SKRIPSI
PERANCANGAN TURBIN UAP
PENGGERAK GENERATOR LISTRIK
DENGAN DAYA 80 MW PADA INSTALASI
PEMBANGKIT LISTRIK TENAGA UAP
Skripsi ini Diajukan Untuk Melengkapi
Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik
Oleh :
TUMPAL BATARA. NABABAN
NIM : 040401003
DEPARTEMEN TEKNIK MESIN
FAKULTAS TEKNIK
KATA PENGANTAR
Segala puj i dan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa at as segala kasih dan karunia yang t elah diberikan-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini yang merupakan t ugas akhir dalam menyelesaikan pendidikan unt uk mencapai gelar sarj ana di Fakult as Teknik, Depart emen Teknik Mesin, Universit as Sumat era Ut ara. Adapun yang menj adi j udul dari pada Skripsi ini adalah “ Perancangan Turbin Uap Penggerak Generat or List rik dengan Daya 80 MW Pada Inst alasi Pembangkit list rik Tenaga Uap” .
Dalam menyelesaikan Tugas Sarj ana ini, penulis banyak sekali mendapat dukungan dari berbagai pihak. Maka pada kesempat an ini penulis menyampaikan penghargaan dan ucapan t erima kasih yang sebesar-besarnya kepada :
1. Kedua orang t ua penulis, Ayahku t ercint a S.Nababan dan Mamaku
t ercint a R.br. Simamora yang t elah memberikan doa rest u kepada
penulis sert a t elah bersusah payah membiayai penulis selama menj alani
pendidikan, hingga penulis dapat menyalesaikan pendidikan dan
mendapat gelar sarj ana.
2. Kakak ku t ercint a, Eva Mery Nababan dan Adik-adik ku t ercint a, Yolanda
Permat asari Nababan dan Bast ian Wij aya Nababan sert a My Lovely,
C.Hanna Dumaria yang selalu mendoakan penulis sert a selalu
mendukung penulis dalam menyelesaikan skripsi ini.
3. Bapak Ir. Mulfi Hazwi. Msc sebagai dosen pembimbing yang t elah
membimbing penulis sert a memberi masukan-masukan yang bermanf aat
kepada penulis dari awal hingga akhir penyelesaian Skripsi ini.
4. Bapak DR.ING.IR.Ikhwansyah Isranuri sebagai ket ua Depart emen Teknik
Mesin Universit as Sumat era Ut ara dan Bapak Tulus Burhanuddin Sit orus,
ST, MT sebagai sekret aris Depart emen Teknik mesin Universit as
5. Seluruh dosen st af pengaj ar dan pegawai Depart emen Teknik Mesin
Universit as Sumat era Ut ara yang t elah banyak membimbing dan
membant u penulis selama kuliah di Depart emen Teknik Mesin Universit as
Sumat era Ut ara.
6. Teman-t eman mahasiswa khususnya st ambuk 2004 yang t elah banyak
membant u penulis selama perkuliahan dan dalam penyelesaian Skripsi
ini.
Penulis menyadari bahwa skripsi ini masih mempunyai beberapa kekurangan, unt uk it u penulis sangat mengharapkan adanya saran dari para pembaca unt uk memperbaiki dan memperlengkapi t ulisan ini ke depan. Akhir kat a penulis berharap semoga t ulisan ini dapat berguna memperkaya
penget ahuan dari para pembaca. Terima kasih.
Medan, Maret - 2009
Penulis,
Tumpal Bat ara. Nababan
DAFTAR ISI
Halaman
SPESIFIKASI TUGAS
KARTU BIMBINGAN
EVALUASI SEMINAR TUGAS SARJANA MAHASISWA
ABSENSI PEMBANDING BEBAS MAHASISWA
KATA PENGANTAR ... i
DAFTAR ISI ... iii
DAFTAR SIMBOL ... vi
BAB 1 PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Perencanaan ... 1
1.2 Tujuan Perencanaan ... 2
1.3 Batasan Masalah ... 2
1.4 Metodologi Perancangan ... 3
1.5 Sistematika Penulisan………. 4
BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA 2.1 Pandangan Umum Tentang Turbin Uap ... 5
2.2 Analisa Termodinamika ……… 6
2.3 Modifikasi Siklus Rankine pada PLTU ... 8
2.4 Prinsip dasar desain Turbin Uap... 10
2.5 Klasifikasi Turbin Uap ... 10
2.6 Analisa Kecepatan Aliran Uap ... 15
2.7 Kerugian Energi pada Turbin Uap ... 17
2.7.1 Kerugian-kerugian Dalam (Internal losses) ... 17
2.7.2 Kerugian-kerugian Luar ... 25
2.8 Efisiensi dalam Turbin Uap ... 25
2.9 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi ... 27
BAB 3 PENENTUAN SPESIFIK TURBIN UAP PLTGU
3.1 Pemilihan Jenis Turbin Uap ... .. 30
3.2 Perhitungan Daya Turbin Uap ... .. 31
3.3 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat ... .. 33
3.4 Perhitungan Fraksi Massa dan Laju Aliran Massa pada Tiap Ekstraksi... ...39
3.5 Pengujian Kembali Laju Aliran Massa yang Diperoleh ... .. 41
BAB 4 PERHITUNGAN KALOR TURBIN UAP PLTGU 4.1 Turbin Tingkat Pengaturan ... 43
4.2 Perhitungan Kalor dari Tingkat Pengaturan sampai Ekstraksi I ... 51
4.3 Pengujian Hasil Perhitungan Kalor Keseluruhan ... 61
BAB 5 PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN UAP PLTGU 5.1 Nosel dan Sudu Gerak ... 62
5.1.1 Tinggi Nosel dan Sudu Gerak ... 62
5.1.2 Lebar dan Jari-jari Busur Sudu ... 65
5.1.3 Jarak bagi antara Sudu ... 66
5.1.4 Jumlah Sudu ... 67
5.1.5 Nosel dan Sudu Gerak Tingkat 2 ... 67
5.2 Kekuatan Sudu ... 70
5.3 Getaran Sudu... 74
5.4 Pembahasan Perhitungan Ukuran Cakram ... 74
5.5 Perhitungan Ukuran Poros ... 83
5.6 Perhitungan Berat Cakram ... 86
5.7 Bantalan dan Pelumasan ... 88
BAB 6 KESIMPULAN ... 93
6.1 Kesimpulan………... 93
6.2 Saran……… 98
DAFTAR SIMBOL
1. Simbol dari abjad biasa
Simbol Arti Satuan
Ao Luas penampang sudu paling lemah cm2
As Luas plat penguat sudu cm2
a Ruang bebas bantalan mm
b Lebar sudu mm
C Kapasitas termal rata-rata minyak pelumas kkal/kg0C
cad Kecepatan mutlak uap keluar nosel tanpa
memperhitungkan derajat reaksi
m/s
c1 Kecepatan mutlak uap keluar nosel m/s
c1t Kecepatan uap masuk mutlak teoritis m/s
c2 Kecepatan uap pada saluran keluar m/s
ckr Kecepatan kritis m/s
d Diameter nominal sudu atau rotor mm
dp Diameter poros mm
E Modulus elastisitas poros kg/cm2
f1 Luas penampang sudu gerak cm2
g Percepatan gravitasi bumi m/s2
Geks Massa alir uap ekstraksi kg/s
Gkebocoran Massa kebocoran uap pada perapat labirin kg/s
Go Massa alir uap kg/s
hb Kerugian energi dalam sudu-sudu gerak kJ/kg
he Kerugian energi akibat aliran keluar kJ/kg
hge.a Kerugian energi karena gesekan roda dan
ventilasi
kJ/kg
hi tk Nilai penurunan kalor pada tiap tingkat turbin kJ/kg
hkebasahan Kerugian energi karena kelembaban uap keluar kJ/kg
hn Kerugian energi pada nosel kJ/kg
memperhitungkan kerugian tekanan
Ho’ Nilai penurunan kalor dengan memperhitungkan
kerugian tekanan dan pemipaan buang
kJ/kg
Ho,th Nilai penurunan kalor teoritis kJ/kg
I Momen inersia cm4
i0 Kandungan kalor uap saat masuk turbin kJ/kg
i1t Kandungan kalor uap saat keluar turbin kJ/kg
i1’t Kandungan kalor uap setelah katup pengatur kJ/kg
l Tinggi nosel mm
l1’ Tinggi sisi masuk sudu gerak mm
l1” Tinggi sisi keluar sudu gerak mm
Mt Momen puntir kg.mm
n Putaran turbin rpm
nkr Putaran kritis poros rpm
P Daya nominal generator listrik MW
Pa Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap
masuk
kg
Pa’ Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum
uap
kg
PG Daya yang dibutuhkan generator listrik MVA
PN Daya netto turbin MW
po Tekanan awal uap masuk turbin kg/cm2
po’ Tekanan uap sebelum nosel kg/cm2
pkr Tekanan kritis kg/cm2
Pu Gaya akibat rotasi pada sudu gerak kg
R Jari-jari konis sempurna mm
r1 Jari-jari hub mm
rs Jari-jari rata-rata plat penguat sudu mm
t0 Temperatur uap awal 0C
u Kecepatan keliling sudu turbin m/s
ν Volume spesifik uap m3/kg
W Momen perlawanan poros cm3
Wp Berat total poros kg
Wy Momen perlawanan terkecil sudu cm3
z Jumlah sekat labirin Buah
zs,1 Jumlah sudu gerak baris pertama Buah
2. Simbol dari abjad Yunani (Greek Letters)
Simbol Arti Satuan
α1 Sudut masuk kecepatan uap mutlak ke sudu gerak o
α2 Sudut keluar kecepatan uap mutlak o
β1 Sudut masuk kecepatan relatif uap ke sudu gerak o
β2 Sudut keluar kecepatan relatif uap ke sudu gerak o
as
ρ Massa jenis bahan Alloy Steel kg/m3
pl
ρ Massa jenis minyak pelumas kg/ltr
u
ρ Massa jenis uap kg/m3
∆pv Penurunan tekanan uap saat melewati katup
pengatur
kg/cm2
σ Tegangan kg/cm2
τa Tegangan izin poros kg/cm
2
ω Kecepatan sudut rad/s
ηg Efisiensi generator -
ηm Efisiensi mekanis -
λ Koefisien jenis fluida pada rumus stodola -
ϕ Faktor kecepatan (angka kualitas) nosel -
BAB 1
PENDAHULUAN
1.1.Latar belakang perancangan
Ide tentang turbin uap sudah ada sejak turbin Hero, kira-kira tahun 120 S.M,
tetapi pada saat itu masih berbentuk mainan atau belum dapat menghasilkan daya poros
yang efektif. Giovani Branca juga mengusulkan turbin impuls pada tahun 1629, tetepi
turbin tersebut tidak pernah dibuat. Turbin yang pertama dibuat pada tahun1831 oleh
William Avery (amerika Serikat) untuk menggerakkan mesin gergaji. Sejak saat itu teori
tentang turbin uap terus berkembang dengan pesat dan hal tersebut juga diikuti oleh
perkembangan aplikasi dari turbin tersebut.
Turbin uap sebagai salah satu mesin konversi energi merupakan salah satu
alternatif yang baik karena dapat mengubah energi potensial uap menjadi energi mekanik
pada poros turbin, Sebelum dikonversikan menjadi energi mekanik energi potensial uap
terlebih dahulu dikonversikan menjadi energi kinetik dalam nosel (pada turbin impuls)
dan sudu-sudu gerak(pada turbin reaksi). Energi mekanis yang dihasilkan dalam bentuk
putaran poros turbin dapat secara langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi
dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Untuk menghasilkan energi listrik,
mekanisme yang digerakkan dalam hal ini adalah poros generator. Pada generator energi
mekanik yang diteruskan dari poros akan diubah menjadi energi listrik.
Turbin uap sudah sering digunakan sebagai penggerak mula pada PLTU, pompa,
1.2.Tujaun perancangan
Adapun tujuan dari perancangan ini adalah untuk merancang sebuah Turbin Uap
beserta dimensi komponen-komponen utama nya, dimana Turbin Uap tersebut terdiri dari
10 tingkat tekanan dan dalam Turbin tersebut terjadi 4 ekstraksi , dimana uap hasil
ekstraksi tersebut digunakan sebagai pemanas air pengisian ketel.
Dalam hal ini Turbin Uap yang dirancang berfungsi sebagai penggerak Generator Listrik.
1.3.Batasan masalah
Adapun batasan-batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah :
a. Penentuan Spesifik Turbin Uap
Adapun spesifikasi Turbin uap yang direncanakan pada skripsi ini adalah :
1. Tekanan uap masuk : 80 bar
2. Temperature uap masuk : 500 °C
3. Jumlah ekstraksi : 4 ekstraksi
4. Jumlah tingkat turbin : 10 tingkat
5. Daya keluaran Generator : 80 MW
b. Perhitungan Kalor Turbin Uap
Dalam hal ini pembahasan meliputi penentuan besarnya penurunan kalor yang
terjadi pada tiap tingkat untuk mendapatkan variasi kecepatan uapnya dengan
penentuan besarnya kerugian kalor yang terjadi pada nosel atau sudu pengarah
c. Perhitungan ukuran-ukuran komponen utama turbin uap
Dalam hal ini pembahasan meliputi penentuan ukuran sudu pengarah dan sudu
gerak dengan analisa kekuatan sudu nya, perhitunagan ukuran cakram dan
tegangan yang terjadi, perhitungan ukuran poros dengan putaran kritis nya,
dan pemilihan bantalan dengan sistem pelumasan nya.
d. Gambar penampang ( gambar teknik ) turbin uap
1.4.Metodologi penulisan
Metodologi yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah
sebagai berikut :
a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit
pembangkit listrik tenaga uap itu berada.
b. Penagambilan data survey dari tempat dilaksanakan nya survey.
c. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku, dan
tulisan-tulisan yang terkait dengan perancangan turbin uap.
d. Browsing internet, yaitu untuk mencari bahan-bahan tulisan dan artikel-artikel
yang dapat digunakan untuk membantu pengerjaan skripsi ini.
e. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding
yang nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin – FT USU
1.5.Sistematika penulisan
Skripsi ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis besar sebagai berikut :
• Bab I : Pendahuluan
Bab ini berisikan Latar belakang penulisan, tujuan, batasan masalah, metodologi
penulisan, dan sistematika penulisan.
• Bab II : Tinjauan pustaka
Bab ini berisikan Pandngan umum tentang Turbin Uap, Analisa termodinamika
pada Turbin Uap, Modifikasi siklus rankine pada Turbin uap, Klasifikasi Turbin
Uap, dan Kerugian-kerugian energi pada Turbin Uap.
• Bab III : Penentuan Spesifikasi turbin Uap
Bab ini berisikan tentang Penentuan jenis Turbin Uap yang digunakan,
Perhitungan daya pada Turbin, Perhitungan penurunan kalor, Penentuan laju
aliran massa uap pada setiap ekstraksi.
Bab IV : Perhitungan Kalor Turbin Uap
Bab ini berisikan perhitungan kalor yang terdapat pada Turbin Uap dan kondisi
uap pada tiap tingkat deari Turbin Uap.
• Bab V : Perhitungan Komponen Utama Turbin Uap
Bab ini berisikan perhitungan-perhitungan komponen utama Turbin Uap yang
meliputi : Perhitungan ukuran Nozel dan Sudu gerak serta Perhitungan ukuran
Cakra Pada Turbin Uap.
• Bab VI : Kesimpulan
Bab ini berisikan spesifikasi Turbin Uap pada PLTU serta dimensi dari
BAB 2
TINJAUN PUSTAKA
2.1. Pandangan umum tentang Turbin Uap
Turbin uap termasuk mesin tenaga atau mesin konversi energi dimana hasil
konversi energinya dimanfaatkan mesin lain untuk menghasilkan daya. Di dalam turbin
terjadi perubahan dari energi potensial uap menjadi energi kinetik yang kemudian diubah
lagi menjadi energi mekanik pada poros turbin, selanjutnya energi mekanik diubah
menjadi energi listrik pada generator.
Energi mekanis yang dihasilkan dalam bentuk putaran poros turbin dapat secara
langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme yang
digerakkan.
Turbin uap digunakan sebagai penggerak mula pada PLTU, seperti untuk
menggerakkan pompa, kompressor dan mesin-mesin lain. Jika dibandingkan dengan
penggerak generator listrik yang lain, turbin uap mempunyai kelebihan antara lain:
• Penggunaan panas yang lebih baik.
• Pengontrolan putaran yang lebih mudah.
• Tidak menghasilkan loncatan bunga api listrik.
• Uap bekasnya dapat digunakan kembali atau untuk proses.
Siklus yang terjadi pada turbin uap adalah siklus Rankine, yaitu berupa siklus
tertutup, dimana uap bekas dari turbin dimanfaatkan lagi dengan cara mendinginkannya
pada kondensor, kemudian dialirkan lagi ke pompa dan seterusnya sehingga merupakan
2.2. Analisis Termodinamika
Siklus pada turbin uap adalah siklus Rankine, yang terdiri dari dua jenis siklus
yaitu :
• Siklus terbuka, dimana sisa uap dari turbin langsung dipakai untuk keperluan proses.
• Siklus tertutup, dimana uap bekas dari turbin dimanfaatkan lagi dengan cara
mendinginkannya pada kondensor, kemudian dialirkan kembali kepompa dan
seterusnya sehingga merupakan suatu siklus tertutup.
Uap menurut keadaannya ada tiga jenis [ Lit.9 hal.95 ] yaitu :
a. Uap basah, dengan kadar uap 0 < X < 1
b. Uap jenuh (saturated vapor),dengan kadar uap X = 1
c. Uap kering (Superheated vapor)
Diagram alir siklus Rankine dapat dilihat sebagai berikut:
Gambar 2.2 Diagram T-s Siklus Rankine Sederhana
Siklus rankine sederhana terdiri dari beberapa proses sebagai berikut :
1 → 2 : Proses pemompaan isentropik didalam pompa.
2 → 3 : Proses pemasukan kalor atau pemanasan pada tekan konstan dalam ketel
uap.
3 → 4 : Proses ekspansi isentropik didalam turbin.
4 → 1 : Proses pengeluaran kalor pada tekanan konstan
Untuk mempermudah penganalisaan termodinamika siklus ini, proses-proses
diatas dapat di sederhanakan dalam diagram berikut :
Maka analisa pada masing-masing proses pada siklus untuk tiap satu satuan massa
dapat ditulis sebagai berikut:
1) Kerja pompa (WP) = h2 – h1 = ν (P2 – P1)
2) Penambahan kalor pada ketel (Qin) = h3 – h2
3) Kerja turbin (WT) = h3 – h4
5) Efisiensi termal siklus
in P T in net th
Q W W Q
W −
= = η
(
) (
)
2 3
1 2 4 3
h h
h h h h
th
−− −
− = η
2.3. Modifikasi Siklus Rankine pada PLTU
Modifikasi siklus Rankine bertujuan untuk meningkatkan efisiensi siklus, dalam
hal ini dibuat ekstraksi uap yang bertujuan untuk memanaskan air pengisian ketel,
sehingga kerja ketel berkurang dan kebutuhan bahan bakar juga berkurang.
Dalam perancangan ini dibuat modifikasi siklus rankine dengan empat ekstraksi uap.
Adapun modifikasi siklus rankine tersebut dapat dilihat pada gambar berikut [ sumber :
lampiran dari data survey pada PLN SICANANG ] :
TURBIN UAP
GENERATOR
KONDENSOR Eks. I
Eks. II
Eks. III Eks. IV
No. I No. II
No. III No. IV
HPH 2 HPH 1 DEAERATOR
LPH 1 CP
LPH 2
Uap kering hasil pembakaran dari ketel memasuki turbin, setelah melalui
beberapa tingkatan sudu turbin, sebagian uap diekstraksikan ke empat pemanas awal
yaitu dua buah High Pressure Heater ( HPH ) dan dua buah Low Pressure Heater ( LPH
), sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan di kondensor. Selanjutnya
air dari kondensor dipompakan ke deaerator setelah melalui pemanas air pertama dan
kedua, dimana air yang berada pada dearator ini akan dipanaskan oleh uap dari turbin,
kemudian dari deaerator air dipompakan kembali ke boiler dengan melalui pemanas
ketiga dan keempat. Dari ketel, air yang sudah menjadi uap kering dialirkan kembali ke
turbin
Tujuan uap diekstraksikan ke Pemanas atau Heater adalah untuk membuang
gas-gas yang tidak terkondensasi sehingga pemanasan pada boiler dapat berlangsung efektif,
mencegah korosi pada boiler, dan meningkatkan efisiensi siklus.
Untuk mempermudah penganalisaan siklus termodinamika ini, proses-proses tersebut di
atas dapat kita sederhanakan dalam bentuk diagram berikut :
T
S
2.4 Prinsip Dasar Desain Turbin Uap
Turbin uap merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi potensial
uap menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah menjadi energi
mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin, langsung atau dengan bantuan
roda gigi reduksi, dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Tergantung kepada
jenis mekanisme yang digerakkan, turbin uap dapat digunakan pada berbagai bidang
industri, untuk pembangkit tenaga listrik, dan untuk transportasi. Dalam perancangan ini,
turbin uap digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTU seperti tampak
pada gambar 2.3 diatas.
Untuk mengubah energi potensial uap menjadi energi mekanis dalam bentuk
putaran poros dilakukan dengan berbagai cara, sehingga turbin uap secara umum terdiri
dari tiga jenis utama, yaitu : turbin uap impuls, reaksi, dan gabungan (impuls-reaksi).
Selama proses ekspansi uap di dalam turbin juga terjadi beberapa kerugian utama yang
dikelompokkan menjadi dua jenis kerugian utama, yaitu kerugian dalam dan kerugian
luar. Hal ini akan menyebabkan terjadinya kehilangan energi, penurunan kecepatan dan
penurunan tekanan dari uap tersebut yang pada akhirnya akan mengurangi efisiensi siklus
dan penurunan daya generator yang akan dihasilkan oleh generator listrik.
2.5 Klasifikasi Turbin Uap
Turbin uap dapat diklasifikasikan ke dalam kategori yang berbeda yang
tergantung pada jumlah tingkat tekanan, arah aliran uap, proses penurunan kalor,
kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin dan pemakaiannya di bidang industri. Adapun
1. Menurut jumlah tingkat tekanan, terdiri dari :
a. Turbin satu tingkat dengan satu atau lebih tingkat kecepatan, yaitu turbin
yang biasanya berkapasitas kecil dan turbin ini kebanyakan dipakai untuk
menggerakkan kompresor sentrifugal.
b. Turbin impuls dan reaksi nekatingkat, yaitu turbin yang dibuat dalam jangka
kapasitas yang luas mulai dari yang kecil sampai yang besar.
2. Menurut arah aliran uap, terdiri dari :
a. Turbin aksial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang sejajar
terhadap sumbu turbin.
b. Turbin radial, yaitu turbin yang uapnya mengalir dalam arah yang tegak lurus
terhadap sumbu turbin.
3. Menurut jumlah silinder, terdiri dari :
a. Turbin silinder tunggal
b. Turbin silinder ganda
c. Turbin tiga silinder
d. Turbin empat silinder
Turbin nekatingkat yang rotornya dipasang pada satu poros yang sama dan yang
dikopel dengan generator tunggal dikenal dengan turbin poros tunggal; turbin
dengan poror rotor yang terpisah untuk masing-masing silinder yang dipasang
4. Menurut metode pengaturan, terdiri dari :
a. Turbin dengan pengaturan pencekikan (throttling), dalam hal ini uap panas
lanjut yang keluar dari ketel masuk melalui satu atau lebih katup pencekik
yang dioperasikan serempak.
b. Turbin dengan pengaturan nosel yang uap segarnya masuk melalui dua atau
lebih pengatur pembuka yang berurutan.
c. Turbin dengan pengaturan langkah (by-pass governing), dimana uap panas
lanjut yang keluar dari ketel disamping dialirkan ke tingkat pertama juga
langsung dialirkan ke satu, dua, atau bahkan tiga tingkat menengah turbin
tersebut.
5. Menurut prinsip aksi uap, terdiri dari :
a. Turbin impuls, yang energi potensial uapnya diubah menjadi energi kinetik di
dalam nosel atau laluan yang dibentuk oleh sudu-sudu diam yang berdekatan,
dan didalam sudu-sudu gerak, energi kinetik uap diubah menjadi energi
mekanis.
b. Turbin reaksi aksial yang ekspansi uapnya diantara laluan sudu, baik sudu
pengarah maupun sudu gerak.
c. Turbin reaksi radial tanpa sudu pengarah yang diam
d. Turbin reaksi radial dengan sudu pengarah yang diam
a. Turbin kondensasi (condensing turbine) dengan regenerator, yaitu turbin
dimana uap pada tekanan yang lebih rendah dari tekanan atmosfer dialirkan ke
kondensor,
disamping itu uap juga dicerat dari tingkat-tingkat menengahnya untuk
memanaskan air pengisian ketel, dimana jumlah penceratan itu biasanya dari
2-3 hingga sebanyak 8-9. Kalor laten uap buang selama proses kondensasi
semuanya hilang pada turbin ini.
a. Turbin kondensasi dengan satu atau dua penceratan dari tingkat menengahnya
pada tekanan tertentu untuk keperluan-keperluan industri dan pemanasan.
b. Turbin tekanan lawan (back pressure turbine), yaitu turbin yang uap buang
dipakai untuk keperluan-keperluan pemanasan dan untuk keperluan-keperluan
proses dalam industri.
c. Turbin tumpang, yaitu suatu jenis turbin tekanan lawan dengan perbedaan
bahwa uap buang dari turbin jenis ini lebih lanjut masih dipakai untuk
turbin-turbin kondensasi tekanan menengah dan rendah. Turbin ini, secara umum
beroperasi pada kondisi tekanan dan temperatur uap awal yang tinggi, dan
dipakai kebanyakan untuk membesarkan kapasitas pembangkitan pabrik,
dengan maksud untuk mendapatkan efisiensi yang lebih baik.
d. Turbin tekanan lawan dengan penceratan uap dari tingkat-tingkat
menengahnya pada tekanan tertentu, dimana turbin jenis ini dimaksudkan
untuk mensuplai uap kepada konsumen pada berbagai kondisi tekanan dan
temperatur.
e. Turbin tekanan rendah (tekanan buang), yaitu turbin yang uap buang dari
mesin-mesin uap, palu uap, mesin tekan, dan lain-lain, dipakai untuk
f. Turbin tekanan campur dengan dua atau tiga tingkat-tekanan, dengan suplai
uap buang ke tingkat-tingkat menengahnya.
7. Menurut kondisi-kondisi uap pada sisi masuk turbin, terdiri dari :
a. Turbin tekanan rendah, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan 1,2
sampai 2 ata.
b. Turbin tekanan menengah, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan
sampai 40 ata.
c. Turbin tekanan tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada tekanan diatas 40
ata.
d. Turbin tekanan yang sangat tinggi, yaitu turbin yang memakai uap pada
tekanan 170 ata atau lebih dan temperatur diatas 550o C atau lebih.
e. Turbin tekanan superkritis, yaitu tubin yang memakai uap pada tekanan 225
ata atau lebih.
8. Menurut pemakaiannya di bidang industri, terdiri dari :
a. Turbin stasioner dengan kepesatan putar yang konstan dipakai terutama untuk
menggerakkan alternator.
b. Turbin uap stasioner dengan kepesatan yang bervariasi dipakai untuk
menggerakkan blower-turbo, pengedar udara (air circulator), pompa, dan
lain-lain.
c. Turbin yang tidak stasioner dengan kepesatan yang bervariasi, yaitu turbin
yang biasanya dipakai pada kapal-kapal uap, kapal, dan lokomotif kerata api
2.6. Analisa Kecepatan Aliran Uap
Analisa kecepatan aliran uap yang melewati suatu sudu dapat digambarkan
sebagai berikut :
Gambar 2.5. Variasi kecepatan uap pada sudu-sudu gerak turbin impuls.
(Sumber : Lit.7, hal 33)
1. Kecepatan aktual keluar dari nosel (C1) adalah :
' 5 , 91
1 Ho
C = ϕ (m/det)……….Lit.7, hal 80
dimana : Ho’ = besar jatuh kalor (entalphi drop) (kkal/kg)
ϕ = koefisien gesek pada dinding nosel (0,91 s/d 0,98)
2. Kecepatan uap keluar teoritis (C1t)
ϕ1
1
C
Ct = (m/det)……….Lit.7, hal 24
3. Kecepatan tangensial sudu (U)
60 . . nd
U =π (m/det)……….Lit.7, hal 85
dimana : d = diameter pada turbin (m)
4. Kecepatan uap memasuki sudu gerak pertama (w1)
1 1 2
2 1
1 C U 2UC cosα
w = + − (m/det)……….Lit.7, hal 33
5. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris pertama (C1u)
1 1
1 C cosα
Cu = (m/det)……….Lit.7, hal 76
6. Kecepatan mutlak radial uap keluar sudu gerak baris kedua (C2u)
2 2
2 C cosα
C u = (m/det)……….Lit.7, hal 76
7. Sudut relatif masuk sudu gerak baris pertama (β1)
1 1 1 1
sin sin
w
C α
β = ………...Lit.7, hal 34
8. Sudut relatif uap sudu keluar sudu gerak pertama (β2)
) 5 3 ( 1
2 =β − °− °
β ………...Lit.7, hal 34
9. Kecepatan relatif uap keluar sudu gerak pertama (w2)
1
2 .w
w =ψ (m/det)……….Lit.7, hal 34
10.Kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak pertama (C2)
2 2
2 2 2
2 w U 2.U.w .cosβ
C = + − (m/det)……….Lit.7, hal 34
11.Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak kedua (C1,)
2
1' .C
2.7 Kerugian Energi pada Turbin Uap
Kerugian energi pada turbin adalah pertambahan energi kalor yang dibutuhkan
untuk melakukan kerja mekanis pada praktek aktual dibandingkan dengan nilai teoritis
yang proses ekspansinya terjadi benar-benar sesuai dengan proses adiabatik. Pada suatu
tingkat turbin, jumlah penurunan kalor yang benar-benar dikonversi menjadi kerja
mekanis pada poros turbin adalah lebih kecil daripada nilai-nilai yang dihitung untuk
tingkat turbin yang ideal. Semua kerugian yang timbul pada turbin aktual dapat dibagi
menjadi dua kelompok utama, yaitu :
2.7.1 Kerugian-kerugian dalam (Internal losses)
1. Kerugian kalor pada katub pengatur
Aliran uap melalui katup-katup penutup dan pengatur disertai oleh kerugian
energi akibat proses pencekikan (throtling), kerugian ini yang disebut dengan kerugian
katup pengatur. Jika tekan uap masuk adalah Po maka akan terjadi penurunan tekanan
menjadi tekan awal masuk turbin Po’. Penurunan tekan awal (∆P) diperkirakan sebesar
( 3 − 5 ) % dari Po [ Menurut Lit.7 hal. 59 ].
Dimana ∆P = Po – Po’ , pada perencanaan ini diambil kerugian pada katup
pengatur sebesar 5% dari tekan masuk turbin atau dapat di tuliskan :
∆P = 5%Po ………...Lit.7 hal 60
∆H = Ho –Ho’ ………. Lit.7 hal 59
dimana:
Ho = nilai penurunan kalor total turbin
Ho’= nilai penurunan kalor setelah mengalami proses penurunan tekanan akibat
pengaturan melalui katup pengatur dan katup penutup yang ditetapkaqn
sebesar 3 – 5% dari Po. jadi tujuan perencanaan kerugian tekanan yaitu
sebesar ∆P = 5%Po.
Adapun gambar 2.6. menunjukkan proses ekspansi uap melalui mekanisme
pengatur beserta kerugian-kerugian yang lainnya yang diakibatkan pencekikan
(throttling).
Disebabkan oleh proses pencekikkan yang terjadi pada katub pengatur ,
penurunan kalor yang tersedia pada turbin akan berkurang dari Ho menjadi Ho’ dengan
kata lain ada kehilangan energi yang tersedia sebesar H = Ho - Ho’.Besarnya kerugian
tekanan akibat perncekikan dengan katub pengatur terbuka lebar dapat diandaikan
Gambar 2.6. Proses ekspansi uap dalam turbin beserta kerugian-kerugian akibat
Pencekikan.
2. Kerugian kalor pada nozel (hn)
Kerugian energi dalam nozel adalah dalam bentuk kerugian energi kinetis
dimanan besarnya adalah : Kerugian energi pada nosel disebabkan oleh adanya gesekan
uap pada dinding nozel , turbulensi, dan lain-lain. Kerugian energi pada nosel ini dicakup
oleh koefisien kecepan nozel ( ) yang sangat tergantung pada tinggi nozel.
Kerugian energi kalor pada nozel dalam bentuk kalor :
kg kj C
C
hn t /
2001 2 1 1 2
−
= ………...Lit.7 hal 25
dimana :
hn = besarnya kerugian pada nozel
Cit = kecepatan uap masuk nozel teoritis
ϕ = koefisien kecepatan pada dinding nozel (0,93 s/d 0,98)
Untuk tujuan perancangan, nilai-nilai koefisien kecepatan nozel dapat diambil
dari grafik yang ditunjukkan pada gambar dibawah ini :
Gambar 2.7. Grafik untuk Menentukan Koefisien ϕ sebagai fungsi tinggi nozel
(sumber : Lit.7, hal 61)
3. Kerugian kalor pada sudu gerak
Kerugian pada sudu gerak dipengarui beberapa faktor yaitu :
•kerugian akibat tolakan pada ujung belakang sudu.
•Kerugian akibat tubrukan.
•Kerugian akibat kebocoran uap melalui ruang melingkar.
•Kerugian akibat gesekan.
•Kerugian akibat pembelokan semburan pada sudu.
Semua kerugian diatas disimpulkan sebagai koefisien kecepatan sudu gerak (ϕ).
Akibat koefisien ini maka kecepatan relatif uap keluar dari sudu W2 lebih kecil dari
kecepatan relatif uap masuk sudu W1.
2001 2 1 2 1
' w w
hb= − (kJ/kg)……….Lit.7, hal 85
Kerugian pada sudu gerak baris kedua
2001 '2 2 2 ' 1
" w w
hb
−
= (kJ/kg)……….Lit.7, hal 86
dimana :
w1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak I
w2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak I
w’1 = kecepatan relatif uap masuk sudu gerak II
w’2 = kecepatan relatif uap keluar sudu gerak II
Untuk keperluan rancangan maka faktor ψ dapat diambil dari grafik berikut
dibawah ini:
Gambar 2.8. koefisien kecepatan untuk sudu gerak turbin impuls
untuk berbagai panjang dan profil sudu
(Sumber : Lit.7, hal 62)
4. Kerugian kalor akibat kecepatan keluar
Uap meninggalkan sisi keluar sudu gerak dengan kecepatan mutlak C2, sehingga
kerugian energi kinetik akibat kecepatan uap keluar C2 untuk tiap 1 kg uap dapat
ditentukan sama dengan C22/2001 kj/kg .
2001 2 2
C
hc = (kJ/kg)……….Lit.7, hal 63
5. Kerugian Kalor Pada Sudu Pengarah
2001 2 1 2
2 C
C hgb
−
= (kJ/kg)………..Lit.7, hal 64
6. Kerugian kalor akibat gesekan cakram
Kerugian gesekan terjadi diantara cakram turbin yang berputar dengan uap yang
menyelubunginya. Cakram yang berputar itu menarik pertikel-pertikel yang ada didekat
permukaannya dan memberi gaya searah dengan putaran. Sejumlah kerja mekanis
digunakan untuk mengatasi pengaruh gesekan daqn pemberian kecepatan ini. Kerja yang
digunakan untuk melawan gesekan dan percepatan-percepatan partikel uap ini pun akan
di konversikan menjadi kalor, jadi akan mnemperbesar kalor kandungan uap.
Kerugian akibat gesekan cakram dan ventilasi dalam satu kalor dapat ditentukan
dari persamaan berikut:
G Ng
hgca ca
427 102
= (kJ/kg)………..Lit.7, hal 64
dimana :
G = massa aliran uap melalui tingkatan turbin (kg/s)
Ngca = daya gesek dari ventilasi cakram ( kW )
Adapun penentu daya gesek dari ventilasi cakram ini sering dilakuakn dengan
memakai rumus berikut :
( )
kW ln d
Ngca=β⋅10−10⋅ 4⋅ 3⋅ ⋅γ …………Lit.7 hal 64
dimana :
d = diameter cakra yang diukur pada tinggi rata-rata sudu A(m)
n = putaran poros turbin (rpm)
l = tinggi sudu (m)
= Massa jenis uap dimana cakram tersebut berputar (kg/m3) = 1/ν ,
dimana ν = volume spesifik uap pada kondisi tersebut (m3/kg)
7. Kerugian Ruang Bebas pada Turbin Impuls
Ada perbedaan tekanan di antara kedua sisi cakram nosel yang dipasang pada
stator turbin, sebagai akibat ekspansi uap di dalam nosel. Diafragma yang mempunyai
sudu sudu gerak adalah dalam keadaan berputar,
sementara cakram-cakram adalah dalam keadaan diam sehingga selalu ada ruang bebas
yang sempit antara cakram-cakram putar dan diafragma.
Tekanan sebelum melewati diafragma adalah p1 dan tekanan sesudah cakram
yang mempunyai sudu-sudu gerak adalah p2. Oleh sebab itu, seluruh penurunan tekanan
yang terjadi pada perapat labirin dari p1 hingga ke p2 didistribusikan diantara ruang-ruang
A, B, C, D, E, dan F. Adanya perbedaan tekanan menyebabkan adanya kebocoran
melalui celah ini, yang besarnya :
h kebocoran =
G Gkebocoran
( i0 - i2) (kJ/kg)………..Lit.7, hal 64
Dimana G kebocoran ditentukan berdasarkan tekanan kritis, yaitu :
pkr =
5 , 1 85 ,
0 1
+ ⋅
z p
Gambar 2.9. Celah kebocoran Uap tingkat tekanan pada turbin impuls
(sumber : Lit.1, hal 62)
Bila tekanan kritis lebih rendah dari p2, maka kecepatan uap di dalam labirin
adalah lebih rendah daripada kecepatan kritis dan massa alir kebocoran ditentukan
dengan persamaan :
Gkebocoran = 100 fs
1 1
2 2 2
1 )
( υ zp
p p
g − (kg/det)………..Lit.7, hal 67
sebaliknya, bila tekanan kritis lebih tinggi dari p2 , maka kecepatan uap adalah lebih
tinggi dari kecepatan kritisnya dan massa alir kebocoran dihitung :
Gkebocoran = 100 fs
1 1
5 ,
1 v
p z
g
×
+ ………..Lit.7, hal 6
8. Kerugian Akibat Kebasahan Uap
Dalam hal turbin kondensasi, beberapa tingkat yang terakhir biasanya beroperasi
pada kondisi kondisi uap basah yang menyebabkan terbentuknya tetesan air. Tetesan air
ini oleh pengaruh gaya sentrifugal akan terlempar ke arah keliling. Pada saat bersamaan
jadi sebagian energi kinetik uap hilang dalam mempercepat tetesan air ini. Kerugian
akibat kebasahan uap dapat ditentukan dengan persamaan :
hkebasahan = ( 1-x) h ………Lit.7, hal 69
Dimana :
x = fraksi kekeringan rata-rata uap di dalam tingkat turbin yaitu sebelum
nosel (sudu pengarah) dan sesudah sudu gerak tingkat tersebut.
hi = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada tingkat turbin dengan
memperhitungkan semua kerugian kecuali akibat kebasahan uap
9. Kerugian Pemipaan Buang
Kerugian pemipaan buang terjadi karena kecepatan aliran pada pipa buang besar
(100-120) m/s yang biasanya terjadi pada turbin kondensasi. Besarnya kerugian tekanan
dalam pemipaan buang turbin-turbin kondensasi dapat ditentukan, yaitu :
k s
k p
c p
p 2
2
2 2
100 =
− λ ……….Lit.7, hal 70
Dimana :
2
p = tekanan uap sesudah sudu (bar)
k
p2 = tekanan uap di dalam pemipaan buang (bar)
λ = koefisien yang nilainya dari 0,07-0,1
s
c = kecepatan uap pada pemipaan buang (m/s).
2.7.2 Kerugian kerugian Luar
• Kerugian Mekanis
Kerugian mekanis disebabkan oleh energi yang digunakan untuk mengatasi
generator atau mesin yang dihubungkan dengan poros turbin. Untuk tujuan perancangan,
kerugian mekanis, generator dan turbin [Menurut lit. 2, hal. 88] dapat ditentukan dengan
mempergunakan grafik efisiensi mekanis turbin.
2.8 Efisiensi dalam Turbin Uap
1. Efisiensi relatif sudu
Hubungan antara kerja satu kilogram uap Lu pada keliling cakram yang
mempunyai sudu-sudu gerak terhadap kerja teoritis yang dapat dilakukannya adalah :
u u u u i i L A L L − = = 0 0 .
η ...Lit.7, hal 71
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 :
0 1 0 2 0 0 0 H H i i i i L L i t i i = −− = =
η ……...Lit.7, hal 71
3. Efisiensi termal
Hubungan antara penurunan kalor adiabatik teoritis di dalam turbin dan kalor
yang tersedia dari ketel adalah :
q i i i q i H t t − − = − = 0 1 0 0 0
4. Efisiensi relatif efektif
Hubungan antara efisiensi mekanis dengan efisiensi internal turbin adalah :
i m re η .η0
η = ...Lit.7, hal 71
Besarnya efisiensi mekanis ditentukan dari gambar diatas sedangkan efisiensi
efektif relatif dapat ditentukan berdasarkan grafik [lit. 2, hal. 88]
Daya dalam turbin dapat dituliskan sebagai berikut :
• Daya dalam turbin
102 . .
427 0 i
i
H G
N = (kW) ...Lit.7, hal 71
• Daya efektif yang dihasilkan pada turbin adalah :
i m
ef N
N =η . ...Lit.7, hal 72
Daya efektif turbin dapat juga diperoleh dari hubungan anatara daya yang dibangkitkan
pada terminal generator Ne dan effisiensi generator g, yaitu :
efektif e g
N N
=
η ...Lit.7, hal
2.9 Perhitungan Fraksi Massa pada Tiap Ekstraksi
Dari gambar 2.1 sebelumnya telah diketahui, bahwa untuk siklus PLTU ini
dirancang empat buah tingkatan ekstraksi dari turbin uap, sehingga fraksi massa pada tiap
ekstraksi dapat ditentukan.
Berikut ini ditentukan fraksi massa dari ekstraksi pertama hingga ekstraksi keempat
sebagai berikut:
(
)
4 1 η α ⋅ − − = I s I eks III fw IV fw i i i i…...Lit.7, hal 137
2. Fraksi massa pada ekstraksi kedua
( )
α2(
)
II fw II Eks II fw I s II fw III fw i i i i i i − − − ⋅ − = 1 3 2 1 α ηα ...Lit.7, hal 137
3 Fraksi massa pada ekstraksi ketiga
( )
α3
(
)
(
)
(
)
22 1 3 1 η α α α ⋅ − − ⋅ − − = III s III Eks I fw II fw i i i i
...Lit.7, hal 137
4. Fraksi massa pada eksraksi keempat (α4)
α4=
(
)
(
) (
)
(
)
11 3 2 1 1 η η α α α ⋅ − ⋅ − − − ⋅ − − IV s IV eks IV s III s kond I fw i i i i i i
...Lit.7, hal 137
Dimana : η1, η2,η3 dan η4 adalah efisiensi pemanas air pengisian boiler yang
diakibatkan oleh kehilangan kalor ke medium di sekitarnya.
2.10 Perhitungan Jumlah Uap yang Mengalir Melalui Turbin dan Ekstraksi
Jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap dapat ditentukan sebagai berikut
( ) (
1 1) (
1) (
1)
][ 860 4 3 2 1 3 2 1 2 1 1 0 V i IV i III i II i I i N h h h h h P D
α
α
α
α
α
α
α
α
α
α
+ − − + − − − + − − − − − + ⋅ = .(Sumber Lit.7, hal 137)
Dimana :
G0 = jumlah uap yang mengalir melalui turbin uap (Kg/s)
V i IV i III i II i I
i h h h h
h , , , = penurunan kalor yang dimanfaatkan pada turbin antara titik-titik
ekstraksi (kJ/kg).
Kemudian jumlah uap yang dicerat dari setiap titik ekstraksi dapat ditentukan
sebagai berikut :
1. GeksI =α1⋅G0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang pertama
2. G 2 G0
II
eks =α ⋅ = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang kedua
3. GeksIII =α3⋅G0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang ketiga
4. GeksIV =α4⋅G0 = jumlah uap yang dicerat dari titik ekstraksi yang keempat
Sehingga jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik ekstraksi,
menjadi :
1. G = jumlah uap yang mengalir melalui ruang pertama sampai ke titik ekstraksi 0
yang pertama
2. I
eks
G G
G1 = 0 − = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi yang
pertama dan kedua
3. G2 =G0 −GeksI −GeksII = jumlah uap yang mengalir sesudah titik ekstraksi kedua.
4. G3 =G0 −GeksI −GeksII −GeksIII = jumlah uap yang mengalir antara titik ekstraksi
yang ketiga dan keempat
5. G4 =G0 −GeksI −GeksII −GeksIII −GeksIV = jumlah uap yang mengalir sesudah titik
BAB 3
PENENTUAN SPESIFIKASI TURBIN UAP
3.1. Pemilihan jenis Turbin Uap
Dalam Bab II sebelumnya telah dijelaskan tinjauan termodinamika turbin uap
dalam instalasi PLTU, jenis-jenis turbin uap dan pertimbangan kerugian-kerugian yang
akan terjadi dalam siklus yang akan mempengaruhi efisiensi dalam turbin uap tersebut.
dengan daya 80 MW, dengan putaran 3000 rpm. Dengan mempertimbangkan kelebihan
dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan
dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin impuls nekatingkat dengan
derajat reaksi. Adapun alasan pemilihan jenis turbin ini adalah karena pada turbin ini
hampir semua tekanan uap yang masuk pada sudu sebelumnya dapat dimanfaatkan lagi
pada sudu tingkat selanjutnya agar selanjutnya aliran uap dapat dirubah menjadi energi
mekanis pada turbin.
Turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi banyak dipakai di bidang industri
sebagai penggerak mula untuk generator listrik kapasitas besar. Hal ini disebabkan
kemampuannya menghasilkan daya yang lebih besar dibandingkan dengan turbin tingkat
tunggal, sesuai untuk kondisi tekanan uap yang tinggi, dorongan aksial serta diameter
tingkat akhir yang besar dan yang biasanya terjadi pada turbin impuls murni dapat diatasi
dengan derajat reaksi. Distribusi penurunan kalor pada sejumlah tingkat tekanan akan
memungkinkan mendapatkan kecepatan uap yang lebih rendah yang cenderung untuk
menaikkan efisiensi turbin uap.
Dalam perancangan ini, turbin impuls nekatingkat dengan derajat reaksi mempunyai
empat tingkatan ekstraksi uap yang akan diumpankan pada air umpan pengisian ketel.
Dengan membuat analisa perhitungan penurunan kalor dan fraksi massa serta laju
aliran massa untuk tiap ekstraksi, akan dapat ditentukan daya akhir yang akan dihasilkan
jenis turbin impuls nekatingkat yang sesuai untuk dipakai untuk instalasi PLTU.
3.2 Perhitungan Daya Turbin Uap
Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada 2 unsur yang terpakai
1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ϕ) yang diukur dengan MW. Dikatakan
daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam proses konversi daya.
2. Daya reaktif (V.I sin ϕ) yang diukur dengan MVAR. Besaran ini adalah suatu
daya yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi
adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani.
Dari penjelasan diatas, maka daya yang harus disuplai oleh turbin uap ke generator
harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Diagram pada gambar di
bawah ini menggambarkan daya yang bekerja pada generator listrik.
Daya Reaktif (MVAR)
Daya Semu (MVA)
Daya Nyata (MW)
[image:40.595.157.441.312.473.2]ϕ
Gambar 3.1 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator
Dari gambar 3.1 diatas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan oleh
generator adalah daya semu (MVA) dan daya nominal generator adalah daya nyata
(MW), maka :
P = PG . cos ϕ
Dimana :
P = daya nominal generator listrik = 80 MW
cos ϕ = faktor daya yang besarnya 0,6 – 0,9. Namun berdasarkan harga yang umum
dipakai di lapangan , maka diambil cos ϕ = 0,9. Dengan demikian dari persamaan 3-1
diatas :
90 , 0
80
cos =
=
ϕ
P PG
889 , 88 =
G
P MW
Sehingga daya netto yang harus disuplai turbin uap ke generator listrik (PN)
adalah :
G m
G N
P P
η η ⋅
=
Dimana :
m
η = efisiensi transmisi = 1 ( karena Turbin disambungkan langsung dengan
generator tanpa menggunakan roda gigi reduksi ) [ Lit 7, hal 73 ]
G
η = efisiensi generator yang ditentukan dari gambar = 0,98
maka :
98 , 0 1
889 , 88
⋅ =
N
P
PN =90,703 MW
3.3 Perhitungan Penurunan Kalor untuk Jenis Turbin Nekatingkat
Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah uap pada
kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar poros generator
listrik. Dalam perancangan ini, ditentukan kondisi-kondisi uap sebagai berikut :
1. Tekanan uap masuk turbin (po) = 80 bar
3. Tekanan uap keluar turbin (p2k) = 0,1 bar
4. Turbin uap dirancang mempunyai empat tingkatan ekstraksi.
Pada bagian 2.6 sebelumnya telah dibahas beberapa kerugian yang terjadi pada
turbin uap, sehingga pada bagian ini akan dapat ditentukan besarnya penurunan kalor
yang terjadi pada tiap ekstraksi. Kerugian pada katup pengatur diambil sebesar 5%
[Lit 7, hal 59] dari tekanan uap panas lanjut, sehingga tekanan di depan nosel tingkat
pertama akan menjadi :
(
1 0,05)
80 76'
0 = − ⋅ =
p bar
Kerugian pada pemipaan buang yang dapat ditentukan dari persamaan pada bab 2,
dimana sesuai dengan kondisi lapangan maka diambil nilai koefisien λ sebesar 0,092
dan c sebesar 110 m/s, maka : s
1 , 0 100 110 092 , 0 1 , 0 2
2 ×
= − p 11113 , 0 01113 , 0 1 , 0
2 = + =
p bar
Penurunan kalor teoritis yang terjadi pada turbin dengan mengabaikan kerugian
pada katup pengatur dan pemipaan buang akan menjadi :
44 , 1264 268 , 2135 7 , 3399 ,
0th = − =
H kJ/kg
Penurunan kalor pada turbin dengan memperhitungkan baik katup pengatur
maupun pemipaan buang akan menjadi :
87 , 1251 83 , 2147 7 , 3399 '
0 = − =
Dari gambar 2.9 dan 2.7 nilai efisiensi ηre, dan ηm diperoleh masing-masing
sebesar 0,86 dan 0,995 sehingga nilai efisiensi dalam turbin, yaitu :
8643 , 0 995 , 0 86 , 0 = = oi η
Sehingga penurunan kalor yang dimanfaatkan di turbin menjadi :
855 , 1092 8643 , 0 44 , 1264 0 ,
0 × = × =
= th i
i H
H η kJ/kg
Proses penurunan kalor ini dapat digambarkan dalam diagram Mollier, yaitu :
Ho,th Hi Ho’ Ho Ao Ao,th po po' p1 p2 p2k I eks p II eks p III eks p IV eks p I eks i II eks i III eks i IV eks i 2 i 1 i I o h II o h III o h IV o h V o h
Gambar 3.2 Proses penurunan kalor pada turbin uap
Untuk tekanan 0,1 bar didapat temperatur air jenuh ts = 45,84 oC. Dalam hal ini
diambil temperatur air jenuh keluaran kondensor tkond = 45 oC. Guna
menyederhanakan perhitungan, dibuat bahwa air pengisian ketel dipanaskan dalam
derajat yang sama pada semua pemanas air pengisian ketel, sehingga pada
masing-masingnya kenaikan temperatur air pengisian ketel (∆t) menjadi
z t t
t = HPH − kond
∆ 2
Dimana :
2
HPH
t = temperatur uap keluaran HPH2 = 185 oC
kond
t = temperatur air jenuh keluaran kondensor = 45 oC
z = jumlah ekstraksi turbin uap = 4 tingkatan
Maka :
35 4
45 185
= − =
∆t oC
Sehingga dapat ditentukan temperatur air pengisian ketel setelah keluar dari pemanas,
yaitu :
1. tLPH1 =45+35=80
o
C
2. tLPH2 =80+35=115
o
C
3. tHPH1 =115+35=150 oC
4. tHPH2 =150+35=185 oC.
Kemudian temperatur jenuh uap pemanas pada pemanas air pengisian ketel
diperoleh dengan persamaan [Menurut lit. 7, hal. 137] :
t t
tLPHnHPHn = LHPn,HPHn +δ
' ,
Dimana :
t
δ = perbedaan temperatur antara temperatur uap pemanas air pengisian
air ketel, yang biasanya diambil 5-7 oC. Dalam hal ini, perbedaan
temperatur diambil 5 oC.
Maka :
1. tLPH' 1 =80+5=85
o
C
2. tLPH' 2 =115+5=120 oC
3. tHPH' 1 =150+5=155 oC
4. tHPH' 2 =185+5=190
o
C.
Dari interpolasi pada tabel saturated water diperoleh tekanan uap jenuh untuk
masing-masing temperatur, yaitu :
1. peksIV =0,5783 bar
2. peksIII =1,9853 bar
3. peksII =5,431 bar
4. peksI =12,544 bar.
Dengan interpolasi pada tabel saturated water juga dapat diperoleh kandungan
kalor air jenuh untuk masing-masing tekanan, yaitu :
1. hIVf =354,239 kJ/kg
2. hIIIf =503,659 kJ/kg
3. hIIf =662,383 kJ/kg
Dari diagram Mollier (i-s) diperoleh temperatur keluar ekstraksi turbin atau
kebasahan untuk masing-masing tekanan ekstraksi uap, yaitu :
1. teksIV =90C
2. teksIII =130 o
C
3. teksII =200 oC
4. teksI =285 o
C.
Dengan menggunakan diagram Mollier (i-s) juga dapat diperoleh kalor total uap
keluar ektraksi turbin, yaitu :
1. ieksIV =2524,64 kJ/kg
2. ieksIII =2687,93 kJ/kg
3. ieksII =2859,58 kJ/kg
4. ieksI =3010,31 kJ/kg.
Dari interpolasi pada tabel compressed liquid water diperoleh kalor sensibel air
pengisian ketel, yaitu :
1. iIVfw =788,992 kJ/kg
2. iIIIfw =637,129 kJ/kg
3. iIIfw =481,994 kJ/kg
4. iIfw =335,456 kJ/kg
Seluruh data hasil perhitungan diatas yang dibutuhkan untuk perancangan awal
pada turbin dengan empat tingkatan ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.1 berikut ini :
Tabel 3.1 Data hasil perancangan turbin empat tingkatan ekstraksi
No
. Parameter
Sebelum
turbin Eks. I Eks. II Eks. III Eks. IV Kondensor
1 Tekanan uap
(bar) 80 12,544 5,431 1,9853 0,5783 0,1
2
Temperatur atau kebasahan uap (oC )
500 285 200 130 90 45
3 Kandungan kalor
uap (kJ/kg) 3399,7 3010,31 2859,58 2687,93 2524,64 2306,9268
4 Temperatur jenuh
uap pemanas (oC) 296,728 190 155 120 85 -
5 Kandungan kalor
air jenuh (kJ/kg) 1325,52 807,506 662,383 503,659 354,239 199,424
6
Temperatur air pengisian ketel
(oC)
-
185 150 115 80 45
7.
Kalor sensibel air pengisian ketel (kJ/kg)
- 788,992 637,129 481,994 335,456 188,866
8 Penurunan kalor
(kJ/kg) - 393,56 146,54 175,85 159,09 213,53
Dari bagian 2.8 dan 2.9 sebelumnya dengan mengambil nilai η1, η2, η3, dan η4
sama dengan 0,98 akan dapat ditentukan fraksi massa dari ekstraksi yang pertama hingga
ekstraksi keempat sebagai berikut :
1. Fraksi massa pada ekstraksi pertama (α1)
(
)
0,06879698 , 0 506 , 807 31 , 3010 129 , 637 992 , 788 1 = ⋅ − − = α
2. Fraksi massa pada ekstraksi kedua
( )
α2(
)
059977 , 0 994 , 481 58 , 2859 994 , 481 506 , 807 068796 , 0 994 , 481 129 , 637 98 , 0 1 2 2 = − − − ⋅ − = α α3. Fraksi massa pada ekstraksi ketiga
( )
α3(
) (
)
(
)
058494 , 0 98 , 0 659 , 503 64 , 2524 456 , 335 994 , 481 059977 , 0 068796 , 0 1 3 3 = ⋅ − ⋅ − − − = α α4. Fraksi massa pada ekstraksi keempat
( )
α4(
) (
)
(
)
(
)
055119 , 0 98 , 0 239 , 354 64 , 2524 98 , 0 239 , 354 659 , 503 058494 , 0 866 , 188 456 , 335 059977 , 0 068796 , 0 1 4 4 = ⋅ − − − ⋅ − ⋅ − − = α α5. Jumlah total uap panas lanjut yang memasuki turbin (G0)
(
) (
) (
) (
)
[
460,6 0,931204 148 0,871227 181,231 0,812733 170,769 0,757614 211,737]
1868 , 4 516 , 97 860 0 ⋅ + ⋅ + ⋅ + ⋅ + ⋅ ⋅ = G 8399 , 332 0 =
Sehingga jumlah fraksi massa uap tiap ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.2 berikut ini
Tabel 3.2 Fraksi massa tiap ekstraksi
No. Istilah Eks. I Eks. II Eks. III Eks. IV
1 α 0,068796 0,059977 0,058494 0,055119
2 Geks (kg/s) 6,361 5,545 5,4081 5,0961
Sedangkan jumlah uap yang mengalir melalui turbin antara berbagai titik
ekstraksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut ini :
Tabel 3.3 Jumlah uap yang mengalir antara berbagai titik ekstraksi
No.
Jumlah uap
yang mengalir
Sampai ke
Eks. I
Sampai ke
Eks. II
Sampai ke
Eks. III
Sampai ke
Eks. IV
Sampai ke
Kondensor
1 Geks (kg/s) 92,456 86,095 80,5498 75,1417 70,046
3.5 Pengujian Kembali Laju Aliran Massa yang Diperoleh
Dari bagian 3.2 telah didapat bahwa daya yang harus disuplai turbin uap ke
generator listrik (PN) adalah sebesar 90,703 MW sedangkan dari bagian 3.3 juga telah
didapat penurunan kalor yang dimanfaatkan di turbin sebesar Hi =1092,855kJ/kg.
Sehingga dengan adanya ekstraksi yang pada perancangan ini dibuat ada empat
tingkatan ekstraksi, dengan laju aliran uap yang masuk turbin adalah 92,456 kg/s . Maka
[image:49.595.91.516.320.527.2]1. G0 =92,456 kg/s
2. G1 =86,095 kg/s
3. G2 =80,5498 kg/s
4. G3 =75,1417 kg/s
5. G4 =70,046 kg/s
Apabila hasil diatas diuji ulang, maka daya yang dihasilkan turbin adalah :
1. Dari masuk turbin hingga ekstraksi pertama
56 , 393 456 , 92 0
0 = × = ×
I i h G N 98 , 36386 0 =
N kW
2. Dari ekstraksi pertama hingga ekstraksi kedua
54 , 146 095 , 86 1
1 = × = ×
II i h G N 19 , 12616 1 =
N kW
3. Dari ektraksi kedua hingga ekstraksi ketiga
85 , 175 5498 , 80 2
2 = × = ×
III i
h G N
N2 =14598,12 kW
4. Dari ekstraksi ketiga hingga ekstraksi keempat
09 , 159 1417 , 75 3
3 = × = ×
IV i h G N 92 , 11954 3 =
N kW
5. Dari ekstraksi keempat hingga ke kondensor
53 , 213 046 , 70 4
4 = × = ×
V i h G N 69 , 14956 4 =
Sehingga daya total yang dibangkitkan adalah 90512,9 kW atau 90,5129 MW.
Dengan membandingkan hasil ini dengan daya yang akan disuplai turbin uap sebesar
90,703 MW maka didapat adanya persentasi kesalahan perhitungan sebesar 0,2 %,
dimana persentasi kesalahan ini sudah sangat kecil, sehingga laju aliran massa yang
diperoleh tersebut sudah tepat.
BAB 4
PERHITUNGAN KALOR TURBIN UAP
4.1 Turbin Tingkat Pengaturan
Dalam perancangan ini, akan dibuat tingkat pengaturan (impuls) terdiri dari dua
memungkinkan untuk memanfaatkan penurunan kalor yang besar pada nosel dan oleh
sebab itu membantu dalam mendapatkan temperatur dan tekanan yang lebih rendah pada
tingkat-tingkat reaksi. Untuk ini diambil penurunan kalor sebesar 55 kkal/kg atau
230,274 kJ/kg [Menurut lit. 7, hal. 118], maka tekanan uap pada tingkat pengaturan ruang
sorong uap menjadi sebesar 27 bar dan dengan mengambil nilai (u/cad)opt sebesar 0,236,
sehingga kecepatan mutlak uap keluar nosel :
cad = 91,5 h = 91,5 55 = 678,582 m/s o
dan kecepatan keliling sudu :
u = (u/cad) x cad
= 0,236 x 678,582 m/s
= 160,145 m/s,
diameter rata - rata sudu pada tingkat pertama menjadi :
d1 = n
u 60
×
π × = 3000 145 , 160 60
× ×
π
= 1,01911 m
= 1019,11 mm
Tingkat tekanan ini dibuat dengan derajat reaksi, dimana derajat reaksi ( ) yang
dimanfaatkan pada sudu-sudu gerak dan sudu pengarah [Menurut lit. 7, hal. 141] adalah :
1. untuk sudu gerak baris pertama = 4%
2. untuk sudu pengarah = 5%
3. untuk sudu gerak baris kedua = 4%
Kecepatan mutlak uap keluar nosel menjadi :
Dari gambar 2.4 untuk tinggi nosel 15 mm diperoleh ϕ =0,95, maka :
c1 = 91,5×0,95 (1−0,04)×55
c1 = 631,628 m/s
Kecepatan teoritis uap keluar nosel adalah :
c1t =
95 , 0
628 , 631 1 = ϕ
c
= 664,872 m/s
Dengan mengambil sudut masuk uap 1 sebesar 170 [Menurut lit. 7, hal. 81]
diperoleh kecepatan pada pelek (rim) :
c1u = c1×cosα1 =631,628×cos17o
= 604,007 m/s
dan kecepatan relatif uap terhadap sudu ( 1) :
1 = 1 1
2 2
1 +u −2⋅c ⋅u⋅cosα
c
= 631,6282 +160,1452 −2⋅631,628⋅160,145⋅cos17o =480,773 m/s,
sudut kecepatan relatif menjadi :
sin 1 = o
c
17 sin 773 , 480
628 , 631 sin 1 1
1 × α =
Gambar 4.1 Variasi kecepatan uap pada tingkat pengaturan sudu gerak baris I
Dengan menetapkan sudut relatif uap keluar ( 2) lebih kecil 30 dari sudut
kecepatan relatif uap masuk ( β1), maka :
2 = 22,5890 - 30 = 19,5890,
sehingga dari gambar 2.5 diperoleh ψ =0,86.
Kecepatan relatif teoritis uap pada sisi keluar sudu gerak I :
2t = 91,5 0,04 55
8378 773 , 480 5 , 91 8378
2
0 1 2
1 + ⋅ = + ⋅
h
ρ ω
= 499,403 m/s
Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I dengan memperhitungkan
kerugian :
2 = x 2t =0,86 x 499,403 = 429,487 m/s
dari gambar 4.1 diperoleh kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak I :
c2 = 2 2
2 2
2 2 ω cosβ
= 429,4872 +160,1452 −2⋅429,487⋅160,145⋅cos19,589o =283,747 m/s,
dengan sudut keluar :
sin 2 = o
c 283,747sin19,589 487
, 429 sin 2 2
2 × β =
ω ;
2 = 30,4960
maka kecepatan pada pelek (rim) adalah :
c2u = c2x cos 2 = 283,747 x cos 30,496o = 244,464 m/s
Sehingga kerugian kalor pada nosel adalah :
hn = 21,5389
2001 628 , 631 872 , 664 2001 2 2 2 1 2
1 −c = − =
ct
kJ/kg
dan kerugian kalor pada sudu gerak I adalah :
hb' = 32,4553
2001 487 , 429 403 , 499 2001 2 2 2 2 2
2 −ω = − =
ω t
kJ/kg
Kecepatan mutlak uap masuk sudu gerak II :
c1' = 91,5 gb 0
2 2 8378 h c gb⋅ +ρ
Dimana ψgb diambil sebesar 0,95, maka :
c = 1' 0,05 55 305,6
8378 747 , 283 95 , 0 5 , 91 2 = ⋅ +
⋅ m/s
Kecepatan teoritis uap pada sisi keluar dari sudu pengarah menjadi :
95 , 0 6 , 305 ' 1 '
1 = =
gb t
c c
ψ
= 321,685 m/s
Dengan mengambil sudut mutlak uap masuk sudu gerak II (α1') sebesar 30
o
' 1u
c = c1' ×cosα1' =305,6×cos30o
= 264,626 m/s
dan kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II :
1' = 1'
' 1 2
2 '
1 +u −2⋅c ⋅u⋅cosα
c
= 305,62 +160,1452 −2⋅305,6⋅160,145⋅cos30o =185,151 m/s
Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :
sin 1' = o
c 30 sin 151 , 185 6 , 305 sin 1'
' 1 '
1 × α =
ω ;
' 1
β = 55,6240
Dengan mengambil sudut mutlak uap keluar sudu gerak II (β2') sebesar 35
o
,
maka dari gambar 2.5 diperoleh ψ =0,9.
Kecepatan relatif teoritis uap keluar sudu gerak II :
2't = 91,5 0,04 55 185,088
8378 151 , 185 5 , 91 8378 2 0 2 2 '
1 + ⋅ = + ⋅ =
h
ρ ω
m/s
Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak II dengan memperhitungkan
kerugian : 579 , 166 088 , 185 9 , 0 ' 2 '
2 =ψ ×ω t = × =
ω m/s
dan kecepatan mutlak uap keluar sudu gerak II :
c2 ' = 2'
' 2 2
2 '
2 2 ω cosβ
ω +u − ⋅ ⋅u⋅
= 166,5792 +160,1452 −2⋅166,579⋅160,145⋅cos35o =98,478 m/s
Dengan nilai-nilai kecepatan dan besar sudut yang sudah diketahui, maka dapat
1
c
1
ω c1'
' 1
ω c2' '
2
ω c2 ω2
u
u
u
u
[image:57.595.95.484.98.326.2]1 mm = 8 m/s
Gambar 4.2 Segitiga kecepatan tingkat pengaturan
Dari gambar 4.2 diatas didapat sudut keluar uap sudu gerak II
( )
' 2α sebesar 104o
dan kecepatan pada pelek (rim) menjadi :
c2 ‘u = c2 ‘ x cos 2 ‘ = 98,478 x cos 104o = -23,691 m/s
Sehingga kerugian kalor pada sudu pengarah adalah :
hgb = 5,0421
2001 6 , 305 685 , 321 2001 2 2 2 ' 1 2 '
1 −c = − =
ct
kJ/kg
dan kerugian kalor pada sudu gerak baris II adalah :
hb’’ = 3,2528
2001 579 , 166 088 , 185 2001 2 2 2 ' 2 2 '
2 −ω = − =
ω t
kJ/kg
serta kerugian akibat kecepatan keluar uap dari sudu gerak baris II :
he = 4,8464
2001 478 , 98 2001 2 2 '
2 = =
c
kJ/kg
2 (21 2 ) ad u u u c c c u⋅Σ −
⋅ =
η
= 2
582 , 678 ) 691 , 23 464 , 244 626 , 264 007 , 604 ( 145 , 160
2× × + + −
= 0,70886
Untuk memeriksa ketepatan perhitungan kerugian kerugian kalor yang diperoleh
diatas hasilnya dibandingkan dengan hasil hasil yang diperoleh untuk nilai u/c1 yang
optimum : ' 0 e '' b gb ' b n ' 0 u h ) h h h h h (
h − + + + +
= η
0,7085
274 , 230 ) 8464 , 4 2528 , 3 0421 , 5 4553 , 32 5389 , 21 ( 274 , 230 = + + + + − = ,
kesalahan perhitungan 100% 0,05079%
70886 , 0 7085 , 0 70886 , 0 = ×
− , karena masih dibawah
[image:58.595.87.525.270.685.2]2%, maka perhitungan diatas sudah tepat.
Dari perhitungan sebelumnya untuk tinggi nosel 15 mm, akan dapat ditentukan
derajat pemasukan parsial sebagai berikut :
7778 , 0 17 sin 628 , 631 015 , 0 02003 , 1 0747 , 0 456 , 92 sin 1 1 1 1 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = = o dlc v G π α π ε
sehingga dari persamaan 2-6 dapat ditentukan kerugian daya akibat gesekan cakram dan
pengadukan, yaitu :
u a
ge
u d
N =λ⋅ ⋅ ⋅ 6 ⋅ρ
3 2 , 10 07 , 1 × × ⋅ = 0747 , 0 1 10 145 , 160 01911 , 1 07 , 1 1 6 3 2
= 61,1277 kW
dan kerugian kalo