listrik tenaga gas dan uap).

1.2 Tujuan Penulisan. Dalam menyelesaikan Perancangan Turbin Gas sebagai Penggerak Generator Listrik pada sebuah PLTG dengan Daya 130 MW mempunyai beberapa tujuan dalam penulisan, yaitu : 1. Merancang Turbin Gas sebagai Penggerak Generator Listrik pada sebuah PLTG dengan Daya 130 MW.

1.3 Batasan Masalah Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah: 1. Penetuan kapasitas udara di dalam kompresor sesuai dengan kebutuhan turbin gas. 2. Daya dan jumlah tingkat kompresor. 3. Analisa termodinamika Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

4. Perhitungan bagian utama turbin gas 5. Gambar kerja turbin gas.

1.4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas akhir/sarjana (skripsi) ini adalah sebagai berikut : a. Survey data, berupa pengumpulan data sebagai bahan pembanding yang diambil langsung kelokasi tempat unit pembangkit pada PT. PLN (Persero) Belawan. b. Studi literature, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku referensi. c. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nantinya akan ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan skripsi ini.


BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas Turbin gas suatu PLTG berfungsi untuk mengubah energi yang terkandung didalam bahan bakar (fluida kerja) menjadi energi mekanis. fluida kerja untuk memutar turbin gas adalah gas panas yang diperoleh dari proses pembakaran. Proses pembakaran memerlukan tiga unsur utama yaitu : bahan bakar, udara dan panas. Dalam proses pembakaran ini bahan bakar disuplly oleh pompa bahan bakar (fuel oil pump) apabila digunakan bahan bakar minyak, atau oleh kompresor gas apabila menggunakan bahan bakar gas alam. Pada umumnya kompresor gas disediakan oleh pemasok gas tersebut. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar, dan generator. Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi diumpankan ke ruang bakar bersama-sama dengan udara yang bertekanan tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Udara untuk pembakaran diperoleh dari kompresor utama, sedangkan panas untuk awal pembakaran dihasilkan oleh ignitor. Gas hasil pembakaran dialirkan ke turbin yang akan menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik. Gas bekas setelah melewati turbin, keluar menuju saluran buang (exhaust) dan selanjutnya diteruskan ke bypass stack.

2.2 Klasifikasi Turbin Gas Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Turbin gas dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa kriteria, yaitu : 2.2.1 Berdasarkan siklus kerjanya a

Siklus Terbuka (open cycle) Dalam siklus ini, gas hasil pembakaran setelah diekspansikan pada turbin,

langsung dibuang ke udara bebas. Instalasi ini memiliki struktur yang sederhana, yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar dan turbin sebagai penggerak kompresor dan beban. Struktur dan susunan dari instalasi turbin gas dengan siklus terbuka dapat dilihat pada gambar 2.1.

Bahan Bakar Udara masuk

Gas Buang

RB K

T

Gambar 2.1.Diagram alir turbin gas siklus terbuka a

Siklus Tertutup (closed cycle) Sama seperti halnya pada turbin uap, turbin gas dapat pula dirancang

dengan sistem tertutup. Dalam siklus ini, fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan tekanan tinggi (sampai 40 atm) seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Skema instalasi turbin gas siklus tertutup dapat dilihat pada gambar 2.2. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Turbin gas dengan sistem ini konstruksinya lebih rumit, karena membutuhkan pesawat pemanas yang besar dan juga membutuhkan pesawat pendingin udara (intercooler) sebelum masuk kompresor. Keuntungannya adalah 1. Untuk daya yang sama, turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil. 2. Dapat bekerja pada tekanan tinggi. 3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar.

Bahan Bakar

Udara masuk

RB K

T

G

R

Gambar 2.2. Diagram alir turbin gas siklus tertutup

Keterangan : K

= Kompresor

T

= Turbin

RB

= Ruang Bakar

G

= Generator

R

= Penukar Panas (Heat Exchanger)


a

Siklus Kombinasi Karena banyaknya energi yang hilang bersama-sama dengan terbuangnya

gas buang, maka telah dilakukan beberapa upaya memanfaatkanya dengan cara menambah beberapa macam proses baru setelah peralatan tambahan sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu sehingga dengan demikian dapat meningkatkan efisiensi dari sistem tersebut. Tetapi seiring dengan itu bertambah pula biaya investasi yang diperlukan karena harus membeli peralatan baru. Dilihat dari segi ekonomisnya, turbin gas dengan siklus kombinasi memiliki kebaikan bila turbin gas ini dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinu. 2.2.2 Berdasarkan Kontruksinya Turbin gas terdiri 2 jenis : a

Turbin gas berporos tunggal Turbin gas ini sebagai pembangkit listrik pada perusahaan listrik maupun

industri yang berskala besar. b

Turbin gas berporos ganda Jenis turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi.

Poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Turbin dengan tekan tinggi berfungsi menggerakkan kompresor dan mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin berporos ganda ini juga digunakan untuk sentral listrik dan industri.


2.2.3. Berdasarkan arah aliran fluidanya a

Turbin radial : dimana arah aliran fluida kerja dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu poros.

b

Turbin aksial : dimana arah aliran fluida kerja diperoleh dalam arah sejajar sumbu poros.

2.3

Komponen – Komponen Utama Turbin Gas Turbin gas mempunyai komponen utama yaitu kompresor, ruang bakar

(combustion chamber), turbin gas, load gear dan generator. 1. Kompresor Kompresor berfunsi untuk mengisap udara luar (udara atmosfir) dan selanjutnya dikompresikan untuk mendapatkan tekanan yang lebih besar. 2. Ruang bakar Ruang bakar (combustion chamber) berfungsi sebagai pembakaran bahan bakar agar diperoleh fluida kerja berupa gas hasil pembakaran yang akan digunakan untuk menggerakan turbin. Bahan bakar terbakar akibat bercampur dengan udara kompresi serta dengan bantuan percikan nyala api dari ignitor. 3. Tubin gas Turbin gas berfungsi merubah energi kinetik yang tersimpan pada gas hasil pembakaran menjada energi berguna. 4. Generator Generator berfungsi untuk merubah energi mekanis yang dihasilkan oleh turbin gas menjadi energi listrik. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

2.4

Siklus Kerja Turbin Gas

2.4.1. Siklus Aktual Turbin gas secara termodinamika bekerja dengan siklus Brayton. Siklus ini merupakan untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka. Seperti terlihat pada gambar 2.1. Siklus aktual ini adalah suatu siklus yang dibangun berdasarkan asumsi sebagai berikut : 1. Fluida kerja merupakan gas ideal dengan panas spesifik konstan. 2. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan. 3. Proses yang berlangsung di setiap komponen adiabatik. 4. Proses kompresi di dalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik. 5. Proses ekspansi di dalam turbin tidak berlangsung secara isentropis. 6. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak dapat menjamin terjadinya pembakaran sempurna, sehingga untuk mencapai temperature gas masuk turbin yang ditetapkan diperlukan jumlah bahan bakar yang lebih banyak. 7. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin. T(K) 3

Q in

2

Wout

2' 4' 4

W in Q out 1

s(kJ/kg K)


Gambar 2.3. Diagram T – s siklus Turbin Gas Proses-proses yang terjadi dari diagram diatas adalah sebagai berikut : •

Proses 1 – 2’ : Proses kompresi aktual pada kompresor.

•

Proses 2’ – 3 : Prose pembakaran pada tekanan konstan (isobar) didalam ruang bakar, adanya pemasukan panas.

•

Proses 3 – 4’ : Proses ekspansi aktual pada turbin.

•

Proses 4’ – 1 : Proses pembuangan kalor pada tekanan konstan. Dengan demikian pada proses steady state untuk masing-masing proses

diperoleh : •

Proses 1 – 2’ : Kerja kompresor. Kerja spesifik kompresor aktual, titik 1 – 2’ (WK) yaitu kalor spesifik yang

dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi aktual : WK

=

C pa (T02 − Ta )

ηm

…(Lit 2. hal 64)

dimana : Cpa = Panas jenis udara pada tekanan konstan = 1,005 (kJ/kg K) Ta

= Temperatur udara masuk kompresor posisi statis (K)

T02 = Temperatur Udara keluar kompresor posisi stagnasi (K) ηm •

= Efisiensi mekanis kompresor = 0,9

Proses 2’ – 3 : Pemasukan panas. Pada proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan (isobar), tetapi pada

kenyataannya terjadi pengurangan tekanan, faktor pengurangan tekanan sebesar 0,02 – 0,03. Qin

= Cp (T3 – T2’)

dimana : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

•

h3

= entalpi gas keluar ruang bakar (kJ/kg)

T3

= temperature gas keluar ruang bakar (K)

Qin

= kalor masuk ruang bakar (kJ/kg)

Proses 3 – 4’ : Kerja Turbin Untuk proses ekspansi aktual pada turbin kerja yang terjadi adalah : Wt

= Cpg (T034)

....(Lit 2 hal 64)

dimana : Wt

= kerja aktual yang keluar turbin (kJ/kg)

Cpg

= panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan = 1,148 kJ/kg.K

T034 •

= temperatur ekivalen dari kerja total turbin

Kerja netto siklus (Wnet) Kerja siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang

dibutuhkan kompresor tiap kg gas, yang secara matematis dapat dituliskan : Wnet

= Wt – Wk

(kJ/kg)

…(Lit 2 hal 64)

Maka efisiensi thermal Instalasi ( η th ) adalah

η th

=

3600 x 100% S fc .LHV

…(Lit 2 hal 65)

dimana : LHV = Low Heating Value bahan bakar = 47320 kJ/kg Sfc dimana Sfc

= Pemakaian bahan bakar spesifik =

f WT − WK

…(lit 2 hal 65)


Oleh karena proses 1 – 2’ dan 3 – 4’ adalah proses yang berlangsung secara aktual, dan P2 = P3 dan P4 = P1,

T2  P2  =  T1  P1  rp =

( k a −1) ka

P =  3  P4

  

(k g −1) kg

=

T3 T4

...(Lit 2 hal 39)

P2 P3 = P1 P4

dimana : rp

= adalah perbandingan tekanan (pressure ratio).

Dengan demikian jelas dapat dimengerti bahwa harga efisiensi tergantung kepada pressure ratio (rp). Jadi efisiensi akan naik apabila pressure ratio yang digunakan lebih tinggi. Hubungan efisiensi, pressure ratio dan jenis fluida kerja ditunjukkan oleh gambar berikut :

Gambar 2.4 Grafik hubungan efisiensi dan pressure ratio Maka persentasi daya yang digunakan untuk menggerakan kompresor adalah :

η Nk =

NK x100% NT

dimana : Nk

= Daya yang digunakan menggerakan kompresor


= mat . (T02 – T01) Nt

= Daya yang digunakan menggerakan turbin = (1 + f)mat . (T03 – T04)

dimana : mat

= massa udara total yang disuplai oleh kompresor

2.5 Pemilihan Jenis Turbin Ditinjau dari arah aliran, turbin dapat dibagi atas dua bagian yaitu : 1. Turbin aliran radial. Turbin radial adalah turbin dimana arah aliran fluida kerja dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu poros, yakni arah radial. Pada turbin radial ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di dalam laluan semua baris sudu-sudu yang berputar.

Gambar 2.5 Penampang Turbin jenis Radial Turbin radial umunya digunakan untuk aliran yang kecil, dimana turbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial, misalnya pada instalasi turbin gas yang kecil, dalam bidang automotif dan


pompa kebakaran yang dapat dipindah-pindahkan. Pada gambar 2.5 diperlihatkan gambar penampang turbin jenis radial.

2. Turbin aksial Turbin aksial adalah turbin dimana arah aliran fluida kerja diperoleh dalam arah sejajar sumbu poros. Umumnya untuk kapasitas dan daya besar sering digunakan turbin aksial, karena mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan jenis radial, yaitu : a. Efisiensi lebih baik. b. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi. c. Kontruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang besar. Ditinjau dari sistem koversi energinya, turbin aksial dapat dibagi menjadi 2 (dua) bagian, yaitu : 1. Turbin aksial reaksi 2. Turbin aksial aksi (implus) Turbin aksial reaksi adalah turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan-laluan, tetapi juga terjadi pada laluan-laluan sudu gerak, sehingga penurunan seluruh kanduangan kalor pada semua tingkat dan terdistribusi secara merata.


Gambar 2.6 Penampang Turbin Jenis Aksial

Turbin aksial aksi (implus) adalah turbin yang proses ekspansinnya (penurunan tekanan) fluida hanya terjadi pada sudu diam, dan energi kecepatan diubah menjadi mekanis pada sudu-sudu turbin (tanpa terjadinya ekspansi pada sudu gerak itu). Konstruksi turbin aksial diperlihatkan pada gambar 2.6.

Gambar 2.7 Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio ( σ ) Dalam perencangan ini dipilih turbin aksial reaksi, karena pada tipe reaksi efisiensi maksimum dapat dicapai dengan perbaikan kecepatan ( σ ) 0,8 – 1,0, bahwa efisiensi tingkat tipe reaksi lebih baik dibandingkan dengan tipe reteau (turbin dengan tekanan bertingkat) dan curtis (turbin dengan kecepatan bertingkat), seperti terlihat pada gambar 2.7. Dari gambar diatas, terlihat bahwa : a. Efisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar. b. Pada tipe reaksi, efisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah perbandingan kecepatan (σ) 0,8 – 1,0.


c. Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar.

2.6. Ruang Bakar Ruang bakar adalah tempat terjadinya proses pembakaran yaitu proses pemasukan kalor yang diharapkan terjadi pada tekanan konstan dan menghasilkan gas pembakaran yang bertemperatur tinggi. Anggapan proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan dapat diterima selama bilangan Mach, dari aliran gas didalam ruang bakar cukup rendah. Udara dari kompresor masuk kedalam ruang bakar dimana bahan bakar disemprotkan kedalam arus udara sehingga terbakar. Proses pembakaran terjadi secara kontinu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal tersebut perlu dilakukan karena kekuatan material akan turun seiring dengan naiknya temperatur. Ruang bakar turbin gas pembangkit energi listrik biasanya direncanakan untuk dapat beroperasi kontinu dalam jangka waktu yang cukup lama (± 11,4 tahun). Beberapa kateria yang harus dipenuhi oleh suatu ruang bakar turbin gas secara umum adalah : 1. Efisiensi pembakaran tinggi, dimana bahan bakar terbakar seluruhnya. 2. Sistem penyalaan yang baik, khususnya pada temperatur udara yang rendah.


3. Memiliki kesetabilan yang baik, artinya pembakaran harus tetap berlangsung pada tekanan, kecepatan dan perbandingan udara yang bervariasi. 4. Kerugian tekanan redah, biaya produksi dan perawatan minimal. 5. Emisi asap, bahan bakar yang tidak terbakar dan polutan gas rendah. 6. Mampu beroperasi untuk jenis bahan bakar yang bervariasi. 7. Daya tahan dan umur yang tinggi. Type ruang bakar yang digunakan disini adalah type “Tubular Chamber” yang terdiri dari suatu silinder linier yang terpasang konsentrasi didalam casing. Turbin ini mempunyai dua buah ruang bakar. Masing-masing ruang bakar dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lubang injeksi bahan bakar dan “Diagonal swirler’ untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar yang optimal.

Gambar 2.8. Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas Keterangan gambar 1. Selubung tekanan (pressure shell) 2. Kombinasi pembakaran (burner combustion) 3. Lokasi untuk inspeksi (platform include railling) Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

4. Tabung api (flane tube) 5. Selubung turbin (turbin casing) 6. Pipa-pipa buangan (blow-oof pipes) 7. Lubang orang (man hole) A. Ruang saluran udara (annular space for combustion air supply) B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct) Gambar 2.9 berikut ini menunjukan penampang potongan kombinasi pembakaran (Burner Combustion) yang dipasang di sekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya 16 buah (masing-masing ruang bakar 8 buah)

Gambar 2.9 Burner Combustion Keterangan gambar 1. Saluran masuk bahan bakar (fuel gas inlet) 2. Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet) 3. Fuel oil burner Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

4. Alat penyala (Ignitor) 5. Ignation gas inlet 6. Dudukan pembakaran (burner support) 7. Sumbe nyala (igniter) 8. Saluran udara masuk (air inlet) 9. Fuel gas burner 10. Pengaduk diagonal (diagonal swirler) 11. Saluran-saluran keluar gas (gas outlet ducts) 12. Daerah pembakaran (combustion zone) 13. Pengaduk aksial (axial swirler) 14. Saluran-saluran keluar gas (gas outlet ducts) 15. Saluran masuk bahan bakar gas (fuel gas inlet) 16. Saluran keluar bahan bakar gas (fuel gas outlet)

Kalor spesifik yang masuk (qin) pada ruang bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas sekaligus menaikkan entalpinya, secara teoritis terjadi pada tekanan konstan. Reaksi pembakaran sempurna dengan udara untuk hidrokarbon dengan rumus CmHn adalah menurut persamaan reaksi: CmHm + mO2

mCO2 + mH2O

dimana : m

= Molekul masing-masing unsur

Sehingga dapat diperoleh perbandingan komposisi bahan bakar dan udara yang dibutuhkan (mf/ma) teoritis yaitu :


(mf/ma)

= 100% bahan bakar : (400% udara x total komsumsi

udara) =1 : 4 x total konsumsi udara (teoritis) Sehingga f aktual

=

f teoritis

η rb

dimana : η

= Efisiensi ruang bakar = 0,98

menurut [1] halaman 55 perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik dalam range f =

1 1 s/d atau 0,005 ÷ 0,02. 50 200

2.7. Generator Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konverasi daya, yaitu : 1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya. 2. Daya yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi dalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi. Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang besar karena dua hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri. 2. Proses konversi daya didalam alat.


Daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan generator untuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto haruslah lebih besar dari daya keluaran generator, karena pada generator itu sendiri terdapat faktor daya dan kerugiankerugian. Untuk mentransmisikan daya putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun dalam hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya generator adalah daya semu (Volt ampere, Ns) dan daya keluaran (daya nyata/berguna, Nb) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah ; Ns = Nb x Cos ϕ

Ns =

Nb cos ϕ

dimana : Cos ϕ = Faktor daya

φ

Daya Berguna (Nb)

Daya Reaktif Nr (VAR)

Daya Semu (Ns)

Gambar 2.8 Hubungan Daya Semu, Daya Nyata dan Daya Sehingga daya yang diperlukan generator (daya yang tersedia) adalah : N pp =

Nb

ηg


Npp

= Daya putaran poros (MW)

Nb

= Daya berguna generator (MW)

ηg

= Efisiensi generator = 0,98

2.8. Laju Aliran Massa Udara Untuk menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan dihitung pada temperatur rata-rata udara atmosfir yang dihisap kompresor, hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur rendah ataupun temperatur tinggi udara atmosfir. Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi dan instalasi : Npp

= NT – NK

Npp

= ma+ (1+ f ). NT – ma . Nk

ma =

N pp

(1 + f ).N T

− Nk

dimana : ma

= laju aliran massa udara (kg/s)

f

= laju aliran massa bahan bakar (kg/s)

Nt

= Daya turbin (MW)

Nk

= Daya kompresor (MW)

2.9. Perencanaan Turbin Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Pada perencanaan turbin ini akan dibahas mengenai jumlah tingkat turbin, kondisi gas dan dimensi sudu. 2.9.1. Jumlah Tingkat Turbin Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat, penurunan tiap tingkat turbin adalah : ψ

= 4 Ø tan α2 – 2

... (Lit 2 hal 276)

dimana : ψ

= koefisien pembebanan sudu. Sedangkan total penurunan Enthalpy gas adalah : C 2 − (σ .C 2 ) 2 (1 + φ 2 − 2φ . cos α ) …(Lit 9 hal 106) 2.Cp g .g .J 2

(∆ha)1t

=

dimana : (∆ha)1t

= Total penurunan Enthalpy gas (kJ/kg)

Cpg

= Panas Spesifik gas = 1,148 kJ/kg K

Ø

= Flow koefisien satuan = 0,8

g

= Kecepatan grafitasi bumi = 9,81 m/s2

J

= Faktor konversi satuan energi = 778,2

α

= sudut sudu

C2

= Kecepatan gas absolut Jumlah tingkat turbin : Zt

=

h1t − h4t h1t − h3t

dimana : Zt

= jumlah tingkat turbin


2.9.2 Kondisi Gas pada Sudu Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan statis, keadaan stagnasi adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan tanpa memperhitungkan kecepatan, sedangkan keadaan statis adalah kondisi gas yang dianalisa dengan memperhitungkan kecepatan.

Persamaan-persamaan stagnasi k

P01   ∆Tos .R  k −1  = 1 −  P02   η st .T01  T02 = T01 – Tos . R dimana : P01

= tekanan gas sebelum proses (bar)

P02

= tekanan gas setelah proses (bar)

R

= derajat reaksi tingkat

ηst

= efisiensi statik

T02

= temperatur pada P02 (K) Persamaan-persamaan statik 2

T1

Ca = T01 – 2.C pg

P1

T = P01 –  2  T02

... (Lit 2 hal 279)

k

 k −1  

dimana : T1

= kondisi gas pada kondisi statik


T01

= kondisi gas pada kondisi stagnasi (K)

P1

= tekanan gas pada kondisi statik (bar)

P01

= tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar) Dari persamaan gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir yaitu :

ρ= dimana : ρ

P . 100 R.T

... (Lit 2 hal 283)

= massa jenis gas (kg/m3)

Dengan menghitung laju aliran massa gas maka dapat dicari luasan yang ditempati gas yaitu :

A

=

mg

ρ .C a

... (Lit 2 hal 284)

dimana : A mg

= luasan yang ditempati gas (m2) = massa gas, yang dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda karena pengaruh laju aliran massa perbandingan sudu (kg/s).

2.8.3. Tinggi Sudu Penamaan ukuran pada sudu turbin dapat dilihat pada gambar 2.9

Gambar 2.9 Penampang pada sudu turbin Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Tinggi sudu h

=

A.n U m .60

...(Lit 2 hal 285)

dimana : h

= tinggi sudu (m)

n

= putaran sudu (rpm)

Um

= kecepatan tangensial rata-rata sudu (m/s)

2.8.4. Jari-jari Sudu Jari-jari rata-rata sudu yang dimaksud adalah jarak dari pusat cakram ke pitch sudu yang besarnya : rm

=

60.U m 2.π .n

...(Lit 2 hal 285)

dimana : rm

= jari rata-rata sudu (m) Jari-jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m) rr

= rm –

h 2

rt

= rm +

h 2

...(Lit 2 hal 285)

dimana : rr

= jari-jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m)

rt

= jari-jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m)

Tebal sudu dan celah antara sudu besarnya dilihat dari persamaan : w

=

h 3

...(Lit 2 hal 297)


c

= 0,25 . w

dimana : w

= tebal sudu (m)

c

= celah antara sudu (m)

2.8.5. Diagram Kecepatan Gas Untuk menggambarkan kecepataan aliran gas perlu dihitung besar sudut kecepatan tersebut masuk dan kecepatan sudut keluar relative gas, yang besarnya adalah: Ψ

= 4. φ. Tan β2 + 2

Ψ

= 4. φ. Tan β3 - 2

... (Lit 2 hal 276)

dimana : φ

= koefisien aliran gas

β2

= sudut relatif kecepatan gas masuk sudu

β3

= sudut relatif kecepatan gas keluar sudu

2.8.6. Putaran Kritis Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi getaran yang tinggi, hal ini diakibatkan oleh frekuensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan frekuensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhhi oleh gaya-gaya yang membebani poros yang menyebabkan defleksi atau lendutan. Putaran kritis poros dapat dihitung setelah didapat lendutan maksimum. Kecepatan putaran kritis adalah : ωc

=

C.g y max


dimana : ωc

= kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

C

= koefisien untuk dua bantalan pendukung adalah 1 : 1,2685

g

= kecepatan grafitasi

putaran kritis sistem adalah : nc

=

60 .ω c 2.π

dimana : nc

= putaran kritis sistem (rpm)

2.8.7. Gaya dan Tegangan pada Sudu Turbin Gaya-gaya pada sudu turbin adalah gaya radial dan gaya aksial yaitu : Gaya aksial turbin adalah FTG

= Fat – Fak

dimana : Fat

= Gaya aksial pada sisi turbin

Fak

= Gaya aksial kompresor

Gaya aksial pada sisi turbin dicari dengan rumus : Fat

= Sm . ρ. Ca2 . (tan α2 – tan α1)

dimana : Va

= Ca = Kecepatan aksial = 280 m/s

α1

= β2 = 41015’ (derajat reaksi direncanakan 50%)

α3

= β1 = 57017’

Sm

= Luas Pitch (space) rata-rata = 0,0946 m2


ρ

= Kerapatan gas masuk turbin = 2,857 kg/m3

Gaya radial turbin adalah : RA

=

[(6495.W ) + (4345.W ) + (4145.W ) + (2654.W )] k

p

sp

t

8690

BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan Spesifikasi teknis perancangan yang dipilih pada perancangan ini adalah mengacu dari hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sumatera Bagian Utara sektor Belawan. Spesifikasi tugas rancangan turbin gas yang direncanakan adalah : − Daya Generator

: 130 MW

− Bahan Bakar

: Gas alam (LNG)

− Fluida Kerja Siklus

: Udara/Gas

− Putaran Turbin

: 3000 rpm

− Perbandingan Kompresi

: 10,4

− Temperatur Masuk Kompresor

: 300C

− Temperatur Gas Masuk Turbin

: 10050C

− Tipe Turbin

: Aksial

− Tekanan Barometer

: 1,013 bar


− Efisiensi kompresor (ηK)

: 0,85

(ηT)

: 0,95

− Efisiensi Tubin

− Efisiensi Ruang Bakar

: 0,98

− Efisiensi Generator

: 0,95

Temperatur udara atmosfir yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang cukup besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab massa udara yang dihisap kompresor akan berubah sesuai dengan perubahan temperatur menurut persamaan umum untuk gas ideal dimana m =

p.V , dimana R g .T

bila temperatur udara atmosfir turun maka daya efektif akan turun.

3.2. Pembahasan Materi Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisa keadaan pada titik (gambar 3.1) analisa ini didukung dengan menentukan beberapa harga yang dibutuhkan dengan mengacu pada referensi yang ada.

T

3

q in

W out 2’

4

2

4’

q out

W in 1

s Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Gambar 3.1 Diagram T – s Siklus Brayton

Keterangan gambar : -------

= Siklus aktual = Siklus Ideal

1–2

= Proses kompresi isentropik

1 – 2’

= Proses kompresi aktual

2–3

= Proses pembakaran isentropik

2’– 3

= Proses pembakaran aktual

3–4

= Proses ekspansi isentropik

3 – 4’

= Proses ekspansi aktual

4–1

= Proses pembuangan kalor isentropik

4’ – 1

= Proses pembuangan kalor aktual

3.2.1 Analisa Termodinamika pada kompresor Analisa termodinamika pada kompresor dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor serta besarnya daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor.

3.2.1.1 Kondisi udara masuk kopresor pada titik 1 Ta

= temperatur lingkungan = 30 + 273

Pa

= 303 K

= 1,013 bar

Pada gambar berikut diperlihatkan proses kompresi pada kompresor :


Gbr. 3.2 Stagnation States a) Kondisi Stagnasi P01

= Pa – Pf

dimana : Pf

= Penurunan tekanan pada filter udara = 0,02 bar

P01

= 1,013 – 0,02 = 0,993 bar

maka :

sehingga : T01 =

Ta  Pa     P01 

( k a −1)η pk

… (lit 2. hal 51)

ka

Dimana untuk udara Cpa

 k  = 1,005 kJ/kg K, na = n = 1,4 atau   = 3,5 … (Lit 2 hal 57)  k −1a

ηpk

= efisiensi politropik filter udara = 0,9 bar

… (Lit 2 hal 181)

Pa 1,013 = = 1,020 bar P01 0,993 maka :


303

T01 =

(1, 4 −1)0 , 9

1,020

= 301,46

1, 4

T01 = 301,46 K sehingga diperoleh harga : h01 = 301,67 kJ/kg udara

b) Kondisi pada keadaan statis 2

C T1 = T01 − a 2C p a

…(lit 2. hal 133)

dimana : Ca

= Kecepatan aksial udara, menurut [2] halaman 161 = antara 150÷200m/s, yaitu untuk turbin gas industri = diambil 150 m/s

sehingga : T1 = 301,46 −

(150)2 2 x1,005 x10 3

= 290,26 K

h1 = 290,39 kJ/kg udara ka

 T  k a −1 P1 = P01  1   T01 

…(Lit 2. hal 47)

1, 4

 290,26  1, 4−1 P1 = 0,993   301,46 

= 0,87 bar


3.2.1.2 Kondisi udara keluar kompresor a) Kondisi pada keadaan stagnasi Po2

= rp . Po1

Po2

= 10,4 . 0,993

… (Lit 2 hal 39)

= 10,32 bar maka : T02 = T01 (rp )k a .η pk k a −1

…(Lit 2. hal 51) 1, 4 −1

T02 = 301,46(10,4 )1, 4 x 0,9

= 634,07 K

sehingga diperoleh : h02 = 642,78 kJ/kg udara b) Kondisi pada keadaan statis T2 = T02 −

Ca 2 2Cp

…(Lit 2. hal 135)

sehingga : T2 = 634,07 −

(150)2 2 x1,005 x10 3

= 622,87 K

h1 = 676,407 kJ/kg udara

T P2 = P02  2  T02

  

k a −1 ka

 622,87  P2 = 10,32   634,07 

…(Lit 2. hal 135) 1, 4 −1 1, 4

= 10,27 bar

Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per unit mass flow adalah (Wk) : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Wk =

Cp (T02 − Ta )

…(Lit 2. hal 64)

ηm

Dimana : Cp udara = 1,005 kJ/kg udara . K ηm

= 0,99

Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor ∆T 02a atau T02 – Ta adalah :

T02 – Ta

 Ta  P02  = η k  Pa 

  

( k a −1) ka

 − 1  

(1, 4 −1)   303  10,32  1, 4 = − 1    0,85  1,013   

…(Lit 2 hal 64)

= 335,43 K

sehingga :

Wk =

1,005(335,43) = 340,51 kJ/kg udara 0,99

Kondisi aktual perencanaan ho’2 =Wk + ho1 ho’2 = 340,51 + 301,67

= 642,18 kJ/kg udara

Dari harga entalfi ini dapat dicari temperatur aktual perencanaan adalah : To’2 = 633 K

3.2.2. Analisa Ruang Bakar Analisa ini dimaksudkan untuk menentukan jumlah perbandingan udara, bahan bakar dan temperatur gas yang dihasilkan. Bahan bakar yang digunakan adalah gas alam cair (Liquid Natural Gas) dengan komposisi sebagai berikut : Tabel 3.1 Tabel komposisi gas alam Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Komposisi gas alam % Volume Metana (CH4) 74,44 Etana (C2H6) 5,66 Propana (C3H8) 2,42 Butana (C4H10) 1,22 Pentana (C5H12) 0,47 Hexana (C6H14) 0,52 CO2 14,90 (N2 + H2S) 0,39 Total 100,00 Sumber : Operation Manual, Volume 12. Fuel Gas Sytem JCC. Corporation. Pertamina Arun LNG Low Heating Value (LVH) bahan bakar untuk tiap kg bahan bakar adalah : 47320 kJ/kg. Menurut [2] hal 258 bahwa cara untuk proses pembakaran gas-gas dengan 100% udara teoritis adalah sebagai berikut : •

Menthana (CH4) CH4 + 2 O2

CO2 + 2 H2O

1 mol CH4 + 2 mol O2

1 CO2 + 2 H2O

16 CH4 + 64 O2

44 CO2 + 36 H2O

1 CH4 + 4 O2

2,75 CO2 + 2,25 H2O

Jadi : 1 kg CH4 membutuhkan 4 kg O2, karena O2 = 23% maka : 1 kg CH4 membutuhkan (100/23) x 4 kg udara, atau 1 kg CH4 membutuhkan 17,39 kg udara •

Ethana (C2H6) C2H6 + 7 O2

4 CO2 + 6 H2O

60 C2H6 + 224 O2

176 CO2 + 108 H2O

Jadi : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

1 kg C2H6 membutuhkan (244/60) kg O2, maka : 1 kg C2H6 membutuhkan (100/23) x 3,73 kg udara, atau 1 kg C2H6 membutuhkan 16,23 kg udara •

Propana (C3H8) : C3H8 + 5 O2

3 CO2 + 4 H2O

44 C3H8 + 160 O2

132 CO2 + 72 H2O

1 C3H8 + 13,64 O2

3 CO2 + 1,64 H2O

Jadi : 1 kg C3H8 membutuhkan 3,64 kg O2, maka 1 kg C3H8 membutuhkan (100/23) X 3,64 kg udara. 1 kg C3H8 membutuhkan 15,81 kg udara. •

Butana (C4H10) : C4H10 + 13 O2

8 CO2

116 C4H10 + 416 O2

264 CO2 + 144 H2O

1 C4H10 + 3,59 O2

2,28 CO2 + 1,24 H2O

+ 10 H2O

Jadi : 1 kg C4H10 membutuhkan (100/23)x 3,59 kg udara 1 kg membutuhkan 15,6 kg udara •

Pentana C5H12 : C5H12 + 8 O2

5 CO2

+ 6 H2O

72 C5H13 + 256 O2

220 CO2 + 108 H2O

1 C5H12 + 3,59 O2

3,06 CO2 + 1,5 H2O

Jadi : 1 kg C5H12 membutuhkan (100/23)x 3,56 kg udara Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

1 kg C5H12 membutuhkan 15,46 kg udara. •

Hexana C6H14 C6H14 + 19 O2

12 CO2

+ 14 H2O

172 C6H14 + 608 O2

528 CO2 + 252 H2O

1 C6H14 + 3,54 O2

3,07 CO2 + 1,47 H2O

Jadi : 1 kg C6H14 membutuhkan 3,54 kg udara, maka : 1 kg C6H14 membutuhkan (100/23)x 3,54 kg udara 1 kg C6H14 membutuhkan 15,37 kg udara. Berdasarkan dari persamaan reaksi di atas untuk 1 kg gas alam akan membutuhkan udara sebanyak : Tabel 3.2 Kandungan udara pada bahan bakar Komposisi gas alam Metana Etana Propana Butana Pentana Hexana CO2 (N2 + H2S)

% Volume

Kandungan udara

74,44 x 17,39 5,66 x 16,23 2,42 x 15,81 1,22 x 15,60 0,47 x 15,46 0,52 x 15,37 14,90 0,39 1 kg (100%) gas alam butuh

Jumlah = 12,95 = 0,92 = 0,38 = 0,19 = 0,07 = 0,08 14,59 kg udara

Dengan demikian perbandingan massa bahan bakar dan udara (mf/ma) adalah 1 : 14,59 atau mf/ma = 0,0685. Untuk pembakaran dengan menggunakan 400% udara teoritis (lit 3 hal 200) : mf/ma = 1 : (4 x 14,59) = 0,0172 = fteoritis


Sehingga : faktual =

f teoritis

η rb

Dimana : ηrb

= effesiensi ruang bakar = 0,98

Maka : faktual =

0,0172 = 0,01755 0,98

Menurut [1] halaman 469, perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik dalam range f =

1 1 s/d atau 0,005 ÷ 0,02. 50 200

Sehingga faktual yang dihasilkan disini cukup baik untuk proses pembakaran. 3.2.3. Analisa Termodinamika pada Turbin .

Gambar 3.3. Turbin dengan Exhaust Diffuser


Didalam analisa termodinamika dimaksudkan untuk menentukan kondisi gas masuk dan keluar sudu turbin. Didalam turbin terjadi proses perubahan energi kinetis dari hasil gas pembakaran menjadi energi mekanis dengan cara mengekspansikan gas tersebut pada sudu-sudu turbin. Setelah gas tersebut melewati sudu-sudu turbin kemudian dibuang ke atmosfir melalui diffuser dan cerobong.

3.2.2.1 Kondisi 3 yaitu gas masuk sistem turbin •

Kondisi stagnasi

Kerugian pada ruang bakar diasumsikan sebesar 0,02 bar menurut [2] halaman 60 maka : Po3 = Po2 (1 − PLrb ) Po3 = 10,32(1 − 0,02 ) Po3 = 10,11 bar T03 = 1278 K = 10050C •

Kondisi statis T3 = T03 −

Ca 2 2.CPg

dimana : Ca

= Kecepatan aksial udara = 150 m/s

…(Lit 2 hal 161)

Cpg

= Panas spesifik gas = 1,148 kJ/kg K

…(Lit 2 hal 57)

kg

= konstanta adiabatik  k  = 1,33 (untuk gas hasil pembakaran) atau   = 4,0  k −1  g


ηpt

= Efisiensi polytropic turbin = 0,9

maka :

T3 = 1278 −

150 2 2.1,148 x10 3

= 1268,2 K = 1541,2 0C kg

 T  k g −1 P3 = P03  3   T03  1, 33

 1268,2  1,33−1 = 10,11   1278  = 9,80 bar

3.2.2.2 Kondisi 4 yaitu Tekanan udara keluar turbin •

Kondisi stagnasi Menurut [11] halaman 37, untuk perbandingan Ambient Pressure dengan

tekanan gas keluar turbin siklus terbuka yang baik sekitar 1,1 ÷ 1,2 untuk perencanaan diambil adalah 1,1 Po4 =(Pa)(1,1) Po4 =(1,013)(1,1) = 1,1143 bar Sehingga ratio tekanan pada turbin adalah :

r p (T ) =

Po3 Po4

r p (T ) =

10,11 = 9,07bar 1,1143

Dengan demikian diperoleh temperatur teoritis inlet turbin Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

T03 = T04 (rp (T ) )

(k g −1)η pt

…(Lit 2 hal 39)

kg

dimana : kg

= konstanta adiabatik = 1,33 (untuk gas hasil pembakaran)

ηpt

= Efisiensi polytropik = 0,9

sehingga 1278 = T04 (9,07 )

T04 =

(1, 33−1) 0 , 9 1, 33

…(Lit 2 hal 52)

1278 9,07

(1, 33−1) 0 , 9 1, 33

= 781,06 K = 508,07 0C h04 = 802,52 kj/kg •

Kondisi statis T4 = T04 −

Ca 2 2.Cp g

= 781,06 −

150 2 2 x1,148 x10 3

= 771,26 K = 498,26 0C

T P4 = P04  4  T04

kg

 k g −1   1, 33

 771,26  1,33−1 = 1,1143 −    781,06 

= 0,16 bar Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Temperatur ekivalen dari kerja total turbin Δ T034 atau T03 – T04 adalah :

∆T034

k g −1   kg   1     = η t .T03 1 −   (P / P )   03 04  

(Lit 2 hal 64)

1, 33−1    1  1,33  = 0,95 x 1278 1 −     9,07    

= 511,58 K

3.2.2.3 Kerja total turbin per unit massa flow (Wt) adalah : Wt =Cpg.. (To34)

(Lit 2 hal 64)

dimana : Cpg

= Panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan. = 1,148 kJ/kg gas pembakaran .K

maka : Wt

= (1,148) x (511,58) = 587,29 kJ/kg gas produk

3.2.2.4 Kerja Net output (Wn) adalah : Wn

= Wt – Wk

…(Lit 2 hal 64)

= 587,29 – 340,51 = 246,78 kJ/kg

3.2.2.5 Pemakaian bahan bakar spesifik (Specific Fuel Consumption) adalah : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

S fc =

=

f Wt − Wk

…(lit 2 hal 65)

3600x0,01755 246,78

= 0,256 kg/kW h

3.2.2.6 Efisiensi thermal siklus (ηth) adalah :

η th =

=

3600 S fc .LHV

…(Lit 2 hal 65)

3600 = 0,297 0,256 x 47320

= 29,7 %

3.2.4 Generator Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya yaitu : 1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya. 2. Daya reaktif yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses daya, tetapi suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi. Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena 2 hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan. 2. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Dari kesimpulan diatas bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata atau daya reaktif, seperti digambarkan pada gambar 3.3.

φ

Daya Berguna (Nb) [MW]

Daya Semu (Ns) [MVA]

Daya Reaktif Nr [MVAR]

Gambar 3.4 Daya pada generator Untuk mentransmisikan daya dan putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu (Volt ampere, Ns) dan daya keluaran (daya berguna/efektif, Nb). Perencanaan siklus turbin gas ini yang direncanakan akan digunakan sebagai penggerak generator listrik dengan kapasitas daya output sebesar 130MW. Maka dalam hal ini akan dibutuhkan daya turbin yang lebih besar dari pada kapasitas generator. Efisiensi generator (ηg) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah 95%.

Maka :


Daya putaran poros =

atau

Npp

=

Dayaberguna ( generator ) Efisiensigenerator

Nb

ηg

dimana : Daya putaran poros adalah daya putaran poros yang dipergunakan menggerakan kompresor dan untuk menggerakkan generator. Berdasarkan hasil survey di Turbin Unit GT 12 pada PT. PLN Sektor Belwan, putaran poros dihubungkan (dikopel) langsung ke generator. Daya berguna (generator) Efisiensi generator

= 130.000 kW = Dengan adanya loses pada generator seperti pada kopel, bearing sehingga efisiensi generator 0,95

Sehingga : Npp

=

Nb

ηg

=

130 = 136,842 MW ≈ 136.842 kW 0,95

Untuk mengetahui daya yang terdapat pada siklus turbin dapat dilihat pada gambar diagram alir.

Nk

Nt

Npp Nb =130 MW


Gambar 3.5. Daya pada siklus Turbin Dikarenakan Npp merupakan daya putaran poros maka diperlukan balancing daya yang dapat dicari dengan persamaan berikut : Daya putaran poros = Daya turbin – Daya kompresor Atau Npp

= Nt - Nk

dimana : Nt

= mg . Wt

mg

= massa gas ( ma + mf) = dimana mf = ma . faktual

faktual (mf/ma) = 0,0755

= ma ( 1 + f )

maka mg sehingga daya turbin Nt

= ma (1 + f) . Wt = ma (1 + 0,0755) . 587,29

= 631,63 ma

Daya kompresor Daya kompresor = massa udara . Kerja kompresor Nk

= ma . Wk = 340,51 ma

Sehingga massa udara adalah : Npp

= Nt - Nk

136.842 = 631,63 ma - 340,51 ma ma

=

136842 291,12

= 470,05 kg/s Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Dengan demikian besarnya aliran massa udara (ma) sebesar 470,05 kg/s. Pemakaian bahan bakar (mf) adalah : mf

= ma . faktual

…(Lit. 2 hal 62)

= 470,05 x 0,01755 = 8,25 kg/s

Laju aliran massa udara pendingin Untuk mendinginkan komponen-komponen pada sistem turbin gas digunakan udara dari kompresor ini dan menurut [2] hal 322 sebagai berikut : Annulus Walls Nozzle Blandes Rotor Blandes Rotor Disc Total

= 0,016 = 0,025 = 0,019 = 0,005 = 0,065

maka : mp

= (0,065) . ma = 0.065 . 470,05 = 30,55 kg/s

Maka laju massa udara total yang harus disupplai oleh kompresor adalah : mat

= ma + mp

…(Lit 2 hal 62)

= 470,05 + 30,55 = 500,6 kg/s

Sehingga daya yang digunakan untuk menggerakan kompresor adalah : Nk

= mat . (T02 – T01) = 500,6 x (634,07 - 301,46) = 166504,566 kW ≈ 166,504 MW


Daya yang harus dibangkitkan oleh turbin adalah : Nt

= (1 + f)mat . x(T03 – T04) = (1 + 0,0755) .500,6 . (1278 - 781,06) = 267550,16 kW ≈ 267,550 MW

Persentase daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor adalah

η Nk =

=

Nk x100% Nt

166,504 x100% 267,550

= 62,23 %

3.2.5 Hasil Analisa Termodinamika Setelah

diadakan

analisa

termodinamika

sebagai

langkah

awal

perencanaan, maka diperoleh hasil-hasil sebagai berikut : 1. Temperatur masuk kompresor (Ta)

: 303 0K

2. Temperatur keluar kompresor (To2)

: 634,07 0K

3. Kerja kompresor (Wk)

: 340,07 kJ/kg udara

4. Low Heating Value (LVH) bahan bakar

: 47320 kJ/kg udara

5. fact

: 0,01755 kg udara/kg b.bakar

7. Temperatur inlet turbin (To3)

: 1278 K


8. Temperatur gas buang turbin (To4)

: 781,06 K

9. Kerja turbin (Wt)

: 587,29 kJ/kg udara

10. Laju aliran massa udara (ma)

: 470,05 kg/s

11. Laju aliran massa bahan bakar (mf)

: 8,25 kg/s

12. Daya kompresor (Nk)

: 166,504 MW

14. Daya turbin (Nt)

: 267,550 MW

15. Daya berguna generator (Nb)

: 130 MW

17. Daya semu generator (Ns)

: 162,5 MW

18. Laju aliran massa udara total pada kompresor : 500,6 kg/s 19. Efisiensi termal siklus (ηth.sikl)

: 29,7 %

BAB 4 PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN

4.1. Perancangan Kompresor 4.1.1 Jumlah Tingkat Kompresor Banyaknya jumlah tingkat kompresor dinyatakan sebagai perbandingan antara kenaikan temperatur setiap tingkatnya. Secara sistematis ,menurut [8] hal 292 adalah :


Zk =

∆Tα ∆T0 s

Kenaikan temperatur seluruh tingkat adalah selisih antara temperatur udara keluar dengan temperatur udara masuk kompresor. Dari diagram h – s untuk kompresor dapat dilihat kenaikan temperatur untuk seluruh tingkat yaitu : ∆Tα

= T02 – T1

…(Lit 2 Hal 159)

Sedangkan kenaikan temperatur setiap tingkatnya menurut [2] halaman 166 :

∆T0 s =

λ Cp

(

U .C a tan β1 − tan β 2

)

dimana : λ

= Faktor kerja setiap tingkat, besarnya antara 0,80 – 1,0 = diambil 0,9

U

…(Lit 2 hal 166)

= Kecepatan keliling sudu rata-rata = 350 m/s (Lit 2 hal 161)

Β1

= Sudut kecepatan masuk aksial

β2

= Sudut kecepatan keluar aksial

Kerapatan udara untuk titik 1 dan 2 diagram h – s adalah :

ρ1 =

P01 Ra xT01

…. (Lit 2 hal 180)

dimana : Ra

= 0,287 kJ/kg K

ρ1

=

0,993 x10 2 0,287 x301,46

= 1,147 kg/m3 Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

ρ2

=

P02 R.T02

=

10,32 x10 2 0,287 x634,07

= 5,671 kg/m3 Jari-jari puncak kompresor adalah (rt) rt2

=

mat  r π .ρ1 .Ca 1 −  r   rt

  

2

…(Lit 2 hal 180)

  

dimana :

rr rt

= Perbandingan dasar dan puncak sudu [2] halaman 180 = 0,4 ÷ 0,6

rt2

=

rt2

=

500,6  r π .1,147 x1501 −  r   rt

  

2

  

0,927  r 1 −  r   rt

  

2

  

Kecepatan aliran sudu (Ut) diperoleh dari hubungan rk yaitu : Ut

= 2π. rt . N

…(Lit 2 hal 180)

Sehingga besarnya kecepatan poros rotor adalah : N

=

Ut 2π .rt

=

350 2π .rt


Perhitungan harga rt dan N dapat dilakukan dengan memasukkan harga-harga (rr/rt) seperti tabel berikut : Tabel 4.1. Perbandingan dasar dan Puncak Sudu rr /rt

rt (m)

N (rps)

0,40

1,051

53,028

0,45

1,078

51,700

0,50

1,112

50,119

0,55

1,153

48,337

0,60

1,203

46,328

Dari tabel tersebut (tabel 4.1.) dapat dilihat harga yang mendekati putaran poros 3000 rpm = 50 rps adalah pada rr/rt = 0,40, sehingga jari-jari tengah sudu rata-rata adalah : rm

=

rr + rt 2

=

0,420 + 1,051 2

= 0,74 m Kecepatan keliling sudu rata-rata (Ut) : = 2π . rm . N

Ut

= 2π x 0,74 x 50

= 232,36 m/s

Sudut kecepatan masuk aksial udara pada tingkat pertama menurut [2] halaman 183 adalah : Tan β1 =

U t 232,36 = = 1,55 150 Ca

β1 = 57017’ Kecepatan relatif udara masuk (V1) Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

V1

=

Ca casβ1

=

150 = 276,68 m/s Cos57 017'

... (Lit2 hal 183)

Kecepatan relatif udara keluar (V2) dapat diketahui dengan mempergunakan angka De Haller minimum yang disarankan menurut [2] hal 183 yaitu V2/V1 ≤ 0,72, sehingga didapat : V2

= 0,72 . V1 = 0,72 x 276,68 = 199,21 m/s

Sudut kecepatan keluar aksial (β2) adalah : Cos β2 =

= β2

Ca V2

150 = 0,753 199,21

= 41015’

Sehingga kenaikan temperatur setiap tingkatnya adalah : ∆ Tos =

=

λ Cp

.U .C a (tan β1 − tan β 2)

0,9 x 232,36 x150(tan 57 017'− tan 41015' ) 1,005 x10 3

= 21,100 K

Jumlah tingkat kompresor yang dibutuhkan adalah : Zk

=

∆Tα T02 − T1 634,07 - 290,26 = = 21,100 ∆T0 s ∆T0 s

= 16,29 ≈ 16 tingkat


Menurut [2] halaman 166 kemungkinan penggunaan kompresor menghendaki 16 tingkat adalah wajar, mengingat dari pengaruh faktor kerja (work – done faktor). Pada perancangan ini diambil 16 tingkat (sesuai survey lapangan). Dengan 16 tingkat dan kenaikan temperatur seluruhnya (∆Tα) = 343,81 K, maka kenaikan temperatur rata-rata setiap tingkat adalah 21,47 K. Hal ini normal dalam kenaikan temperatur yang agak rendah pada tingkat pertama dan terakhir. Pada perencanaan ini diambil∆T o ≈ 20 K untuk tingkat pertama dan tingkat terakhir. Sementara ∆T 0 ≈ 21,7 K untuk tingkat selanjutnya. Perbedaan tekanan untuk setiap tingkatnya adalah : ∆P

1

= CR n = (10,4)1/16 = 1,157 Bar

Volume Spesifik tiap tingkat (v) adalah : v

= 1/ρ1 = 1/ 1,147 = 0,872 m3/kg

Selanjutnya besarnya tekanan dan temperatur setiap tingkat dapat dihitung seperti berikut:

Tingkat I Masuk :

Keluar :

P = 1 Bar

P = 1,157 x 1 = 1,157 Bar

T = 303 K

T = 303 + 20 = 323 K


Untuk lebih jelas kondisi setiap tingkat dapat dilihat pada tabel 4.2. sebagai berikut : Tabel 4.2. Kondisi Udara Tiap Tingkat Kompresor Tingkat I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII XIII XIV XV XVI

Udara Masuk P (Bar) T (K) 1,000 303 1,157 323 1,339 344,7 1,549 366,4 1,792 388,1 2,073 409,8 2,399 431,5 2,775 453,2 3,211 474,9 3,715 496,6 4,299 518,3 4,974 540 5,754 561,7 6,658 583,4 7,703 605,1 8,913 626,8

Udara Keluar P (Bar) T (K) 1,157 323 1,339 344,7 1,549 366,4 1,792 388,1 2,073 409,8 2,399 431,5 2,775 453,2 3,211 474,9 3,715 496,6 4,299 518,3 4,974 540 5,754 561,7 6,658 583,4 7,703 605,1 8,913 626,8 10,312 646,8

V m/kg 0,872 0,739 0,679 0,622 0,567 0,516 0,469 0,424 0,384 0,346 0,312 0,280 0,251 0,225 0,202 0,180

Ρ (kg/m) 1,147 1,353 1,473 1,609 1,763 1,937 2,134 2,356 2,607 2,890 3,209 3,570 3,976 4,436 4,954 5,555

4.1.2. Sudu Kompresor Dalam perencanaan sudu kompresor, akan dihitung dimensi utama dari sudu kompresor sistem turbin gas yang tidak terlepas dari faktor-faktor yang dapat mempengaruhinya. 4.1.2.1. Annulus Kompresor Annulus adalah ruang yang dibatasi oleh kompresor casing dan rotor. Massa aliran dalam laluan annulus adalah tetap konstan. Luas annulus sisi masuk kompresor atau tingkat I (A1) A1

=

m ρ1 .C a

…(Lit 2 hal 180)

dimana : m

= mat = massa aliran udara total


= 500,6 kg/s sehingga : A1

=

500,6 = 2,909 m2 1,147 x150

Luas annulus sisi keluar kompresor atau tingkat 16 (A16) A16

=

mat ρ16 .C a

=

500,6 = 0,601 m2 5,555 x150

Diambil hubungan puncak dan dasar sudu (rr/rt) = 0,40 dengan rt = 1,051 m, maka rr

= rt . 0,4 = 1,051 . 0,4 = 0,42 m

Jari-jari rata-rata annulus (rm) adalah : rm

=

rr + rt 0,42 + 1,051 = 2 2

= 0,74 m Tinggi sudu gerak kompresor tingkat I (h1) adalah : h1

=

A1 2,909 = 2.π .0,74 2.π .rm

= 0,626 m Jari-jari puncak (rt) dan dasar (rr) sudu gerak tingkat I : rt1

= rm + (h1/2) = 0,74 + (0,626 / 2) = 1,053 m

rr1

= rm – (h1/2) = 0,74 – (0,626 / 2)


= 0,427 m Tinggi sudu gerak kompresor tingkat 16 (h16) adalah : h16

=

A16 0,601 = 2.π .rm 2.π .0,74

= 0,129 m Jari-jari puncak (rt) dan dasar (rr) sudu gerak tingkat 16 : rt16

h  = rm +  16  = 0,74 + ( 0,129/2)  2  = 0,805 m

rr16

h  = rm -  16  = 0,74 - (0,129/2)  2  = 0,676 m

Sudu kompresor terdiri dari dua bagian yaitu : 1. Sudu Gerak (moving blade) 2. Sudu Diam (guide blade) Derajat reaksi direncanakan 50%, maka losses pada sudu gerak sama dengan losses pada sudu tetap. Dengan demikian bentuk kontruksi sudunya akan sama pada tingkat yang sama. Hal ini menguntungkan karena mudah dalam pembuatannya dan sederhana dalam perencanaannya.

Telah didapat sebelumnya bahwa : α1

= β2

= 41015’

α2

= β1

= 57017’

Sehingga air deflection (ε) didapat : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

ε

= β1 – β2 = 57017’ – 41015’ = 16002’

Dari [2] grafik 5,62 untuk β2 = 41015’ dan ε = 120,57’ diperoleh s/c = 1,2 dimana : c

= Chord

s

= Pitch or space

Gambar 4.1. Grafik Hubungan s/c Aspect Ratio direncanakan h/c = 3, maka selanjunya jarak pitch dan chord sudu setiap tingkat dapat dihitung : c

=

h 3

Untuk tingkat 1 dan 16 : h1 0,626 = 0,2087 m = 3 3

c1

=

s1

= 1,2 . c1 = 1,2 x 0,2087 = 0,2504 m


h16 0,129 = 0,043 m = 3 3

c16

=

s16

= 1,2 . c16 = 1,2 x 0,043 = 0,0516 m

Tebal Sudu (t) Pada perencanaan ini direncanakan tebal sudu maksimum adalah 10% Chord, jadi tebal sudu gerak tingkat 1 dan 16 kompresor adalah : t1

= 10% . c1 = 0,10 x 0,2087 = 0,02087 m

t16

= 10% . c16 = 0,10 x 0,043= 0,0043 m

Berat Sudu (Ws) Ws

= volume sudu x berat jenis sudu (γ)

dimana : Vs

= h . c. t

γ

= 76 kN/m3 ≈ 7,6 x 104 N/m3

Untuk volume sudu tingkat 1 dan 16 : Vs1

= h1 . c1 . t1 = 0,626 . 0,2087 . 0,0287 = 0,002727 m3 = 2,727 . 10-3 m3

Vs16

= h16 . c16 . t16 = 0,129 . 0,043 . 0,0043 = 0,0000239 m3 = 2,39. 10-5 m3

Sehingga berat sudu kompresor tingkat 1 dan 16 adalah : Ws1

= Vs1 . γ = 2,727 x 10-3 . 7,6 x 104 = 207,25 N

Ws16

= Vs16 . γ = 2,39 . 10-5 . 7,6 x 104


= 1,82 N Berdasarkan hasil perhitungan dan data survey maka ukuran-ukuran utama kompresor ditabelkan pada tabel 4.3. sebagai berikut : Tabel 4.3. Ukuran-ukuran utama kompresor Jumlah Z

Annulus A (m)

Tinggi h (m)

Chord c (m)

Pitch s (m)

Tebal t (m)

Volume 3 V (m )

1

29

2,91

0,63

0,209

0,2504

0,021

2,727

207,3

2

33

2,47

0,53

0,177

0,2123

0,018

1,661

126,3

3

37

2,27

0,49

0,163

0,1950

0,016

1,288

97,9

4

41

2,07

0,45

0,149

0,1786

0,015

0,988

75,1

5

43

1,89

0,41

0,136

0,1630

0,014

0,751

57,1

6

43

1,72

0,37

0,124

0,1483

0,012

0,566

43

7

43

1,56

0,34

0,112

0,1346

0,011

0,424

32,2

8

53

1,42

0,30

0,102

0,1219

0,010

0,315

23,9

9

53

1,28

0,28

0,092

0,1102

0,009

0,232

17,7

10

53

1,15

0,25

0,083

0,0994

0,008

0,171

13

11

65

1,04

0,22

0,075

0,0895

0,007

0,125

9,5

12

65

0,93

0,20

0,067

0,0805

0,007

0,090

6,9

13

65

0,84

0,18

0,060

0,0722

0,006

0,065

5

14

79

0,75

0,16

0,054

0,0648

0,005

0,047

3,6

15

79

0,67

0,14

0,048

0,0580

0,005

0,034

2,6

16

79

0,60

0,13

0,043

0,0517

0,004

0,024

1,8

Tingkat

Berat W (N)

4.1.2.2. Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor Apabila sebuah sudu aerofoil dengan panjang chord (C) dan jarak antara sudu (s) berada didalam suatu aliran fluida dengan kecepatan aksial rata-rata (Vm), maka sudu tersebut akan mengalami dorongan yang akibatnya sebuah gaya akan bekerja yaitu :


Gambar 4.2. Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor

F

= S. ρ . Va2 (tan α2 – tan α1)

...(Lit 2 hal 209)

Dimana : S

= [Jarak antar sudu (s) . rm] = 0,2504 . 0,74 = 0,1853 m2

α1

= 41015’

α2

= 57017’

ρ

= Massa jenis udara = 1,147 kg/m3

Va2

= Kecepatan aksial = 150 m/s2

sehingga : F

= 0,1853 . 1,147 x 1502 (tan 57017’ – tan 41015’) = 28.693 N

Didasari atas drag coeficient (Cd) dan Lift coeficient (Cl), maka kecepatan ratarata adalah : Vm

= Va . sec αm

...(Lit 2 hal 209)


tan α =

=

1 (tan α1 + tan α2) 2 1 ( tan 41015’ + tan 57017’) 2

= 1,212 = 50047’ Sehingga : Vm

= 150 . sec 50047’ = 235,67 m/s

Jika D dan L adalah gaya dorong dan gaya angkat : D

=

1 ρ . Vm2. C. Cdp 2

...(Lit 2 hal 209)

= F sin αm - S. ∆P. cos αm = 28.693 x sin 50047’ – 0,1853 . 1,157 x 105 . cos 50047 = 8484,99 N sehingga : Cd

=

=

D 0,5.ρ .C.Vm

2

8484,99 0,5.1,147.0,207.235,67 2

= 1891,5 1 ρ. Vm2 . C . Cl 2

L

=

…(Lit 2 hal 211)

L

= F cos αm + S . ∆p . sin αm

L

= 28.693 cos 50047’ + 0,1853 . 1,157 x 105 sin 50047’

atau


= 34798,46 N sehingga : Cl

=

=

L 1 2 .ρ .Vm .C 2 3257,23 1 .1,147.(235,67 ) 2 .0,207 2

= 0,49 dimana : Cl dan Cd adalah koefisien gaya dorong dan daya angkat

4.1.3 Perencanaan Poros Utama (Tie Rod) Poros utama berfungsi sebagai pengikat disk kompresor, poros penghubung dan disk turbin menjadi satu. Bahan poros direncanakan adalah AISI 440 C, menurut [4] halaman 34 dengan kekuatan tarik σB = 200,335 kg/mm2. Menurut [5] halaman 8 tegangan geser yang diizinkan untuk beban poros dapat dihitung dengan rumus : τa

=

σB Sf1 .Sf 2

dimana :

Sf1

= Faktor keamanan karena kelelahan puntir adalah 18% dari kekuatan tarik, maka 1/0,18 = 5,6 (diambil)

Sf2

= Faktor keamanan karena pengaruh konsentrasi tegangan yang cukup besar dan pengaruh kekasaran permukaan, besarnya antara 1,3 – 3,0


(2,5 diambil). Maka tegangan geser yang diizinkan adalah : τa

=

200,335 = 17,89 kg/mm2 5,6 x 2,0

= 175,44 MPa Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : MP

= 9,74 x 105 x

Nt n

dimana : Nt

= Daya yang harus dibangkitkan = 382057 kW

n

= Putaran poros = 3000 rpm

MP

= 9,74 x 105 x

maka : 382057 3000

= 124041172,7 N.mm = 1,240 x 108 N.mm Menurut [5] halaman 8 diameter poros dapat dihitung dengan persamaan : Ds

=

3

5,1

τa

.Kt.C b .Mp

dimana : Kt

= Faktor koreksi tumbukan (1 ÷ 1,5)

Cb

= Faktor kelenturan (1,2 ÷ 2,3)

Ds

=

maka : 3

5,1 x1x1,2 x1,240 x10 8 17,89


= 348,75 ≈ 355 mm Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros yang direncanakan adalah Ds = 350 mm. [Lit 5 hal 9].

4.1.4 Perencanaan Poros Penghubung (Central Hollow Shaft) Central hallow shaft adalah poros yang berfungsi sebagai penghubung antara disk kompresor dan disk turbin. Karena letaknya ditengah dan bentuknya adalah poros bolong serta terletak antara disk kompresor dan disk turbin maka disebut Center Hollow Shaft. Poros penghubung ini direncanakan seperti gambar 4.3

Gambar 4.3. Poros Penghubung Dari data survey diperoleh : t1

= t2 = t3 = t4 = 7 cm

L

= 160 cm

r1

= 35,5 cm

r2

= 67 cm

r3

= 73 cm

Maka berat poros penghubung adalah sebagai berikut : W

= π . r2. t . γ


dimana : γ

= Berat jenis poros = 76,0 kN/m3

Bagian 1 W1

= π (r22 – r12) t1 . γ = π (0,672 – 0,3552)0,07 . 76 = 5,394 kN ≈ 5394 N

Bagian 2 W2

= W3 = W4 = W1 = 5394 N

Bagian 5 W5

= π (r32 – r22) L . γ = π (0,732 – 0,672) 1,60 . 76 = 32,073 kN ≈ 32073 N

Sehingga berat total poros penghubung adalah : Wsp

= (W1 + W2 + W3 + W4) + W5 = (5394 x 4) + 32073 = 53649 N

4.2. Perencanaan Ruang Bakar 4.2.1 Luas dan Diameter Casing Luas penampang casing ruang bakar menurut [7] halaman 111 dapat ditentukan dengan persamaan berikut : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

 m T R 02 at Ac =     2  P02 

1

   

2

2 ∆P0  .Plf . P02  

dimana : R

= Konstanta gas = 0,287 kJ/kg K

mat

= Massa udara keluar kompresor = 500,6 kg/s

T02

= 634,07 K

P02

= 10,32 bar = 10,32 x 105 N/m2 = 105234,712 kg/m2

Plf

= Pressure loss factor = 37

…(lit 7 hal 110)

∆P0 P02

= 0,02

…(Lit 2 hal 245)

maka : 1

2  287  500,6 634,07  2   .37.0,02 Ac =    2  105234,712    = 1,23 m2 Besarnya diameter setiap casing ruang bakar adalah :

Dc =

=

4. Ac

π 4.1,2 3,14

= 1,25 m 4.2.2 Tabung Api (Liner) Ruang Bakar Luas tiap liner dapat ditentukan dengan persamaan : ALin

= Ac . k

... (Lit 7 hal 112)


k

= Perbandingan diameter liner dengan diameter casing

Harga k dapat dihitung dengan persamaan 1

 (1 − m sn )2 − λ  3 k = 1−   2  Pfl − λ.r 

... (Lit 7 hal 112)

dimana : msn

= Perbandingan saluran udara masuk dengan udara total, harga optimalnya = 0,12

λ

= koefisien penurunan tekanan udara masuk harga optimal = 0,5

r

= Perbandingan luas casing dengan luas penampang masuk ruang bakar, harga optimal = 6,0

maka : 1

 (1 − 0,12 )2 − 0,5  3 k = 1−  2   37 − 0,5.(6,0)  = 1 – 0,24 = 0,76 m sehingga luas penampang setiap liner adalah : ALin

= Ac . k = 1,25 . 0,76 = 0,95 m2

diameter liner adalah :

Dlin =

=

4. Alin

π 4.0,95 3,14

= 1,1 m Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Luas Annulus ruang bakar (ruang diantara casing dan liner) adalah : Aan =

=

( 4

π

. Dc − Dlin

π 4

2

(

2

) )

. 1,25 2 − 1,12 = 0,276 m2

Panjang liner dapat ditentukan dengan persamaan [7] hal 148

 ∆P  1 Plin = Dlin  A. L . ln 1− P f   q ref

   

−1

dimana : A

= Konstanta = 0,07 untuk ruang bakar tubular

∆PL q ref

= Plf = 37

Pf

= Pattern faktor, dapat dihitung dengan :

Pf

=

Tmax − T03 T03 − T02

=

[(1,07 x1278) − 1278] 1278 − 634,07

...(Lit 7 hal 110)

....(Lit 7 hal 142)

=0,138 maka PLin

 1   = 1,10,07 x37. ln   1 − 0,138  

−1

= 2,8 m

4.3. Pemilihan Jenis Turbin Ditinjau dari arah aliran, turbin dapat dibagi atas dua bagian, yaitu: 1. Turbin aliran radial (radial flow turbine) Turbin radial adalah suatu jenis turbin dimana arah aliran fluida kerjanya tegak lurus terhadap sumbu poros, yaitu arah radial. Pada turbin radial ekspansi Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

fluida kerja pada laluan semua baris sudu-sudu yang berputar (sudu gerak). Pada jenis turbin ini tidak ada sudu pengarah, semua sudu adalah jenis sudu gerak. Pada gambar 4.4 dibawah ini dapat dilihat gambar penampang turbin.

Gambar 4.4. Penampang turbin radial Turbin radial umumnya digunakan untuk aliran yang sangat kecil, dimana turbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial. Turbin radial digunakan dalam instalasi turbin yang kecil, seperti dalam bidan otomotif. Turbin radial biasanya digunakan pada turbocharger dalam ukuran kecil.

2. Turbin aksial Pada jenis ini, arah aliran fluida kerjanya sejajar terhadap sumbu poros. Umunya untuk kapasitas dan daya besar. Keuntungan turbin aksial dibandingkan dengan jenis lainnya, yaitu : -

Effesiensi lebih baik

-

Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi

-

Kontruksi lebih sederhana dan tidak membutuhkan ruang yang besar. Ditinjau dari sistem konversi energinya, turbin aksial dapat dibagi menjadi

dua bagian, yaitu : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

1. Turbin aksial reaksi 2. Turbin aksial aksi (implus) Turbin aksial adalah jenis turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak hanya pada sudu diam, tetapi juga terjadi pada gerak, sehingga penururnan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat, kurang lebih terdistribusi secara seragam. Turbin aksial aksi (implus) adalah jenis turbin aksial yang proses ekspansinya terjadi hanya pada sudu diam saja dan energi kecepatan diubah menjadi energi mekanis pada sudu-sudu turbin (tanpa terjadi ekspansi yang lebih lanjut). Turbin implus ini sendiri contohnya yaitu turbin kurtis (turbin dengan kecepatan bertingkat) dan turbin reteu (turbin dengan tekanan bertingkat). Berikut ini diperlihatkan gambar turbin aliran aksial.

Gambar 4.5. Penampang turbin aliran aksial Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial reaksi, karena tipe reaksi effesiensi maksimum dapat dicapai dengan perbandingan kecepatan (σ) 0,8 – 1,0 seperti terlihat pada gambar 4.5. Turbin aksial yang direncanakan adalah bertingkat banyak, dimana tiap tingkat terdiri dari atas satu baris sudu diam dan satu baris sudu gerak. Sudu diam Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

berfungsi mempercepat aliran fluida kerja dan sudu gerak berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Untuk mempercepat turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan dan ditetapkan, sebagai berikut : Koeffisien aliran sudu (ψ)

=3

Kecepatan aliran gas (Ca)

= 150 m/s

Kecepatan tangensial rata-rata (Um) = 300 – 450 m/s Derajat reaksi tingkat (Ø)

= 0,5

Gambar 4.6. Grafik effesiensi turbin Vs Velocity ratio (σ) Dari gambar diatas, terlihat bahwa : -

Effesiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepataan yang lebih besar.


-

Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu-sudu adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar.

4.4. Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin Untuk turbin dengan derajat reaksi (Λ) = 5 0 %menu ur t [2] halaman 276 ditentukan bahwa :

1

= tan β3 – β2

-

φ

-

β3 = α2 dan β2 = α3

-

bentuk diagram kecepatan menjadi simetris

Untuk multi – stages, diketahui bahwa : C3 = C1 sehingga α1 = α3 = β2

Gambar 4.7. 50 Percent Reaction Designs Untuk flow koefisien (Ø) = 0,8 dari gambar diatas diperoleh temperatur drop koefisien (ψ) = 3,0 menurut [2] halaman 277. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Sehingga besarnya sudut gas (α2) adalah : Ψ

= 4 Øtan α2 – 2

Tan α2 = α2

... (Lit 2 hal 276)

ψ + 2 3+ 2 = = 1,5625 4.φ 4 x0,8

= 57 0 38’

Kemudian untuk swirl angel (α3) adalah : Ψ

= 4 Øtan α3 + 2

Tan α3 = α3

... (Lit 2 hal 176)

ψ + 2 3−2 = = 0,3125 4.φ 4 x0,8

= 17 035’

Menurut [2] halaman 276, sudut masuk absolut gas pada sudu diam dan sudut keluar gas pada sudu gerak adalah sama dengan relatif gas (β2 = α1=α3) yaitu 17035’. Sudut keluar relatif gas pada sudu diam sama dengan keluar relatif gas pada sudu gerak (α2 = β3) yaitu 57038’. Kecepatan aksial gas (Ca) adalah : Ca

= Ca2 = Ca3 = U . Ø = 350 . 0,8

... (Lit 2 hal 283)

= 280 m/s Kecepatan gas absolut masuk sudu turbin diam (C2) adalah : C2

= V3 =

U

σ

=

350 = 437,5 m/s 0,8

... (Lit 2 hal 284)

Kecepatan gas absolut keluar sudu gerak adalah Ca1

= C1 = C3 =

Ca 3 280 = 293,35 m/s = cos α 3 cos17 0 35'

Karena α3 = β2 = 17035’ maka bentuk diagram kecepatan adalah simetrikal seperti gambar 4.8. berikut : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Gambar 4.8. Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 50%

Dari gambar diatas didapat : C3

= V2 = 293,35 m/s

V3

= C2 = 437,5 m/s

α3

= β2 = 17035’

α2

= β3 = 57038’

4.4.1 Kondisi sudu tetap turbin tingkat I Pada gambar 4.9. berikut ditunjukkan diagram sederhana untuk satu tingkat turbin.

Gambar 4.9. Diagram h – s untuk satu tingkat turbin Enthalpy Drop aktual pada tingkat I menurut [1] halaman 51.


C 2 − (σ .xC 2 ) 2 (1 + φ 2 − 2φ cos α ) 2.C p g .g .J 2

(Δha)1t =

Dimana : σ

= koefisien kecepatan sudu 0,7 – 0,8 (diambil 0,8)

Cpg

= panas spesifik gas = 1,148 kJ/kg

Ø

= flow koefisien = 0,8 (diambil)

g

= Kecepataan grafitasi bumi = 9,81 m/s ≈ 32,2 ft/s 2

J

= faktor pengubah satuan panas = 778,2

α

= 17035’

C2

= 437,5 m/s = 1435,44 ft/s

Sehingga :

(∆ha )1t

1435,44 2 − (0,8 x1435,44) 2 (1 + 0,8 2 − 2 x0,8. cos17 0 35' ) = 2 x1,148 x32,2 x778,2 = 33,225 BTU/lb ≈ 77,28 kJ/kg

Kondisi gas keluar sudu tetap tingkat I pada titik 2t adalah : h2t

= h1t – (Δha)1t

dimana : h1t

= h03 dari tabel gas untuk T03 = T1t = 1005 0C = 1278 K diperoleh :

h1t

= 1370,09 kJ/kg

Pr1

= 309,9 bar

h2t

= h1t - (Δha)1t = 1370,09 – 77,28

= 1292,81 kJ/kg


Dari tabel untuk h2t = 1292,81 kJ/kg diperoleh T2t

= 1212,01 K

Pr2t

= 253,11 bar

maka tekanan pada titik 2t adalah :

P2t =

Pr2t .P1t Pr1t

dimana : P1t = P03 = 10,11 bar

P2t =

253,11 .10,11 309,9

= 8,25 bar Effisiensi isentropis turbin (ηs) adalah 0,9, maka penurunan entalpi isentropis (Δhs)1t adalah :

(∆hs )1t

=

(∆ha )1t 0,9

=

77,28 = 85,87 kJ/kg 0,9

Entalpi isentropis gas keluar sudu tetap tingkat I adalah : h2ts

= h1t – (Δhs)1t = 1370,09 – 85,87 = 1284,22 kJ/kg

Dari tabel gas untuk h2ts = 1284,22 kJ/kg diperoleh Pr2ts

= 251,51 bar

T2ts

= 1203,95 K

Volume spesifik gas keluar sudu tetap tingkat I (v2t) adalah : v 2t = R.

T2t P2t


dimana : R

= konstanta gas = 287 J/kg.K

v2t

= 287.

1212,01 = 0,42 m3/kg 5 8,25 x10

Kapasitas aliran gas (Q2t) adalah : Q2t

= mg . v2t

dimana : mg

= massa campuran bahan bakar + massa udara total

mat

= massa aliran udara (587,991 kg/s)

mt

= 9,689 + 587,991 = 597,68 kg/s

maka : Q2t

= 597,68 . 0,42 = 251,026 m3/s

4.4.2 Kondisi sudu gerak turbin tingkat I Tinggi sudu gerak dibuat lebih tinggi dari sudu tetap hal ini dimaksudkan agar semua aliran gas yang keluar dari sudu tetap ditampung oleh sudu gerak, karena aliran gas tersebut menyebar kearah sisi keluar. Entalpy drop aktual sudu gerak tingkat I adalah : (Δha)2t

= (Δha)1t = 77,28 kJ/kg

Sisi keluar sudu gerak turbin I diberikan notasi 3t, sehingga entalpi aktual sudu gerak tingkat I adalah : h3t

= h2t – (Δha)2t


= 1292,81 – 77,28 = 1215,53 kJ/kg Dari tabel gas untuk h3t = 1215,53 kJ/kg T3t

= 1145,57 K

Pr3t

= 204,73 bar

Tekanan gas aktual keluar sudu gerak tingkat I adalah :

P3t =

Pr3t 204,73 P2t = x8,25 = 6,67 bar Pr2t 253,11

Entalpi isentropis keluar sudu gerak tingkat I adalah :

h3ts = h2ts −

(∆hs )2t η2

= 1284,22 −

85,87 = 1188,8 kJ/kg 0,9

Dari tabel gas untuk h3ts = 1188,8 kJ/kg diperoleh : T3ts

= 1122,24 K

Pr3ts

= 190,25 bar

Volume spesifik gas keluar dari sudu gerak tingkat I : v3t

= R.

T3t 1145,57 = 287 P3t 6,67 x10 5

= 0,49 m3/kg Kapasitas aliran gas (Q3t) adalah : Q3t

= mt . v3t = 597,68 . 0,49 = 292,86 kg/s

Maka jumlah tingkat (stages ) turbin direncanakan adalah :


Zt

=

dimana : h4t

h1t − h4t h1t − h3t

...(Lit 1 hal 429)

= h04

dari tabel gas untuk T04 = 781,26 K diperoleh : h04

= 802,72 kJ/kg

Zt

=

maka :

1370,09 − 802,72 1370,09 − 1215,53

= 3,67 ≈ 4 tingkat Jadi untuk heat drop yang terendah dan penurunan tekanan sampai mendekati 1 (satu) bar, diperoleh 4 (empat) tingkat turbin. Sesuai dengan sifat turbin gas dengan derajat reaksi (Λ) = 0,5 maka penurunan entalpi (enthalpy drop) untuk sudu tetap dan sudu gerak adalah sama dan untuk kondisi setiap tingkatnya ditabulasikan pada tabel 4.4. berikut ini : Tabel 4.4. Kondisi setiap tingkat turbin Tingkat Turbin

Kondisi gas MASUK

H (kJ/kg)

I

II

III

IV

ST

SG

ST

SG

ST

SG

ST

SG

1370.09

1292.81

1215.53

1138.25

1060.97

983.69

906.41

829.13

Pr (bar)

309.9

253.11

204.73

163.98

122.54

95.46

68.68

51.73

T (K)

1278

1212.01

1145.57

1078.34

1012.43

943.79

875.98

805.53

P (bar)

10.11

8.257

6.68

5.35

4.00

3.11

2.24

1.69

3

V (m /kg)

0.35

0.41

0.48

0.56

0.70

0.84

1.09

1.33

Q (m3/s)

210,04

243,88

248,99

334,93

420,80

503,54

649,60

793,09

H (kJ/kg)

1292.81

1215.53

1138.25

1060.97

983.69

906.41

829.13

751.85

KELUAR

Pr (bar)

253.11

204.73

163.98

122.54

95.46

68.68

51.73

35.29

T (K)

1212.01

1145.57

1078.34

1012.43

943.79

875.98

805.53

735.5

P (bar)

8.257

6.68

5.35

4.00

3.11

2.24

1.69

1.15

V (m3/kg)

0.41

0.48

0.56

0.70

0.84

1.09

1.33

1.78

243,88

248,99

334,93

420,80

503,54

649,60

793,09

1061,49

Q (m3/s)


Untuk menentukan ukuran-ukuran dari sudu turbin terlebih dahulu kita tentukan besarnys kerapatan gas (ρ) masuk dan keluar sudu. ρ1

=

1 1 = v 0,35

=

mt ρ1 .C a1

=

775,82 = 0,93 m2 2,857 x 293,35

= 2,857 kg/m3

Luas annulus A1

... (Lit 2 hal 284)

Menurut [6] halaman 451 untuk mengatasi akibat adanya Boundary layer, diambil harga-harga koreksi yaitu : Ka

= 0,997 ; Kv = 0,983

Maka luas annulus terkoreksi (A1t) adalah : A1t

•

=

A1 0,93 = = 0,948 m2 Ka.Kv 0,997 x0,983

Tinggi sudu notasi I adalah : h1

=

A1t .N Um

...(Lit 2 hal 285)

dimana :

h1 •

N

= Putaran kerja = 3000 rpm ≈ 50 rps

Um

= Kecepatan keliling sudu rata-rata = 350 m/s

=

0,948 x50 = 0,135 m 350

Radius annulus rata-rata (rm) adalah :


rm •

=

350 Um = 1,115 m = 2 x3,14 x50 2.π .N

... (Lit 2 hal 285)

Ratio radius annulus (rt/rr) adalah : h 2 = h rm − 2 rm +

rt/rt

... (lit 2 hal 285)

0,135 2 = 1,128 = 0,135 1,115 − 2 1,115 +

Gambar 4.10. Axial flow turbin stages

4.4.3 Pada titik 2 •

ρ2

=

1 1 = = 2,439 kg/m3 v 2 0,41

•

A2

=

m1 775,82 = = 1,136 m2 ρ 2 .C a 2 2,439 x 280

A2t

=

A2 1,136 = = 1,159 m2 Ka.Kv 0,997 x0,983

h2

=

A2t .N 1,159 x50 = = 0,166 m Um 350

•


•

0,165 2 = 1,160 = 0,165 1,115 − 2 1,115 +

rt/rt

4.4.4 Pada titik 3 •

ρ3

=

1 1 = = 2,083 kg/m3 v3 0,48

•

A3

=

m1 775,82 = = 1,330 m2 ρ 3 .C a 3 2,083x 280

A3t

=

A3 1,330 = = 1,375 m2 Ka.Kv 0,997 x0,983

h3

=

A3t .N 1,375 x50 = = 0,194 m 350 Um

rt/rt

0,194 2 = 1,190 = 0,194 1,115 − 2

•

•

1,115 +

Sehingga tinggi sudu tetap (diam) tingkat I (hN1) = ½ (h1 + h2)

...(Lit 2 hal 297)

= ½ (0,135 + 0,165) = 0,15 m ≈ 15 cm Tip radius (rt) adalah : rt

= 1,115 +

hN 1 0,15 = 1,115 + = 1,19 m 2 2

... (Lit 2 hal 290)

= 1,115 -

hN 1 0,15 = 1,115 − = 1,04 m 2 2

... (Lit 2 hal 290)

Root radius rr

Tinggi sudu gerak tingkat I (hR1) adalah : hR1

= ½ (h2 + h3) = ½ (0,165 + 0,194) = 0,1795 m ≈ 17,85 cm

Tip radius (rt) adalah : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

rt

= 1,115 +

hR1 0,1795 = 1,115 + = 1,20475 m 2 2

Root radius (rt) adalah : rt

= 1,115 -

hR1 0,1795 = 1,115 − = 1,02525 m 2 2

Jumlah chord sudu (c) Panjang chord sudu (Aspect ratio) (h/c) Aspect ratio adalah perbandingan tinggi sudu terhadap panjang chord, menurut [2] halaman 297, harga antara 3 dan 4 dalam perencanaan ini diambil h/c =3 CN1

=

hN 1 0,15 = = 0,05 m ≈ 5 cm 3 3

CR1

=

hR1 0,1795 = = 0,06 m ≈ 6 cm 3 3

Panjang pitch sudu (Pitch/chord ratio s/c) Dari gambar 4.11. ”Optimum pitch/chord ratio untuk α2 = 57038’ dan α3 =17035’ diperoleh : S/C

= 0,9

dimana : S

= space atau pitch yaitu jarak antara sudu

Untuk sudu tetap dan sudu gerak tingkat I besarnya S adalah : SN1

= 0,9 . CN1

… (Lit 2 hal 297)


= 0,9 x 5 cm = 4,5 cm SR1

= 0,9 . CR1 = 0,9 x 6 cm = 5,4 cm

Jumlah sudu (z) z

= 2π

rm s

= 2π

1,115 = 129,67 ≈ 130 buah 5,4

…(Lit2 hal 297)

Gambar 4.11. Optimum pitch chord ratio

Kemudian untuk melukiskan bentuk gigi perlu ditatapkan harga-harga, menurut [2] halaman 297 adalah : W

= Width (lebar) sudu min h/3 dalam perencanaan ini untuk Tip dan root

t/c

=

diambil h/2,5.

0,1 ÷ 0,2 dalam perencanaan ini untuk Tip dan root diambil tt = 0,25 dan tt = 0,12.


LER

= Leading Edge Radius = 0,12 . t

TER

= Trailing Edge Radius = 0,60 . t

CLL

= Camber Line Length max 0,4 . C

i

= Angel of incidence, bervariasi (-150 s/d 150) …(Lit 2 hal 295) = diambil = 50

Gambar 4.12. Profil turbin gas dan T6 aerofoil section Kemudian untuk hasil selengkapnya dari ρ, A, At, rt/rt dan h untuk setiap bagian dari turbin (lihat gambar 4.10) ditulis pada tabel 4.5 berikut: Tabel 4.5 Ukuran-ukuran dari sudu turbin Bagian Notasi

1

2

3

4

5

6

7

8

9

Ρ (kg/m)

2,857

2,439

2,083

1,786

1,429

1,190

0,917

0,752

0,562

0,93

1,136

1,330

1,481

1,851

2,222

2,883

3,517

4,7

0,944

1,159

1,357

1,567

1,889

2,267

2,941

3,589

4,803

A (m2) 2

A1t (m )


(m)

h

rt/rr

0,135

0,166

0,194

0,224

0,270

0,324

0,420

0,513

0,686

1,129

1,160

1,190

1,223

1,275

1,340

1,464

1,597

1,889

Selanjutnya untuk ukuran-ukuran dari sudu turbin gas direncanakan hasil selengkapnya ditabulasi pada tabel 4.6 sebagai berikut : Tabel 4.6 Ukuran-ukuran utama sudu turbin Tingkat Turbin

Satuan Ukuran

I ST

II

III

IV

SG

ST

SG

ST

SG

ST

SG

H (m)

0,151

0,180

0,209

0,247

0,297

0,372

0,467

0,600

Rt (m)

1,190

1,205

1,220

1,239

1,264

1,301

1,348

1,415

Rr (m)

1,040

1,025

1,011

0,992

0,967

0,929

0,882

0,815

C (m)

0,050

0,06

0,070

0,082

0,099

0,124

0,156

0,200

S (m)

0,045

0,054

0,063

0,074

0,089

0,112

0,140

0,180

h/t (m)

0,050

0,06

0,070

0,082

0,099

0,124

0,156

0,200

Wt (m)

0,060

0,072

0,084

0,099

0,119

0,149

0,187

0,240

Wr (m)

0,006

0,007

0,008

0,010

0,012

0,015

0,019

0,024

Tt (m)

0,013

0,015

0,017

0,021

0,025

0,031

0,039

0,050

Tr (m)

0,006

0,0072

0,008

0,010

0,012

0,015

0,019

0,024

LER (m)

0,0015

0,0018

0,0021

0,0025

0,0030

0,0037

0,0047

0,0060

TER (m)

0,0008

0,0009

0,0010

0,0012

0,0015

0,0019

0,0023

0,0030

CLL (m)

0,0201

0,0240

0,0279

0,0329

0,0396

0,0496

0,0622

0,0799

Berat Sudu (Gs) Berat sudu = Volume sudu . berat jenis sudu atau Gs

= Vs . γ

Volume sudu (Vs)

= Tinggi sudu (h) . Tebal sudu (ts) . chord

atau Vs

= hR . ts . C

Untuk sudu gerak tingkat I : Vs1

= hR1 . ts1 . C1 = 18 . 1,01 . 6 = 109,08 cm3 ≈ 109 cm3


Berat jenis sudu gerak tingkat I (γ) = 0,025 N/cm3 , maka berat sudu gerak tingkat I adalah : Gs1

= 109 . 0,025 = 2,725 N

Jumlah sudu gerak tingkat I dari hasil survey adalah Z1 = 88 buah sehingga total berat sudu gerak tingkat I adalah 2,725 x 88 =239,8 N. Dari data survey lapangan berat stage (tingkat) I + ring adalah 2688 kg. Sehingga berat disk turbin tingkat I adalah 2688 – 239,8 = 2448,2 N. Diameter disk turbin tingkat I adalah jari-jari dasar (root) dari turbin atau rr dikali dua atau : Dd1

= 2 . rr1 = 2 . 1,025 = 2,05 m ≈ 205 cm

Berdasarkan hasil survey dan perhitungan yang didapat, maka berat sudu dan disk turbin ditabulasikan pada tabel 4.7. Tabel 4.7. Berat Stage (tingkat) turbin Satuan Ukuran Z V (cm3) γ (N/cm3) Gs (N) Gs tot (N) Dd (cm) Gstage (N) Gd (N)

I 88 109 0,025 2,73 240 205 2688 2448

Tingkat (stages) II III 89 62 354 1172 0,02 0,017 7,09 19,92 631 1235 198 186 3065 3560 2434 2325

IV 44 4500 0,0076 34,2 1505 163 3346 1841


BAB 5 BANTALAN DAN PELUMASAN

5.1. Pembebanan Unit Turbin Gas Tekanan gas pada sudu turbin dan akibat berat rotor turbin dan kompresor, berat Central Hollow Shaft mengakibatkan poros utama turbin menerima dua macam pembebanan utama yaitu : 1. Pembebanan Aksial 2. Pembebanan Radial

5.1.1. Pembebanan Aksial Pembebanan aksial terjadi karena perubahan momentum dari fluida kerja yang bekerja sepanjang arah sumbu rotor. Beban aksial yang terjadi didalam sistem turbin gas adalah merupakan gaya aksial yang terjadi pada turbin dikurang dengan gaya aksial yang terjadi pada kompresor. Telah diperoleh besarnya gaya aksial pada kompresor Fak = 3234,28 N Sedangkan besarnya gaya aksial pada sisi turbin adalah : Fat

= Sm . ρ. Ca2 . (tan α2 – tan α1)

dimana : Va

= Ca = Kecepatan aksial = 280 m/s

α1

= β2 = 41015’ (derajat reaksi direncanakan 50%)

α3

= β1 = 57017’


Sm

= Pitch (space) rata-rata = 0,0946

ρ

= Kerapatan gas masuk turbin = 2,857 kg/m3

sehingga : Fat

= 0,0946 x 2,857 x 2802 (tan 57017’ – tan 41015’) = 21189,3405 x 0,676 = 14323,994 N

maka gaya aksial yang terjadi pada turbin gas adalah : FTG

= Fat - Fak = 14323,994 - 3234,28 = 11089,714 N

5.1.2. Pembebanan Radial Beban radial ini merupakan berat dari komponen-komponen rotor turbin gas didapat dari hasil survey data = 43050 kg.m/s2. Beban-beban yang dialami bantalan dapat dihitung sesuai gambar 5.1 berikut

WK

WP

WSP

WT

A

B 2195

2150

200

1500

2645

8690

Gbr. 5.1. Beban yang diterima bantalan dimana data berat didapat dari perhitungan dan data survey: Wk

= Berat kompresor lengkap = 18997 kg.m/s2 ≈ 18997 N


Wp

= Berat poros (Tie rod) = 3143 N

Wsp

= Berat total poros penghubung = 5365 N

Wt

= Berat turbin lengkap = 15545 N

Gaya reaksi pada bantalan A ΣMB

=0

RA

=

RA

=

[(6495.W ) + (4345.W ) + (4145.W ) + (2654.W )] k

p

sp

t

8690

[(6495.18997 ) + (4345.3143) + (4145.5365) + (2654.15545)] 8690

= 23060,56 ≈ 23061 N

Gaya reaksi pada bantalan B ΣMA

=0

RB

= (Wk + Wp + Wsp + Wt) - RA = (18997 + 3143 + 5365 + 15545) - 23061 = 19989 N

5. 2. Perencanaan Bantalan Luncur Secara umum bantalan luncur digambarkan seperti gambar 5.2. berikut :


Gbr. 5.2 Bantalan Luncur Data-data perencanaan bantalan luncur yang direncanakan adalah : 1. Bantalan tanpa lapisan logam putih 2. Diameter poros (Ds) = 355 mm 3. Ruang bebas antara permukaan poros dan bantalan a = 0,6 4. Panjang bantalan L = (0,5 – 2,0) Ds

…(Lit 5 hal 109)

Direncanakan L = 1,25 d = 1,25 x 355 = 444 mm Kecepatan keliling permukaan poros (Up) adalah : Up

=

π .D s . N

…(Lit 11 hal 273)

60

dimana : N

= Putaran kerja = 3000 rpm

Up

=

maka :

π .355.3000 60

= 55735 mm/s ≈ 55,74 m/s Jenis minyak pelumas yang dipakai adalah Turbolube 32 hasil dengan karakteristik sebagai berikut : - Viscositas (μ)

= 31,8 . Cp = 31,8 x 1,02 x 10-10 = 32,44 . 10-10 kgs/mm2

-

Panas Specifik minyak (Cpo) = 0,5 kkal/kg

-

Rapat massa (ρ)

= 0,9 kg/l


-

Temperatur minyak masuk bantalan (t1) = 400C

-

Temperatur minyak keluar bantalan (t2) = 520C

5.2.1. Perencanaan Bantalan Luncur Turbin Telah didapat bahwa beban bantalan luncur pada sisi turbin (RB) = 19989 N. Kriteria beban bantalan luncur (Øv) menurut [10] halaman 203 dapat diperoleh dengan persamaan berikut :

Øv

 a RB . 2  Ds = L.Up.µ

   

 0,6  19989.  355 2   = 1,2 = 444 x55735 x32,64 x10 −10 ε

=

Ds 355 = L 444

= 0,80

...(Lit 10 hal 205)

Harga eksentrisitas relative bantalan (X) dapat diperoleh dari gambar 5.3 untuk Øv = 1,2 dan ε = 0,8 diperoleh X = 0,45 Maka harga eksentrisitas bantalan (e) adalah : e

=

X .a 0,45.0,6 = = 0,135 2 2


Gbr. 5.3. Grafik koefisien kriteria beban Harga koefisien bantalan dapat diperoleh dari gambar 5.5 untuk X = 0,45 dan ε = 0,8 maka Qs = 3,3.

Gambar 5.4. Koefisien tahanan bantalan Koefisien gesekan bantalan (f) : f

=

a.Qs 0,6 x3,3 = d .Qv 355 x1,2

…(Lit 10 hal 203)

= 4,7 x 10-3 Ekivalensi kalor untuk kerja bantalan (Qr) : Qr

=

f .R B .Up 427 x1000

=

4,7 x10 −3 x19989 x55,74 = 0,0123 kkal/s 427 x1000

…(Lit 10 hal 204)

Laju aliran volume minyak pelumas (qo) : qo

=

=

Qr ρ .Cp o .(t 2 − t1 )

…(Lit 10 hal 204)

0,0123 = 2,3 x10 −3 l/s 0,9 x0,5(52 − 40)

Tebal lapisan minyak pelumas pada bantalan: Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

ho

=

a (1 − X ) 2

=

0,6(1 − 0,45) = 0,165 mm ≈ 2 mm 2

…(Lit 10 hal 205)

5.2.2. Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor Telah diketahui bahwa beban bantalan luncur pada sisi kompresor (RA) = 23061 N. Kriteria beban bantalan luncur (Qv) menurut [10] halaman 203 dapat diperoleh dengan persamaan :

Øv

 a R A . 2  Ds = L.Up.µ

   

 0,6  23061.  355 2   = 1,4 = 444 x55735 x32,64 x10 −10 ε

=

Ds 355 = L 444

= 0,80

Harga eksentrisitas relatif bantalan (X) untuk Qv = 1,4 dan ε = 0,8 diperoleh X = 0,5. Maka harga eksentrisitas bantalan (e) adalah : e

=

X .a 0,45.0,6 = = 0,135 2 2

Harga koefisien bantalan (Qs) untuk X = 0,5 dan ε = 0,8 maka Qs = 3,6 . Koefisiensi gesekan bantalan (f) : f

=

a.Qs 0,6 x3,6 = Ds .Qv 355 x1,4

= 4,4 . 10-3 Ekivalensi kalor untuk kerja bantalan (Qr) : Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Qr

=

f .R B .Up 4,4 x10 −3 x 23061x55,74 = = 0,0133 kkal/s 427 x1000 427 x1000

Laju aliran volume minyak pelumas (qo) : qo

=

0,0133 Qr = 2,5 x10 −3 l/s = ρ .Cp o .(t 2 − t1 ) 0,9 x0,5(52 − 40)

Tebal lapisan minyak pelumas pada bantalan: ho

=

a (1 − X ) 0,6(1 − 0,5) = = 0,15 mm ≈ 2 mm 2 2

5.3. Perencanaan Bantalan Aksial Dalam perencanaan bantalan aksial untuk melayani beban-beban aksial pada penghubung direncanakan bantalan aksial kerah (Collar Thurst Bearing) seperti gambar 5.5. berikut :

Gambar 5.5. Bantalan aksial kerah Sesuai dengan gambar diatas, menurut [5] halaman 125 ukuran-ukuran bantalan aksial dapat dihitung sebagai berikut : Tinggi kerah (b) b

= (0,1 – 0,15) Ds

direncanakan b = 0,15 Ds


= 0,15 x 3,55 mm ≈ 53,25 mm

Diameter kerah (Dn) Dn

= (1,2 ÷ 1,3) Ds

direncanakan Dn = 1,3 Ds

= 1,3 x 355 = 461,5 mm Tebal kerah (t) t

= (1 – 1,5) b

direncanakan t = 1,5 b

= 1,5 x 53,25 = 79,88 mm Jarak antara kerah (t’) t'

= (1 – 1,5) b

direncanakan t = 1,5 b

= 1,5 x 53,25 = 79,88 mm Bahan bantalan direncanakan adalah besi cor mutu tinggi dengan tekanan yang diizinkan berkisar Pa = 0,5 – 0,75 kg/mm2.

...(Lit 5 hal 125)

Tekanan rata-rata pada bantalan dapat dihitung dengan persamaan : P=

FTG

z.π / 4.(Dn − Ds )

2

...(Lit 5 hal 125)

dimana : FTG

= Gaya aksial yang terjadi pada sistem turbin gas = 11089,714N

z

= Jumlah kerah (direncanakan 2 buah)

maka :

P=

11089,714 =0,62 N/mm2 2 2.π / 4.(461,5 − 355)

Sehingga tekanan yang terjadi lebih kecil dari tekanan yang diizinkan atau P = 0,62 < Pa = 0,75 N/mm2. Oleh karena itu kontruksi aman digunakan. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

Gaya gesek pada bantalan fg

=

µ . A.Vm ho

dimana : μ

= Viscositas = 3,244 x 10-9 kgs/mm2

A

= Luas yang akan dilumasi = z . π/4 . (Dn2 – Ds2) = 2 . π/4 . (461,52 – 3552) =136522,88 mm2

Vm

= Kecepatan keliling =

= ho

π . N ( Dn + D s ) 2 x60

...(Lit 5 hal 125)

3,14 x3000(461,5 + 355) =64095,25 mm/s 120

= 0,2 mm

sehingga : fg

3,244 x10 −9 x136522,88 x64095,25 = 0,2 = 141,9 ≈ 142 N

Ekivalensi kalor untuk kerja bantalan (Qr) : Qr

=

fg .vm 427 x1000

=

142x64095,25 = 21,315 kkal/s 427000

...(Lit 5 hal 204)


Laju Aliran minyak pelumas yang dibutuhkan untuk melumasi bantalan (qo) : qo

=

Qr 21,315 = 3,947 kkal = ρ .Cpo(t 2 − t1 ) 0,9 x0,5(52 − 40) BAB 6 KESIMPULAN DAN SARAN

A. Kesimpulan Dari hasil perhitungan-perhitungan dan analisa sistem turbin gas untuk pembangkit energi listrik serta hasil survey dilapangan, maka dapat dibuat beberapa kesimpulan sebagai berikut :

1. Kompresor - Type

: Aliran Aksial

- Jumlah tingkat

: 16

- Perbandingan kompresi

: 10,4

- Temperatur udara masuk

: 300C

- Temperatur udara keluar

: 634,070C

- Tekanan udara masuk

: 0,993 bar

- Tekanan udara keluar

: 10,32 bar

2. Ruang bakar - Type

: Tubular combustion chamber

- Jumlah ruang bakar

: 2 buah

- Temperatur udara masuk

: 634,070C


- Temperatur udara keluar

: 10050C

- Tekanan udara masuk

: 10,32 bar

- Tekanan udara/gas keluar

: 10,11 bar

3. Turbin - Type

: Aliran aksial jenis reaksi

- Jumlah tingkat

:4

- Temperatur gas masuk

: 10050C

- Temperatur gas keluar

: 508,070C

- Tekanan gas masuk

: 10,11 bar

- Tekanan gas keluar

: 1,1143 bar

4. Sistem turbin gas - Daya

: 130.000 kW

- Putaran

: 3000 rpm

- Bahan bakar

: Gas alam

B. Saran Turbin gas adalah ”Package Unit” sehingga waktu yang dibutuhkan untuk pembangunannya relatif singkat dan sangat baik untuk memenuhi beban puncak karena proses startnya yang cepat dan dapat menggunakan bahan bakar yang berbeda (misalnya fuel oil). Karena efisiensi turbin gas rendah jika dioperasikan dalam siklus terbuka maka untuk menaikan efisiensi siklus biasanya turbin gas diprioritaskan untuk beroperasi dengan siklus gabungan. Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009

DAFTAR PUSTAKA

1.

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

2.

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

3.

Sorensen, Harry A, Energy Convertion System, Jhon Wiley and Sons, Washington State University, New York, 1983.

4.

Earl R. Parker, “ Material Data Book, for Engineer and Scientist”, Mc. Graw Hill Book Company, USA 1976.

5.

Sularso, Kiyokatsu Suga, “Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin”, PT. Pradnya Paramitra, Jakarta 1983.

6.

John F. Lee, “ Theory and Design of Steam and Gas Turbine”, Revised Impression, Mc Graw Hill Book Company, USA 1983.

7.

Arthur H. Lefebre, “Gas Turbine Combustion”. Hemisphere Publishing Corporation, USA 1983.

8.

Harman, R.T.C, Gas Turbine Engineering, Cetakan Pertama, The Mac. Millan Press LTD, London, 1981.

9.

SMVL MALLEV, Internal Combustion Engine”, Mc. Graw Hill Book Company, Kogakhusa Ltd, USA.


10.

P. Shlyakhin, “ Turbin Uap, Teori dan Perancangan”, Penerbit Erlangga 1990.

DATA SPESIFIKASI PERALATAN TEKNIK PLTG TURBIN GAS I & II PT. PLN (Persero) PEMBANGKITAN SEKTOR BELAWAN

EQUIPMENT

Gas Turbine Unit 11

Gas Turbine Unit 12


Installed Capacity Main/back up Fuel

117,5 MW Natural/HSD

128,8 MW Natural/HSD

V 94.2 Siemens KWU 3000 rpm 4 37 kl/hr 1,13 MMCFH 9700C 5270C 570 kj/kg

V 94.2 Siemens KWU 3000 rpm 4 43 kl/hr 1,18 MMSCFH 10040C 5600C 612 kj/kg

9,47 16 300C 9,88 bar 3350C

612 16 300C 10,5 bar 3350C

TSLM 8252 Trafo Union 150 MVA 0,8 10,5 kV 50 Hz Air – Open

TSLM 8352 Trafo Union 162,75 MVA 0,8 10,5 kV 50 Hz Air – Close Loop

TLSM 8252 Trafo Union 164 MVA ONAN

TLSM 8252 Trafo Union 167 MVA ONAF

TURBINE Type Manufacture Rated Speed Blade Stages Oil Burn Capacity Gas Burn Capacity Inlet Gas Temp. Outlet Gas Temp. Outlet Gas Enthalpy COMPRESOR Compression Ratio Compression Stages Inlet Air Temp. Inlet Air Pressure Outlet Air Temp. GENERATOR Type Manufacture MVA Fower Factor Voltage Frequency Cooling System MAIN TRANSFORMER Type Manufacture MVA Cooling System

EQUIPMENT

Gas Turbine Unit 11

Gas Turbine Unit 12

COMBUSTION Type Fuel

Turbular Chamber Liquid Natural Gas/Fuel Oil

Turbular Chamber Liquid Natural Gas/Fuel Oil


47.320 kJ/kg

47.320 kJ/kg

Low Heating Vaule


PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN DAYA 130 MW

Recommend Documents