Kerugian Luar - Kerugian Kalor Pada Turbin Uap

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA

2.5. Kerugian Kalor Pada Turbin Uap

2.5.9. Kerugian Luar

 



= 

− λ ... ( literatur 1,hal 70 )

Dimana :

p 2 = tekanan uap sesudah sudu (bar)

p₂k = tekanan uap di dalam pemipaan buang (bar) λ = koefisien yang nilainya dari 0,07-0,1

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

2.5.9 Kerugian Luar 1. Kerugian Mekanis

Kerugian mekanis disebabkan oleh energi yang digunakan untuk mengatasi tahanan yang diberikan oleh bantalan luncur dan dorong termasuk bantalan luncur generator atau mesin yang dihubungkan dengan poros turbin seperti pompa minyak utama, pengatur (governor), dan lain-lain. Untuk tujuan perancangan, kerugian mekanis [Menurut lit. 3, hal. 88] dapat ditentukan dengan mempergunakan grafik efisiensi mekanis turbin seperti gambar 2.7 berikut ini :

97516 kW 99,5 %

Gambar 2.8 Grafik efisiensi mekanis turbin uap^[3,88]

Sedangkan efisiensi generator [Menurut lit. 3, hal 88] dapat ditentukan berdasarkan gambar 2.8 berikut ini :

97516 kW 97 %

Gambar 2.9 Grafik efisiensi generator^[3,88]

2. Kerugian Akibat Kebocoran Uap yang Melalui Perapat Bagian Ujung Kerugian ini terjadi karena adanya perbedaan tekanan antara bagian dalam stator dan udara luar sehingga terjadi kebocoran uap melalui perapat labirin bagian ujung turbin. Kebocoran uap melalui perapat ujung tidak akan mempengaruhi variasi kondisi-kondisi uap di dalam turbin, sehingga kebocoran ini diklasifikasikan sebagai kebocoran luar.

2.6. Efisiensi Pada Turbin 1. Efisiensi relatif sudu

Hubungan antara kerja satu kilogram uap Lu pada keliling cakram yang mempunyai sudu-sudu gerak terhadap kerja teoritis yang dapat dilakukannya adalah :

2. Efisiensi internal

Hubungan antara kerja yang bermanfaat yang dilakukan oleh sudu dengan 1 kg uap pada tingkat atau di dalam turbin terhadap kerja teoritis yang tersedia adalah :

3. Efisiensi termal

Hubungan antara penurunan kalor adiabatik teoritis di dalam turbin dan kalor yang tersedia dari ketel adalah :

q h

h _t

t −

= −

0 1

η 0 .... ( literatur 1,hal 71 )

4. Efisiensi relatif efektif

Hubungan antara efisiensi mekanis dengan efisiensi internal turbin adalah :

i m re η .η0

η = ...( literatur 1,hal 72 ) Daya dalam turbin dapat dituliskan sebagai berikut :

Daya dalam turbin :

102

427 ₀ _i

N ×G ×

= (kW) ....( literatur 1,hal 71 )

Daya efektif yang dihasilkan pada turbin adalah :

i m

ef N

N =η _. ....( literatur 1,hal 72 )

Daya efektif turbin dapat juga diperoleh dari hubungan antara daya yang dibangkitkan pada terminal generator Ne dan effisiensi generator ηg, yaitu :

efektif e

g N

= N

η ... ( literatur 1,hal 72 )

BAB III

PENENTUAN SPESIFIK TURBIN 3.1. Pemilihan Jenis Turbin Uap

Turbin uap yang akan dirancang akan mempunyai daya nominal generator listrik 10 MW dan putaran 5700 rpm. Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi.

Turbin nekatingkat dengan tingkat tekanan banyak dipakai di bidang industri sebagai penggerak mula untuk generator listrik kapasitas menengah dan besar, disebabkan kemampuannya menghasilkan daya yang besar dibandingkan dengan turbin tingkat tunggal, distribusi penurunan kalor pada sejumlah tingkat tekanan akan memungkinkan mendapatkan kecepatan uap yang lebih rendah yang cenderung untuk menaikkan efisiensi turbin.

Dari tingkat kelima dibuat satu buah ekstraksi, yang sesuai untuk turbin uap dengan tekanan menengah, yang digunakan untuk memanaskan air pengisian ketel sehingga kerja ketel menjadi berkurang dan efisiensi siklus meningkat.

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

3.2.Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat

Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator.

Berdasarkan data-data survey, diperoleh kondisi-kondisi uap sebagai berikut:

 Tekanan uap masuk turbin (Po) = 42 Bar

 Temperatur uap masuk turbin (T_o) = 480 ^oC

 Tekanan uap keluar turbin (P2) = 0,1 Bar

3.2.1.Analisa Termodinamika Untuk Penurunan Kalor

Pada gambar diagram Mollier pada tekanan 42 bar dan suhu 480⁰ C titik A0, yang merupakan titik untuk menunjukkan kondisi uap kering, diperoleh :

ho = 811,33 kkal/kg,

kemudian melalui titik A0 ditarik garis adiabatik hingga mencapai tekanan 0,1 bar pada titik A1t.

Sehingga diperoleh : h1t = 530 kkal/kg

maka penurunan kalor :

Δh = 811,3 kkal/kg – 530 kkal/kg = 281,33 kkal.kg

Kerugian pada katup pengatur diambil 5% dari tekanan uap kering.

Penurunan tekanan pada katup pengatur : ∆P = 0,05 x P_o

= 0,05 x 42 bar = 2,1 bar

Sehingga tekanan sebelum masuk nosel adalah :

P_o' = P_o - ∆P

Po' = 42 bar – 2,1 bar = 39,9 bar

Dengan menarik garis A’0 sampai pada tekanan 0,1 bar (titik A’1t) diperoleh : h’1t = 531,70 kkal/kg. Sedangkan temperatur uap sesudah katup pengatur dicari dengan interpolasi, diperoleh temperatur uap sebesar 478,6⁰C.

Sehingga penurunan kalor teoritis akibat kerugian adalah : Δh’ = 811,33 kkal/kg – 531,70 kkal/kg = 279,63 kkal/kg.

h1t

h'1t

A'1t

A1t

Ao A'o

? h ? h'

480°C 39,9 bar 42 bar

h (kj/kg)

s (entropi)

Gambar 3.1 Diagram Mollier untuk proses penurunan kalor pada turbin

3.2.2.Perhitungan Tekanan dan Temperatur Ekstraksi

Temperatur jenuh uap pada tekanan buang 0,1 bar dari tabel uap adalah ts = 45,81 ⁰ C. Diasumsikan bahwa effisiensi dalam turbin sebesar 0,820 sehingga penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin adalah sebesar :

691 , 230 820 , 0 33 ,

0 281

0 = =

=h x x

hi η _i kkal/kg.

Dengan mengambil 1 tingkat ekstraksi untuk pemanasan air pengisian ketel (feed water) dan air pengisian ketel (feed water) dipanaskan pada derajat yang sama. Temperatur ekstraksi sebesar 235⁰C diperoleh dari data survey.

Untuk menentukan tekanan ekstraksi terlebih dahulu ditentukan temperatur jenuh uap, yang diperoleh dari persamaan : ts = teks + δt, dimana δt

merupakan perbedaan antara temperatur jenuh uap pemanas air pengisian ketel (dalam hal ini temperatur ekstraksi) dengan temperatur air pengisian ketel, yang biasanya diambil sebesar^[13,72] (5-7 )°. Dalam perencanaan ini diambil sebesar 6⁰. Sehingga temperatur jenuh uap pemanas adalah sebesar :

ts = 235⁰ + 6⁰ = 241⁰C,

Maka dengan menggunakan diagram Mollier pada temperatur uap jenuh sebesar 241⁰C diperoleh tekanan ekstraksi, yaitu : P_eks = 3,9 bar, dan entalpi pada tekanan ekstraksi adalah heks = 108,98 kkal/kg, seperti yang diperlihatkan pada gambar berikut.

0,1 bar

Peks = 3,9b

s (entropi) h (kj/kg)

42 bar 39,9 bar 480°C

A1 ? h'

? h

A'o Ao

A1t

A'1t h'1t

h1t ho

Gambar 3.2 Diagram Mollier untuk penurunan kalor dengan satu tingkat ekstraksi

3.3. Analisa termodinamika pada diagram T-s untuk turbin uap dengan satu tingkat ekstraksi.

Gambar 3.3 Instalasi pembangkit tenaga uap

BOILER

DEAERATOR

KONDENSER TURBIN

W_t

1 2

3 4

6 7

42 bar 480 C^o

42 bar

3,9 bar

0,1 bar

s 1

2 3

7 v

v 480 C^o

Gambar 3.4 Diagram T-s dengan satu tingkat ekstraksi Keadaan 1:

P₁ = 0,1 bar = 10 kPa

Dari tabel uap ( lampiran 4 ) diperoleh : h1 = hf = 191,5335 kJ/kg v1 = vf = 0,001010295 m³/kg keadaan 2 :

P2 = 3,9 bar 0,39 MPa

s₂ = s₁, h₂ = W_p1+h₁ = [v₁ x (P₂-P₁)+ h₁]

= [0,001010295 m³/kg x (390-10) kPa + 191,5335 kJ/kg]

= 192,224 kJ/kg Keadaan 3 :

P3 = 3,9 bar = 0,39 Mpa h3 = hf = 604,704 kJ/kg v₃ = v_f = 0,0010828 m³/kg Keadaan 4 :

P4 = 42 bar = 4,2 Mpa

s₄= s₃, h₄ = W_p2 + h₃= [v₃ x (P₄ – P₃) + h₃]

= [0,0010828 m3/kg x (4200-390) kPa + 600,768 kJ/kg]

h4 = 604,8935 kJ/kg

Keadaan 5 : P₅ = 42 bar T5 = 480°C,

h5 = 3396,812 kJ/kg s₅ = 7,004308 kJ/(kg.K) Keadaan 6 :

P₆ = 4 bar = 0,4 Mpa

s6 = s5 , dengan interpolasi diperoleh : h6 = 2785,817 kJ/kg Keadaan 7 :

P₇ = 0,1 bar = 10 kPa

s7 = s5 , h7 = hf + x7.hfg ,

dimana x7 = kJ kg K

s s s

f 0,8473 / ..

5009 , 7

6493 , 0 004308 ,

7 − = − =

maka, h₇ = 191,83 kJ/kg + (0,8473)(2392,8 kJ/kg)

3.4. Perhitungan Daya Turbin Uap

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

1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang diukur dengan MW.

Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya.

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

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

Daya Reaktif (MVAR)

Daya Semu (MVA

)

Daya Nyata (MW) ϕ

Gambar 3.5 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator Dari gambar 3.5 di atas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya nominal generator adalah daya nyata (MW), maka :

P = P_G . cos ϕ

Dimana :

P = daya nominal generator listrik = 10 MW PG = daya yang dibutuhkan generator listrik (MVA)

cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9. Namun berdasarkan harga yang umum dipakai di lapangan [Menurut lit. 8], maka diambil cos ϕ = 0,85. Dengan demikian dari persamaan di atas :

85 , 0

10 cos =

= ϕ

P_G P

77 ,

=11

PG MVA

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

G m

G N

P P

=η ⋅ Dimana :

η m = efisiensi mekanis yang ditentukan dari gambar 3.6 = 0,9878

η G = efisiensi generator yang ditentukan dari gambar 3.7 = 0,955, maka :

955 , 0 9878 , 0

77 , 11

= × PN

47 ,

=12

PN MW

Gambar 3.6 Effisiensi Mekanis turbin ^[1,74]

Gambar 3.7 Effisiensi Generator^[1,74]

3.5.Penentuan Fraksi Massa Uap Ekstraksi dan Laju Aliran Massa Uap

Dari gambar 3.2 dan 3.4 dapat diturunkan rumus untuk menentukan fraksi massa uap ekstraksi. Dimana dari gambar tersebut dapat dilihat bahwa uap yang diekstraksikan terjadi pada titik 6. Sehingga menurut buku literatur, diperoleh persamaan kesetimbangan energi :

out out in in

in Eout m h m h

•

• = =Σ =Σ

3 3 2 2

6h6 m h m h

•

• + =

Dimana : _• =α

•

5 6

m , 6 5

•

• = ×m

m α , dan m^•5 =1 , m^•₂ =(1−α), dan 3

•

m =1,

α fraksi massa uap ekstraksi =

Sehingga persamaan di atas akan menjadi :

Sehingga diperoleh persamaan fraksi massa uap ekstraksi, yaitu : 1590520

Massa alir uap total yang melalui turbin adalah :

( )

Sehingga massa alir uap total yang melalui turbin adalah :

( )

Maka massa alir uap yang diekstraksi adalah :

Geks = G0 x α = 12,163 kg/det x 0,1590520 = 1,935 kg/det Dan massa alir uap yang melalui turbin setelah ekstraksi adalah : G = G0 – Geks = 12,163 kg/det – 1,935 kg/det = 10,228 kg/det.

3.6.Perancangan Turbin Tingkat Pengaturan

Dengan membuat tingkat pengaturan terdiri dari dua baris sudu ( dua -tingkat kecepatan) dan dengan mengambil penurunan kalor sebesar 70 kkal/kg, atau sebesar 293,083 kJ/kg maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang sorong uap akan sebesar15 bar dengan mengambil harga (u/c₁)_opt sebesar 0,246, maka kecepatan mutlak uap keluar nozel:

C1 = 91,5 h = 91,5 70 =765,544 m/det ₀

Kecepatan keliling sudu:

u = (u/c1) x C1

u = 0,246 x 765,544 m/det u = 188,324 m/det,

Diameter rata - rata sudu:

d₁ =

Dengan melakukan perhitungan pendahuluan untuk tingkat akhir, akan diperoleh:

dimana :G = massa alir uap melalui tingkat terakhir, sebesar 10,14343 kg/det

ν2 = volume spesifik uap sesudah sudu-sudu gerak tingkat terakhir, 14,00 m³/kg

υ = perbandingan dz terhadap lz, = 5

ξe= kerugian kecepatan keluar dari tingkat terakhir( literatur 1, hal 141 ) dalam persentase, 3%.

α2 = sudut sisi keluar dari baris akhir sudu-sudu gerak( literatur 1, hal 141 ) untuk kerugian kecepatan keluar yang optimum 90⁰ Dengan kecepatan keliling pada diameter rata-rata:

u = 60

n d×

π = 275,194

60 5700 922

0 × =

π×

m/det,

Dimana u kecepatan keliling sudu masih dalam batas yang diizinkan. Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, derajat reaksi (ρ) yang dimanfaatkan pada sudu-sudu gerak dan sudu pengarah( literatur 1, hal 43 ):

1. untuk sudu gerak baris pertama ……….2%

2. untuk sudu pengarah ………..5%

3. untuk sudu gerak baris kedua ………….3%.

Kecepatan teoritis uap keluar dari tingkat pertama : C₁t = 91,5 (1−ρ)×h₀

= 91,5 (1−0,02)×70 C1t = 726,529 m/det

Kecepatan mutlak uap keluar nozel : C1 = φ x C1t

C₁ = 0,95 x 726,529 = 689,946 m/det

φ diambil 0,95 karena celah aksial nozel - sudu gerak cukup kecil C₁u = φ x cos α1 = 689,946 x cos 20⁰ C = 648,337 m/det.

Dengan mengambil sudut masuk ( literatur 1, hal 141 ) uap α1 sebesar 20⁰, diperoleh kecepatan relatif uap terhadap sudu (w1) :

w1 = C₁² +u² −2⋅u⋅C₁⋅cosα₁

= 689,946² +188,324² −2×188,324×689,946×cos20 =517,007 m/det Sudut kecepatan relatif :

sin β1 = ₁ ⁰

1 sin20

007 , 517

946 , sin = 689

× α

C ; β1=27,15⁰

Gambar 3.8 Segi tiga kecepatan untuk turbin impuls dengan dua tingkat kecepatan

Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar sudu gerak I :

w2t = 91,5 0,02 70 526,936

8378 007 , 5 517 , 8378 91

0 2

1 + ⋅h = + × =

w ρ m/det.

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

w2= ψ x w2t =0,86 x 526,936 = 453,165 m/det dimana ψ diambil 0,86.

Dengan mengambil sudut relatif keluar uap (β2) lebih kecil 3⁰ dari sudut kecepatan relatif masuk uap: β2 =27,15⁰ -3⁰ = 24,15⁰,

diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I : C₂ = w₂² +u² −2⋅u⋅w₂ ⋅cosβ₂

= 453,165² +188,324² −2×188,324×453,165×cos24,15 =291,684m/det Dengan sudut keluar:

sin α2 = sin24,15

Kerugian kalor pada nozel :

hn = 6,138 Kerugian kalor pada sudu gerak I:

hb' = 8,630 Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II:

C₁' = 91,5 ψgb 0,05 70 kecepatan pada sudu pengarah yang besarnya diasumsikan sepantasnya.

2 1

1'u C ' cos ' 297,544 cos36,47 239,276m/det

C = × α = × =

Kecepatan teoritis uap pada sisi masuk sudu gerak II :

w1' = C₁^'² +u² −2⋅u⋅C₁^' ⋅cosα₁^'

= 297,544² +188,324² −2×188,324×297,544×cos36,47 =184,054 m/det Sudut masuk untuk sudu gerak kedua α1' diambil 36,47 ⁰

Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :

sin β1' = sin36,47

Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II :

w₂'t = 91,5 0,03 70 226,791

Kecepatan mutlak uap dengan memperhitungkan kerugian:

C2 ' = w₂^'² +u² −2⋅u⋅w₂^' ⋅cosβ₂^' Kerugian kalor pada sudu pengarah:

hgb = 3,08

Kerugian kalor pada sudu gerak baris II: Kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak baris II:

he = 1,689

Efisiensi pada keliling cakram dihitung melalui persamaan:

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

yang optimum :

Gambar 3.9 Diagram I-s untuk tingkat pengaturan

Tekanan uap sesudah nosel tingkat pengaturan diperoleh dari diagram i-s dengan mengukurkan besarnya harga kerugian akibat kecepatan dari garis vertikal dari titik h01 yang berpotongan dengan tekanan P2, sehingga diperoleh P1I sebesar 22 bar, seperti yang diperlihatkan pada gambar 3.9.

Uap dari perapat labirin ujung depan dibuang ke ruang sorong uap tingkat ekstraksi dengan tekanan Peks = 3,9 bar, sedangkan tekanan sesudah nozel tingkat pengaturan sebesar P1I

= 22 bar.Tekanan kritis diperoleh dari:

p_kr = 2,606

Dengan z adalah jumlah ruang perapat labirin, diambil 50 buah.

Karena tekanan sesudah perapat labirin P2 lebih besar dari tekanan kritis pkr, maka besarnya kebocoran ditentukan dengan rumus:

kebocoran

G 0,0940

2030 , 0 22 50

) 9 , 3 22 ( 81 , 10 9

20734 , 0 100

2 2

3 =

−

× ×

= ⁻ kg/s

dengan fs = π x d x Δs = π x 0,22 x 0,3 x 10^-3 = 0, 20734 x 10^-3 m² d = diameter poros direncanakan sebesar 220 mm Δs = celah antara poros dengan packing labirin( 0,3 mm) ν = volume spesifik uap sesudah nozel (0,2030 m³/kg)

z = jumlah labirin, 50 buah.

Kalor total uap sebelum nozel tingkat kedua:

h0 ' = h01 - (h0 - ∑h kerugian)

h₀ ' = 811,33 – [(70) –(6,138+8,630+3,08+1,166+1,689+0.9442)]

h0 ' = 762,977 kkal/kg

Dengan mengukurkan harga tersebut pada diagram i-s diperoleh kondisi uap sebelum nozel tingkat kedua yaitu sebesar 15 bar dan temperatur 370,56⁰C.

3.7.Penurunan Kalor dari Tingkat pengaturan sampai Ke Tekanan Ekstraksi Penurunan kalor total teoritis dari tekanan 15 bar; 370,56⁰C ke tekanan ekstraksi 3,9 bar:

h01 = 762,977-683,127 = 79,850 kkal/kg Sedangkan penurunan kalor pada suatu tingkat adalah :

26,59

Dengan membandingkan penurunan kalorh₀₁ terhadap h₀^IIdiperoleh bahwa empat tingkat dapat dipasang diantara tingkat pengaturan dengan titik ekstraksi. Dengan membuat penurunan kalor yang sama pada setiap tingkat sebesar:

h₀ rata -rata = 26,62 3

850 ,

79 = kJ/kg

Penurunan kalor pada setiap tingkat didistribusikan sebagai berikut : Pada tingkat 2 sebesar 26,65kkal/kg

Pada tingkat 3 sebesar 26,75 kJ/kg Pada tingkat 4 sebesar 26,80 kkal/kg

Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat dari diagram I-s adalah : P3 = 10 bar P5 = 3,9 bar = Peks

P4 = 6,47 bar

Pada tingkat kedua turbin untuk memperkecil kerugian pemasukan, kita akan membuat terjadi 5 % reaksi padi setiap baris sudu, untuk tingkat kedua kita pilih u/c₁ = 0,462, kecepatan teoritis uap keluar nozel tingkat kedua:

356

Kecepatan keliling sudu :

u =u/c1 x C1 =0,462 x 472,356 m/det = 218,229 m/det Diameter rata-rata sudu:

731 , 5700 0

229 , 218 60

60 =

= ×

⋅

= ×

π π n

d u m

Penurunan kalor pada nozel tingkat kedua:

h₀₁ = (1-ρ)x h0 = 0,95 x 26,65 = 25,32 kkal/kg, Pada sudu gerak :

h₀₂ = 26,65-25,32 = 1,33 kkal/kg Kecepatan aktual uap:

C₁ =91,5×ϕ× h₀ =91,5×0,95× 25,32 =437,376 m/det C₁u = C₁x cos α1 = 437,376 x cos 12⁰ = 427,818 m/det

Sudut masuk uap^[13,141] diambil α1 = 12, sehingga bila ε = 1 tinggi nozel yang akan diperoleh berada dalam jangka yang diizinkan, dan kecepatan

teoritisnya: 460,396

95 , 0

376 ,

1 437

1 = = =

ϕ t C

C m/det, dimana φ = 0,95

Dari segitiga kecepatan diperoleh kecepatan relatif uap terhadap sudu gerak tingkat 2:

w₁ = C₁² +u² −2⋅u⋅C₁ ⋅cosα₁

= 437,376² +218,229² −2×218,229×437,376×cos12° =228,467 m/det, besar sudut kecepatan relatif ini:

sin β1 = ₂ ₁⁰ ⁰

Kecepatan relatif uap terhadap meninggalkan sudu gerak tingkat kedua:

w2 = ϕ w₁² +8378×h₀₂ =0,86 228,467² +8378×1,33= 216,476 m/det

Kecepatan teoritis relatif uap : 251,716 86

Selanjutnya dari segitiga kecepatan diperoleh:

C₂ = w₂² +u² −2⋅u⋅w₂⋅cosβ₂

= 216,476² +218,229² −2×218,229×216,476×cos21° =79,237m/det Sudut keluar uap sudu gerak kedua:

sin α2 = ₂ ₂ ⁰

Efisiensi turbin akan sebesar :

ηu = 0,8047

Dengan menentukan kerugian pada laluan-laluan sudu setiap tingkat diperoleh:

Kerugian pada nozel :

Kerugian pada sudu gerak:

Kerugian akibat kecepatan keluar :

Untuk memeriksa ketepatan perhitungan yang diperoleh diatas akan membandingkan dengan efisiensi yang diperoleh dengan rumus berikut:

7970

Kerugian-kerugian akibat gesekan dan pengadukan:

u kW

Kalor total uap sesudah sudu-sudu dengan memperhitungkan kerugian adalah :

( ) ( )

[ ]

^kkal ^kg

h_total =762,977− 26,65 − 2,467+2,194+0,749+0,4245 =742,412 /

Kebocoran uap melalui perapat labirin:

dimana : g = 9,81 m/det², kecepatan gravitasi z = jumlah labirin, 6 buah

v1= 0,2774 m³/kg, volume uap sesudah nozel.

Kerugian akibat kebocoran :

Penjumlahan seluruh kerugian pada tingkat :

kg kkal h_ker_ugian =2,467+2,194+0,749+0,4245+0,2508=6,08 / Σ

Penurunan kalor yang bermanfaat pada tingkat tersebut:

Daya yang dibangkitkan oleh tingkat ini :

Seluruh tingkat yang berikutnya dihitung persis dengan cara diatas dan hasilnya ditabelkan pada lampiran 6.

3.8. Kelompok turbin tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir

Untuk tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir ditentukan berdasarkan harga penurunan kalornya. Dimana harga penurunan kalor dari tingkat ekstraksi sampai tingkat terakhir sebesar :

kg kkal t

i i

h₀ ^II = ₀^V − ₂ =700,191−555,577=144,614 /

Dengan membagi harga penurunan kalor tersebut sama rata pada enam tingkat berikutnya, maka diperoleh :

kg kkal h _rata _rata 24,10 /

6 614 , 144

0 ₋ = =

Penurunan kalor pada setiap tingkat didistribusikan sebagai berikut : h₀^V = 24,20 kkal/kg h₀^VIII = 24,19 kkal/kg

h0VI

= 24,01 kkal/kg h0IX

= 24.17 kkal/kg h0VII

= 24,15 kkal/kg h0X

= 24,05 kkal/kg

Tekanan uap sesudah tiap-tiap tingkat dari diagram I-s adalah : P6 = 2,48 bar P9 = 0,47 bar

P₇ = 1,48 bar P₁₀ = 0,25 bar P8 = 0,86 bar

Seluruh tingkat-tingkat tersebut dihitung dengan cara yang sama seperti sebelumnya, dan hasilnya ditabelkan pada lampiran 6.

Dari diagram I-s diperoleh bahwa uap sewaktu mengembang dari tingkat kesembilan akan menjadi basah, jadi kerugian akibat kebasahan harus diperhitungkan:

kg kkal x h

h_kebasahan x _i 20,20 0,4515 /

9658 , 0 9895 , 1 0

1 ¹ 2 ² × =



 



 − +

×



 



 +

−

Dimana : x₁ = fraksi kekeringan uap sebelum nozel (sudu pengarah), = 0,9895 x = fraksi kekeringan uap sesudah sudu gerak tingkat sembilan, ₂ = 0,9658

h = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan _i memperhitungkan semua kerugian, = 20,20 kkal/kg.

39,9 bar

Gambar 3.10 Proses ekspansi uap pada turbin

5.0. Pengecekan Hasil Perhitungan Kalor Keseluruhan

Dari table lampiran 6 diperoleh penurunan kalor yang dimanfaatkan untuk melakukan kerja mekanis ∑hi =233,01 kkal/kg atau 975,572 kJ/kg dan daya yang dibangkitkan oleh turbin ∑Ni =10939,76 kW, dengan efisiensi-dalam relatif turbin

828

η h , yang 0,994 % lebih besar dari nilai yang dipilih

sebelumnya.

Daya yang dihasilkan pada terminal generator:

Ne= ΣNiηmηg = 10939,76 kW x 0,9878 x 0,955 = 10265,98 kW

Perbedaan antara besarnya daya yang dihitung pada terminal generator dengan dengan daya yang diandaikan adalah = 10265,98 kW - 10000 kW =

265,98 kW , dengan demikian kesalahanya adalah 3 % .Kesalahan desain total adalah 3% - 0,994% = 1,6 % yang masih dapat diizinkan. Jadi desain di atas dianggap memuaskan untuk turbin yang bekerja dengan parameter yang ditetapkan.

Jadi ditetapkan spesifikasi turbin yaitu:

Tekanan uap masuk turbin : 42 bar Temperatur uap masuk turbin : 480⁰ C Tekanan uap keluar turbin : 0,1 bar

Jenis turbin : Turbin impuls Jumlah tingkat : 10 tingkat

Jumlah ekstraksi : 1 tingkat ekstraksi

Laju aliran massa uap total : 12,163 kg/det (43.787 kg/jam) Laju aliran massa uap ekstraksi : 1,935 kg/det (6966 kg/jam) Daya Turbin : 12,47 MW

Daya keluaran generator : 10 MW Tekanan ekstraksi : 3,9 bar Putaran poros turbin : 5700 rpm

BAB IV

PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN 4.1. Perhitungan Ukuran Poros

Pada perencanaan ini poros mempunyai fungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran turbin serta tempat pemasangan cakram dan sudu Dalam hal ini beban yang akan dialami poros ini adalah:

1. Beban lentur yang berasal dari berat sudu-sudu dan cakram.

2. Beban puntir yang berasal dari cakram

Dalam perancangan poros dari segi kekuatan mekanis, tegangan-tegangan pada penampang diambil sebagai dasar perhitungan, yang antara lain :

1. Penampang yang momen lenturnya terbesar 2. Penampang yang momen puntirnya maksimum

Untuk poros putaran sedang dan beban berat digunakan baja paduan dengan pengerasan kulit. Untuk ini dipilih bahan poros adalah baja krom nikel JIS 4102 SNC 21 yang memiliki kekuatan tarik 80 kg/mm². Tegangan geser yang diizinkan untuk bahan poros dapat dihitung berdasarkan persamaan:

τa = σb / Sf₁ x Sf2 …..( literatur 2, hal 8 ) dimana:

Sf1 = faktor keamanan karena berat poros (untuk baja paduan = 6) Sf2 = faktor keamanan karena adanya pasak, poros bertingkat, dan

konsentrasi tegangan (1,3 ÷3,0), diambil sebesar 2,7.

Sehingga Tegangan geser yang diizinkan untuk bahan poros adalah :

Daya nominal yang ditransmisikan pada perencanaan ini sebesar 10.000 kW pada putaran 5700 rpm

Besarnya momen puntir (T) dapat dihitung dengan persamaan: T = 9,74 . 10⁵

Diameter poros ds dihitung dengan persamaan:

Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros terkecil yang dipakai pada perencanaan ini adalah 220 mm, sedangkan untuk poros bertingkatnya dipilih 224 mm.

4.2.Perhitungan Ukuran Nosel dan Sudu Gerak

Nosel adalah suatu laluan yang penampangnya bervariasi dimana pada nosel tersebut energi potensial uap dikonversikan menjadi energi kinetik berupa pancaran uap ke sudu gerak turbin. Dari penyelidikan-penyelidikan secara teoritis dan percobaan, ternyata bahwa uap yang mengalir melalui bagian nozel dengan penampang konvergen sewaktu berekspansi didalamnya hanya mencapai nilai minimum tertentu yang disebut tekanan kritis (p_kr) yang sama dengan 0,577 P_o untuk uap jenuh dan 0,546 Po untuk uap panas lanjut. Kecepatan uap pada tekanan ini disebut kecepatan kritis.

Bila tekanan sesudah nozel lebih besar dari tekanan kritis P₁ > p_kr, maka ekspansi uap yang terjadi hanya sampai tekanan p1 dan kecepatan uap pada sisi keluar tekanan ini lebih kecil dari kecepatan kritis, dalam hal ini digunakan nozel konvergen, sedangkan untuk mendapatkan tekanan sisi keluar P1 < pkr dan kecepatan superkritis C1 > Ckr digunakan nosel konvergen divergen.

Untuk menentukan jenis nozel yang digunakan dalam perencanan ini, terlebih dahulu ditentukan harga-harga tekanan kritis p kr pada tiap tiap tingkat.

4.2.1 Tinggi Nozel dan Sudu Gerak

Kondisi uap pada tingkat pertama adalah uap panas lanjut, maka tekanan kritisnya: pkr = 0,546 x P0

p_kr = 0,546 x 39.9 bar = 21,786 bar

Dimana tekanan sesudah nozel P1= 22 bar, karena P1 lebih besar dari pkr, maka digunakan nozel konvergen.

Penampang sisi keluar nozel

Tinggi nosel, disarankan diantara10 mm-20 mm, dan derajat pemasukan parsial, ε tidak kurang dari 0,2. untuk turbin-turbin dengan kapasitas besar dan menengah dengan sudu-sudu yang relatif besar, nilai derajat pemasukan parsial dapat mencapai satu.

Dengan membuat tinggi nozel ln sebesar 16 mm, diperoleh derajat pemasukan parsial uap :

Tinggi sisi masuk sudu gerak baris yang pertama dibuat sebesar:

l1' = ln + 2 = 16 + 2 = 18 mm

Tinggi sudu nosel baris yang pertama pada sisi keluarnya adalah :

l1'' =

ν1' = merupakan volume spesifik uap keluar sudu gerak baris pertama = 0,2030m³/kg.

Tinggi masuk sudu pengarah diambil lebih besar 1,1 mm dari tinggi sudu nosel baris pertama, sehingga :

l_gb = l₁'' + 1,1 = 22,6 + 1,1 = 23,7 mm Tinggi sisi keluar sudu ini akan sebesar :

lgb'' = _'

Dalam perencanaan ini diambil tinggi sisi keluar sudu sebesar 25 mm lgb'' = 25 mm

Tinggi sudu gerak sisi masuk baris kedua l2' = lgb" + 2

l₂' = 25 + 2 = 27 mm

Tinggi sudu gerak sisi keluar baris kedua adalah : l2'' = _'

Gambar 4.1 Ukuran Nozel dan Sudu Gerak^[1,87]

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

4.2.2 Lebar Sudu Gerak

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

Dalam dokumen PERANCANGAN TURBIN UAP PENGGERAK GENERATOR DENGAN DAYA NOMINAL 10 MW UNTUK KEBUTUHAN LISTRIK INDUSTRI (Halaman 28-0)