Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi PLTG Dengan Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 132 Mw

(1)

Bonar M. Robintang Siahaan : Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Putaran 3000 Rpm Dan Daya Terpasang Generator 132 Mw, 2009.

SKRIPSI

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS

PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GENERATOR 132 MW

OLEH :

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN

NIM : 05 0421 030

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

(2)

SKRIPSI

TURBIN GAS

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GENERATOR 132 MW

OLEH :

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : 05 0421 030

Disetujui Oleh : Dosen Pembimbing,

(Ir. Isril Amir) NIP : 130 517 501

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN

(3)

SKRIPSI

TURBIN GAS

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GANERATOR 132 MW

OLEH :

Dosen Pembanding I,

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : 05 0421 030

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

Dosen Pembanding II,

(Ir. Mulfi Hazwi, MSc

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : 199/ TS / 2008

FAKULTAS TEKNIK USU DITERIMA : / / 2008

MEDAN PARAF :

) NIP. : 130 905 356

(4)

NAMA : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN

NIM : 050 421 030

MATA PELAJARAN : TURBIN GAS

SPESIFIKASI : Rancangan Satu Unit Turbin Gas Pada Instalasi PLTG

dengan Putaran 3000 RPM dan Daya Terpasang pada

Generator 132 MW. Lakukan survey data pembanding

Rancangan Meliputi :

1. Kompresor (Rancangan sederhana)

2. Turbin dan Ruang Bakar

3. Gambar Teknik

DIBERIKAN TANGGAL : 04 / 07 / 2008.

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Kuasa atas

segala berkat-Nya yang memberi kesehatan, kesempatan seta pengetahuan kepada

penulis sehingga dapat menyelesaikan Tugas Skripsi ini.

Adapun laporan tugas skripsi yang berjudul “Perancangan Turbin Gas

Penggerak Generator Pada Instalasi PLTG Dengan Putaran 3000 RPM dan Daya Terpasang Generator 132 MW” ini merupakan salah satu syarat dalam

menyelesaikan studi di Departemen Teknik Mesin, Program Studi Pendidikan

Sarjana Ekstensi Universitas Sumatera Utara, Medan.

Sesuai dengan judulnya, dalam laporan tugas skripsi ini akan dibahas

mengenai perhitungan analisa thermodinamika serta perancangan

komponen-komponen utama pada sistem turbin gas.

Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih kepada berbagai

pihak yang turut membantu penulis dalam menyelesaikan tugas skripsi ini yang

telah banyak memberi dukungan moril, materil, spiritual, tenaga dan waktu . Oleh

karena itu, sudah selayaknya penulis menyampaikan terimakasih banyak kepada :

1. Bapak Dr. Ing. Ikhwansyah Isranuri, sebagai Ketua Departemen Teknik Mesin

Fakultas Teknik USU;

2. Bapak Ir. Isril Amir, sebagai Koordinator PPSE Departemen Teknik Mesin

Fakultas Teknik USU dan juga sebagai Dosen Pembimbing Tugas Sarjana;

3. Bapak dan Ibu dosen dan seluruh pegawai administrasi Departemen Teknik

(10)

4. Seluruh rekan-rekan mahasiswa khususnya Ekstensi stambuk 2005 Fakultas

Teknik USU serta teman-teman selaku mahasiswa pembanding;

5. Kedua orang tua penulis, A. Siahaan S.H (alm.) dan E. Br. Silalahi beserta

saudara-saudara penulis.

6. Buat teman-teman satu kost, Richson, David, Diego, Adi, Victor, Christian,

Erikson, dll.

Dalam penyusunan tugas skripsi ini, penulis telah berupaya dengan segala

kemampuan dalam pembahasan dan pengkajian dengan disiplin ilmu yang telah

diperoleh selama di perkuliahan, serta bimbingan dari dosen pembimbing. Penulis

menyadari masih banyak kekurangan-kekurangan dalam penyelesaian tugas

skripsi ini. Untuk itu penulis sangat mengharapkan kritik dan saran yang bersifat

membangun demi kesempurnaan tugas skripsi ini.

Akhirnya penulis berharap semoga laporan tugas skripsi ini bermanfaat

bagi siapapun yang membacanya.

Medan, February 2009

Hormat saya,

(11)

DAFTAR ISI

Hal. SPESIFIKASI TUGAS

KARTU BIMBINGAN

KATA PENGANTAR ………. i

DAFTAR ISI ……… iii

DAFTAR NOTASI ……….. v

DAFTAR TABEL ….………... ix

DAFTAR GAMBAR ……… x

BAB I. PENDAHULUAN …... 1

1.1. Latar Belakang Perencanaan …...………. 1

1.2. Tujuan Perancangan ………. 2

1.3. Batasan Masalah ………... 3

1.4. Metodologi Penulisan ………... 3

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA ……… 4

2.1. Cara Kerja Instalasi Turbin Gas ……….. 4

2.2. Klasifikasi Turbin Gas ………. 5

2.3. Siklus kerja Turbin Gas ……… 11

2.4. Ruang Bakar ………. 18

2.5. Generator ……….. 19

2.5. Laju Aliran Massa Udara ……….. 20

2.7. Perencanaan Turbin ……….. 22

BAB III. ANALISA TERMODINAMIKA ……….. 29

3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan ……… 29

3.2. Kompresor ………. 30

3.2.1. Jenis-jenis Kompresor ……….. 30

3.2.2. Analisa Termodinamika Kompresor ……… 31

3.3. Ruang Bakar ……….. 35

(12)

3.4. Turbin ……… 42

3.4.1. Analisa Termodinamika Turbin ………... 42

3.5. Generator ………... 48

3.6. Laju Aliran Massa Udara ……….. 49

BAB IV. PERANCANGAN BAGIAN-BAGIAN UTAMA ……….. 29

4.1. Unit Kompresor ………. 52

4.1.1. Jumlah Tingkat Kompresor ……….. 52

4.1.2. Sudu Kompresor ………..………….………… 58

4.1.3. Poros Utama (Tie Rod) ………. 66

4.1.4. Disk Kompresor ……… 68

4.2. Unit Ruang Bakar (Combustion Chamber) .……….. 70

4.2.1. Luas dan Diameter Casing ……… 71

4.2.2. Tabung Api (Liner) Ruang Bakar ………. 72

4.3. Unit Turbin ……… 74

4.3.1. Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin ………. 74

4.3.2. Perencanaan Poros Penghubung ……….. 90

BAB V. BANTALAN DAN PELUMASAN ………... 92

5.1. Jenis Pembebanan ………. 92

5.1.1. Pembebanan Aksial ………. 92

5.1.2. Pembebanan Radial ……….. 93

5.2. Perencanaan Bantalan Luncur ………... 94

5.2.1. Perencanaan Bantalan Luncur Turbin ……….. 96

5.2.2. Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor ………... 99

5.2.3. Perencanaan Bantalan Aksial ………... 101

5.2.4. Putaran Kritis ……… 104

BAB VI. KESIMPULAN ……….. 109

(13)

DAFTAR NOTASI

1. Simbol dari abjad biasa

Simbol Latin Arti Satuan

A Luasan yang ditempati gas m2

Ab Luas bidang normal mm2

Ag Luas bidang geser mm2

AFR Perbandingan udara dengan bahan bakar kg/kg

C Celah antara sudu m

c Panjang chord sudu m

Ca Kecepatan aksial m/s

cp Panas jenis pada tekanan konstan kJ/kg.k

Cx Panjang chord arah aksial m

Cw2 Kecepatan whirl masuk sudu gerak m/s

Cw3 Kecepatan whirl keluar sudu gerak m/s

C1 Kecepatan absolute gas masuk sudu gerak m/s

C2 Kecepatan absolute m/s

C3 Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak m/s

Fc Faktor koreksi -

Ft Gaya tangensial kgf ; N

FAR Perbandingan bahan bakar dengan udara kg/kg

G Kecepatan grafitasi m/s2

(14)

h Tinggi sudu m

hm Tinggi rata-rata sudu m

h1 Enthalpy udara masuk kompresor kJ/kg

h2 Enthalpy udara keluar kompresor kJ/kg

h2’ Enthalpy udara keluar kompresor aktual kJ/kg

h3 Enthalpy gas keluar ruang bakar ideal kJ/kg

h4 Enthalpy gas keluar turbin ideal kJ/kg

h4’ Enthalpy gas keluar turbin aktual kJ/kg

a

m• Laju aliran massa udara kg/s

f

m• Laju aliran massa udara bahan bakar kg/s

P

m• Laju aliran massa udara pendingin kg/s

g m

•

Laju aliran massa gas kg/s

n Putaran sudu rpm

nc Putaran kritis sistem rpm

n Jumlah tingkat turbin -

Pk Daya kompresor Watt

Pt Daya turbin Watt

P01 Tekanan gas pada kondisi stagnasi bar

P1 Tekanan pada kondisi statik bar

P02 Tekanan gas setelah terjadinya proses bar

pr reduction pressure -

qrb Kalor ruang bakar Watt

(15)

qeff Kalor efektif kJ/kg

qout Kalor keluar kJ/kg

RR Derajat reaksi tingkat -

r Radius jurnal m

rP Pressure ratio -

rr Jari-jari akar sudu m

rm Jari-jari tengah sudu m

s Panjang pitch sudu m

s Entropi kJ/kg.K

T1 Temperatur udara masuk kompresor K

T1 Temperatur gas pada kondisi statik K

T2 Temperatur udara keluar kompresor K

T01 Temperatur gas pada kondisi stagnasi K

T02 Temperatur pada P02 K

T2’ Temperatur udara keluar kompressor aktual K

T3 Temperatur udara keluar ruang bakar ideal K

T4 Temperatur udara keluar turbin ideal K

T4’ Temperatur udara keluar turbin aktual K

tm Tebal rata – rata sudu m

Ur Kecepatan rotasi sudu m/s

Um Kecepatan tangensial rata - rata sudu m/s

V Volume m3

V2 Kecepatan relative gas masuk sudu m/s

(16)

w Tebal sudu gerak m

Win Kerja spesifik masuk kJ/kg

Wout Kerja spesifik keluar kJ/kg

Wsg Berat sudu gerak N

Wk 1-2 Kerja kompressor ideal kJ/kg

Wk 1-2’ Kerja kompressor aktual kJ/kg

Wnett Kerja bersih kJ/kg

(17)

DAFTAR TABEL

Tabel Nama Tabel Halaman

3.1 Komposisi bahan bahan bakar turbin gas 38

4.1 Perbandingan dasar dan puncak sudu 54

4.2 Kondisi udara tiap tingkat kompresor 57

4.3 Ukuran-ukuran utama kompresor 63

4.4 Berat dan diameter disk kompresor 70

4.5 Kondisi tiap tingkat turbin 82

4.6 Ukuran-ukuran sudu turbin 88

4.7 Ukuran-ukuran utama sudu turbin 88

4.8 Berat tingkat (stage) turbin 89

(18)

DAFTAR GAMBAR

Gambar Nama Gambar Halaman

2.1 A recuperative medium size industrial gas turbine 4

2.2 Instalasi turbin gas 5

2.3 Diagram alir turbin gas siklus terbuka 6

2.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung 7

2.5 Bagan siklus turbin gas tertutupo tak langsung 7

2.6 Rotor Turbin Rasio Bertekanan Tinggi ALSTOM 9

2.7 Karakteristik turbin aliran radial 10

2.8 Diagram T – s siklus terbuka turbin gas 11

2.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan 14

2.10 Diagram T-s siklus actual 15

2.11 Grafik variasi nilai efisiensi isentropik turbin 18

2.12 Daya pada generator 19

2.13 Penampang pada sudu turbin 25

2.14 Aksi gaya efektif pada cascade 28

3.1 Kaedaan stagnasi pada kompresor 31

3.2 Susunan ruang bakar unit turbin gas 36

3.3 Section burner combination 37

3.4 Turbin dengan Exhaust Difuser 43

(19)

4.1 Grafik hubungan s/c 61

4.2 Profil sudu aerofoil 64

4.3 Penampang konstruksi turbin gas 68

4.4 50 Percent Reaction Design 75

4.5 Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 76

4.6 Diagram h–s untuk satu tingkat turbin 77

4.7 Axial flow turbin stage 84

4.8 Nilai ‘optimum’ pitch/chord ratio 86

4.9 Profil sudu turbin gas dan T6 aerofoil section 87

4.10 Poros penghubung 90

5.1 Free body diagram poros 93

5.2 Bantalan luncur 95

5.3 Grafik koefisien kriteria beban, v 97

5.4 Grafik koefisien tahanan, v 97

5.5 Bantalan aksial kerah 101

(20)

BAB 1 PENDAHULUAN

1.1Latar Belakang Perencanaan

Salah satu bentuk energi yang paling dibutuhkan manusia sekarang ini

adalah energi listrik. Manusia membutuhkan energi listrik untuk keperluan rumah

tangga, industri, transportasi dan lainnya. Kehidupan manusia dari dahulu sampai

sekarang yang terus berkembang dan semakin kompleks, selalu diiringi dengan

kebutuhan energi yang semakin meningkat. Energi listrik yang besar serta

penggunaannya secara terus menerus tidak tersedia secara alami di alam ini. Oleh

sebab itu dibutuhkan suatu alat yang dapat mengubah energi dari bentuk lain

menjadi energi listrik.

Cukup banyak sistem pembangkit yang digunakan pada saat ini untuk

memenuhi kebutuhan listrik, salahsatunya adalah turbin gas. Turbin gas sangat

luas dan beragam penggunaannya. Salah satu contoh penerapannya yang paling

banyak dikenal adalah sebagai mesin yang menghasilkan daya dorong pada

pesawat terbang. Di industri, turbin gas digunakan untuk menggerakkan

bermacam–macam peralatan mekanik misalnya pompa dan kompressor atau

generator listrik yang kecil. Turbin gas juga digunakan untuk menghasilkan daya

listrik untuk mengisi beban puncak dan terkadang juga beban menengah dan

beban dasar.

Turbin gas merupakan salah satu mesin konversi energi yang sesuai

sebagai salah satu alternatif karena dapat menghasilkan energi listrik dengan daya

(21)

gas memiliki keunggulan dibandingkan instalasi sejenis yang lainnya seperti

dalam hal ukuran, massa dan satuan keluaran daya turbin gas juga dapat mencapai

beban pucak dalam waktu yang relatif singkat. Konstruksinya juga dapat dibuat

untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi

Berdasarkan hal–hal diatas maka sangat tepat jika instalasi turbin gas

dipilih sebagai instalasi pembangkit daya terutama sebagai penggerak generator

untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah instalasi pembangkit tenaga listrik.

1.2Tujuan

Adapun tujuan utama dari tugas perancangan ini adalah untuk memenuhi

syarat memperoleh gelar Strata 1 dari Departemen Teknik Mesin Universitas

Sumatera Utara.

Sedangkan tujuan umum tugas perancangan ini adalah :

a. Untuk lebih mengetahui dan memahami aplikasi ilmu yang diperoleh di

bangku kuliah terutama mata kuliah Turbin Gas dan Sistem Pembangkit

Tenaga

b. Merancang sebuah turbin gas penggerak generator pada instalasi PLTG

dengan putaran 3000 RPM, dan daya terpasang pada generator 132 MW.

1.3Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dari tugas skripsi ini adalah:

a. Perhitungan thermodinamika turbin gas

Yang meliputi: perhitungan daya dengan pemanfaatan kalor yang akan

(22)

b. Perhitungan komponen–komponen utama turbin gas

Yang meliputi perhitungan, sudu gerak, perhitungan ukuran cakram,

poros, bantalan dan pelumasan

c. Gambar penampang (gambar teknik) turbin gas.

1.4 Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas skripsi ini adalah

a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit

pembangkit itu berada

b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan

tulisan-tulisan yang terkait

c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen

pembanding yang nantinya akan dihunjuk oleh pihak Departemen Teknik

Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara mengenai

(23)

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas

Turbin gas merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi

potensial gas menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah

menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin secara

langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme

yang digerakkan. Turbin gas dapat digunakan pada berbagai bidang industri,

diantaranya pembangkit tenaga listrik dan untuk transportasi. Dalam perancangan

ini turbin gas digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTG.

Recuperator

Combustor

Turbine

(24)

Gambar 2.1 A recuperative medium–sized Industrial Gas Turbine (Courtesy Solar

Turbines Incorporated)

Turbin gas merupakan suatu unit yang menggunakan gas sebagai fluida

kerjanya. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar

dan generator.

Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi

dan diumpankan ke ruang bakar. Bersama-sama dengan udara yang bertekanan

tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Gas panas yang keluar dari pembakar atau

reaktor dapat dipakai langsung sebagai fluida kerja yang dialirkan ke turbin untuk

menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik.

Udara

Gas Buang

Kompresor Turbin

Ruang Bakar

Generator

Tenaga Listrik

Kopel Poros

Gambar 2.2. Instalasi turbin gas

2.2 Klasifikasi Turbin Gas 2.2.1 Berdasarkan Siklus Kerja

2.2.2.i Turbin Gas Siklus Terbuka (open cycle gas turbine)

Pada siklus ini gas hasil pembakaran langsung dibuang ke udara

bebas setelah diekspansikan di dalam turbin. Instalasi ini memiliki struktur

(25)

berfungsi sebagai penggerak kompresor dan beban. Skema instalasi turbin gas

siklus ini ditunjukkan pada gambar sebagai berikut :

Gambar 2.3.Diagram alir turbin gas siklus terbuka

2.2.1.ii Turbin Gas Siklus Tertutup (closed cycle gas turbine)

Turbin gas siklus tertutup terbagi atas dua jenis, yaitu turbin gas dengan

siklus tertutup langsung dan turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung. Pada

turbin gas dengan siklus tertutup langsung (direct closed cycle), gas pendingin

dipanaskan di dalam reaktor dan berekspansi melalui turbin, didinginkan di dalam

penukar kalor dan dikompresi kembali ke reaktor. Siklus ini dapat juga

menggunakan gas lain yang bukan hanya udara. Tidak ada buangan gas radioaktif

yang dibuang ke atmosfer dalam operasi normal. Fluida yang paling cocok untuk

ini adalah helium. Sedangkan pada turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung

(indirect closed cycle), turbin gas dengan siklus ini merupakan gabungan antara

turbin dengan siklus terbuka tak langsung dan turbin dengan siklus tertutup

langsung, karena reaktornya terpisah dari fluida kerja oleh suatu penukar kalor.

Sedangkan gas kerja itu membuang kalor ke atmosfer melalui penukar kalor.

Bahan pendingin primer biasanya air, atau gas helium.

Pada siklus tertutup ini fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir

sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini sangat

K

T

RB

Bahan Bakar Udara

masuk

(26)

menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan

korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan udara bertekanan tinggi

sampai 40 atm seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami

perubahan fasa. Keuntungan pada siklus ini antara lain adalah :

1. Untuk daya yang sama turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil

2. Dapat digunakan pada sistem bertekanan tinggi

3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar

Gambar 2.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung

Reaktor

Kompresor Turbin

Penukar -Kalor Beban

1

2 3

4 Gas masuk

Gas Keluar

Kompresor Turbin

3 2

4 1

Penukar -Kalor Penukar -Kalor

Reaktor

Gas

Pendingin Primer`

(27)

Gambar 2.5 Bagan siklus turbin gas tertutup tak langung

2.2.1.iii Siklus Kombinasi (combined cycle)

Siklus kombinasi pada umumnya adalah usaha untuk memanfaatkan gas

buang dengan cara menambahkan beberapa alat sehingga energi yang seharusnya

terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu yang pada akhirnya

proses tersebut akan meningkatkan efisiensi sistem. Turbin gas dengan siklus ini

akan bermanfaat jika dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan

secara kontinyu.

2.2.2 Berdasarkan Konstruksi 2.2.2.i Turbin Gas Poros Tunggal

Turbin satu poros mempunyai kompresor, turbin, dan beban pada satu

poros yang berputar pada kecepatan tetap. Konfigurasi ini digunakan untuk

menggerakkan generator kecil dan generator besar untuk utilitas.

2.2.2.ii Turbin Gas Poros Ganda

Turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi

dimana poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Pada jenis ini,

turbin terdiri atas dua buah yaitu turbin tekanan tinggi dan turbin tekanan rendah.

Turbin dengan tekanan tinggi berfungsi menggerakkan kompresor dan mensuplai

(28)

digunakan untuk sentral listrik dan industri. Turbin ini direncanakan beroperasi

pada putaran yang berbeda tanpa menggunakan reduction gear.

2.2.3 Berdasarkan Aliran Fluida 2.2.3.i Turbin Aliran Axial

Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah sejajar dengan

dengan sumbu poros turbin.

Turbin aksial umumnya sering digunakan untuk kapasitas dan daya besar karena

mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan turbin jenis radial. Antara lain

yaitu:

1. Efisiensinya lebih baik

2. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi

(29)

Gambar 2.6 Rotor turbin rasio bertekanan tinggi ALSTOM (Dikutip dari buku

Gas Turbine Engineering Hand book, Meherwan P. Boyce)

Bila ditinjau dari sistem konversi energinya, turbin aksial dibagi menjadi dua

bagian yaitu :

1. Turbin aksial reaksi

Turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan–laluan sudu

gerak, sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat

terdistribusi secara merata.

2. Turbin aksial aksi (impuls)

Merupakan turbin yang proses ekspansi (penurunan tekanan) fluidanya hanya

terjadi pada sudu diam dan energi kecepatan diubah menjadi energi mekanis

pada sudu–sudu turbin (tanpa terjadinya ekspansi pada sudu gerak itu).

(30)

Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah tegak lurus

[image:30.595.145.480.122.364.2]

dengan sumbu poros turbin.

Gambar 2.7 Karakteristik turbin aliran radial

Pada turbin radial, ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di

dalam laluan semua baris sudu–sudu yang berputar.

Turbin radial umumnya digunakan untuk aliran yang kecil, d ima na

t urbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan

dengan turbin aksial. Sebagai contoh pada instalasi turbin gas yang kecil

dalam bidang automotif dan pompa pemadam yang dapat dipindah–pindah.

Pada gambar 2.7 diatas diperlihatkan karakteristik turbin aliran radial.

2.3Siklus Kerja Turbin Gas

Turbin gas secara thermodinamika bekerja dengan siklus Brayton (Brayton

cycle). Siklus ini merupakan siklus ideal untuk sistem turbin gas sederhana

dengan siklus terbuka. Siklus ini terdiri dari dua proses isobar (tekanan tetap) dan

dua proses adibatik mampu balik (isentropic). Siklus ideal adalah siklus dengan

(31)

1. Proses kompresi dan ekspansi terjadi secara isentropik

2. Perubahan energi kinetik dari fluida kerja antara sisi masuk dan sisi keluar

kompresor diabaikan

3. Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk dan sisi keluar ruang bakar

4. Laju aliran massa gas dianggap konstan.

Adapun diagram T–s untuk siklus terbuka seperti terlihat pada gambar berikut

Gambar 2.8 Diagram T – s siklus terbuka turbin gas

Dari gambar diagram T –s tersebut, proses yang terjadi adalah :

Proses 1 – 2 : Proses kompresi isentropik pada kompresor

Proses ini merupakan proses kerja kompresor. Kerja spesifik kompresor

itu sendiri adalah kalor spesifik yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor

pada kondisi ideal.

WK = Cp ( T2 – T1 )

= h2 – h1 (kJ/kg) ...(lit 2. hal 38)

dimana:

Cp = panas jenis udara pada tekanan konstan (kJ/kg oK)

T1 = Temperatur udara masuk kompresor (oK)

T2 = Temperatur udara keluar kompresor (oK)

= Temperatur udara masuk ruang bakar

T

s

q_in 3

4

1 2

q_out

(32)

h1 = Entalpi udara spesifik masuk kompresor (kJ/kg)

h2 = Entalpi udara spesifik keluar kompresor (kJ/kg)

= Entalpi udara spesifik masuk ruang bakar

Proses 2 – 3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan (isobar) dalam ruang

bakar. Proses ini merupakan proses terjadinya pemasukan panas yang juga berarti

besarnya kalor spesifik pada ruang bakar

Qin = Cp ( T3 – T2 )

= h3 – h2 (kJ/kg) ...(lit 2. hal 38)

dimana:

T3 = Temperatur gas keluar ruang bakar (oK)

= Temperatur gas masuk turbin

h3 = Entalpi gas keluar ruang bakar atau Entalpi gas masuk turbin (kJ/kg)

Pada proses ini terjadi proses pembakaran bahan bakar dengan udara.

Udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri pembakaran yang dapat diperoleh dari

persamaan umum

CxHy + nO2 → aCO2 + bH2O

Dimana : a = x, b = (y /2) dan n = x + (y /4)

Proses 3 – 4 : Proses ekpansi isentropik pada turbin

Proses ini merupakan proses kerja turbin

WT = Cp ( T3 – T4 )

= h3 – h4 (kJ/kg) …(lit 2,hal. 38)

dimana:

T4 = Temperatur gas keluar turbin (oK)

h4 = entalpi gas keluar turbin (kJ/kg)

(33)

Proses ini menyatakan besarnya kalor spesifik pada proses pembuangan kalor

Qout = Cp ( T4 – T1 )

= h4 – h1 (kJ/kg)

Dari kerja spesifik yang terjadi pada setiap proses diatas maka diperoleh

1. Kerja Netto Siklus (Wnett)

Kerja netto siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang

dibutuhkan kompresor tiap kg gas

Wnett = WT - WK

= Cp ( T3 – T4 ) - Cp ( T2 – T1 )

[image:33.595.156.484.265.594.2]

Wnett = Cp [( T3 – T4 ) - ( T2 – T1 )] …(Lit.2, hal. 39)

Gambar 2.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan

2. Kalor Efektif (Qeff )

Adalah selisih antara pemasukan dan pembuangan kalor spesifik

Qeff = Qin - Qout

(34)

3.Efisiensi siklus ( )

Adalah perbandingan antara kerja netto siklus dengan pemasukan energi,

= in nett Q W = ) ( ) ( ) ( 2 3 1 2 4 3 T T C T T C T T C p p p − − − −

...(lit 2, hal. 39)

4.Pressure Ratio (rp)

Adalah perbandingan tekanan dikarenakan proses 1 – 2 dan 3 – 4 berlangsung

secara isentropis dimana, P1 = P4 dan P2 = P3 maka

1 2

T T

= γ

γ 1) ( −

r =

4 3

T T

Dimana r adalah rasio tekanan,

1 2

P P

= r = 4 3

P P

Sehingga,

total = 1 -

( ) γ γ 1 1 −       r

Proses diatas merupakan proses secara teoritis. Pada kenyataannya terjadi

penyimpangan dari proses tersebut dimana proses inilah yang disebut proses

aktual. Proses aktual ini diakibatkan oleh :

a. Fluida kerja bukan merupakan gas ideal dengan panas spesifik konstan,

b. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan,

c. Proses yang terjadi disetiap komponen adiabatik,

d. Proses kompresi didalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik,

(35)

f. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak

menjamin terjadinya proses pembakaran sempurna dan

g. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin.

[image:35.595.158.445.221.466.2]

Penyimpangan yang terjadi dapat dilihat pada diagram T–s berikut,

Gambar 2.10 Diagram T-s siklus aktual

Adapun proses yang terjadi dari diagram T-s diatas adalah :

Proses 1 – 2’ : Proses kompresi secara aktual pada kompresor (kerja kompresor).

Proses ini merupakan proses kerja spesifik kompresor yaitu kalor spesifk yang

dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor

WK = ( )

1

01 02 T

T Cpa m

−

η …(Lit.2 hal. 56)

Proses 2’ – 3 : Proses pemasukan kalor

Proses pemasukan kalor terjadi dalam ruang bakar pada tekanan konstan (isobar).

Q = Cpa (T02 – T01) …(Lit.2 hal. 46)

Proses 3 – 4’ : Kerja turbin

(36)

Wt = Cpg (T03 – T04) …(Lit.2 hal. 64)

Dimana : Cpg = panas spesifik gas pada tekanan konstan

= 1,148 kJ /kg.K

5. Efisiensi kompresor dan turbin

a. Efisiensi isentropik

Dengan menggunakan konsep enthalpy stagnasi atau temperatur untuk

memperoleh jumlah setiap perubahan dalam energi kinetik fluida diantara sisi

masuk dan buang. Untuk itu diperoleh efisiensi kompresor dan tubin dengan

menggunakan perbandingan temperatur stagnasi, yaitu:

Kompresor : c =

W W ' = 01 02 01 02' T T T T −−

Turbin : t =

' W W = ' 04 03 04 03 T T T T

−− …(Lit.2 hal. 49)

Pada perhitungan siklus, nilai untuk c dan t nantinya akan diasumsikan.

Sedangkan temperatur ekivalen dari transver kerja adalah untuk memberikan

perbandingan tekanan (ratio pressure), dengan persamaan

T02 – T01 =

( )         −     − 1 1 01 02 01 γ γ η p P T C Dan,

T03 – T04 = t .T03

( )             − − γ γ 1 04 03/ 1 1 p

p …(Lit.2 hal. 49)

(37)

Dengan pertimbangan yang membawa kepada konsep politropic (small-stage)

efficiency yang didefenisikan sebagai efisiensi isentropik yang berkenaan dengan

tigkat dalam proses, adalah konstan pada keseluruhan proses. Dalam perhitungan

siklus akan dituliskan dengan persamaan

T02 – T01 = T01

( )         −     − 1 1 01 02 n n p p

Dimana (n – 1)/n = (γ −1)/γη_∞_C

Dan,

T03 – T04 = T03

( )             − − n n p p 1 04 03/ 1

1 …(Lit.2 hal. 53)

Dimana (n – 1)/n = η_∞(γ −1)/γ

Untuk turbin gas pada industri diambil p01 = pa dan T01 =Ta, dimana untuk gas

buang turbin ke atmosfir luar p akan diambil sama dengan ₀₄ p a.

Jika nilai efisiensi isentropik yang diperoleh bervariasi dengan kompresi atau

(38)

Gambar 2.11. Grafik variasi nilai efisiensi isentropic turbin dan kompresor dengan

rasio tekanan untuk efisiensi politropik 85%

2.4 Ruang Bakar

Suatu reaksi kimia dimana suatu bahan bakar dioksidasi dan sejumlah

besar energi dilepaskan, disebut pembakaran. Hal tersebut terjadi di dalam ruang

bakar atau combustion chamber. Pengoksidasi yang paling sering digunakan di

dalam proses pembakaran adalah udara karena pertimbangan udara dapat

diperoleh bebas dan siap tersedia. Kalor spesifik yang masuk (qin) pada ruang

bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas

sekaligus menaikkan enthalpinya dan secara teoritis terjadi pada tekanan konstan.

Seperti yang telah disebutkan diatas, udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri

pembakaran yang dapat diperoleh dari persamaan umum

CxHy + nO2 → aCO2 + bH2O

Dimana : a = x, b = (y /2) dan n = x + (y /4)

2.5 Generator

Pada proses pembebanan arus bolak balik, unsur yang terlihat dalam konversi

energi daya adalah :

1. Daya nyata (V.I.cos ) dalam Watt merupakan besaran yang terlibat dalam

konversi daya

2. V.I.cos merupakan daya reaktif yang juga merupakan suatu kebutuhan yang

harus dilayani. Daya reaktif hanya membebani biaya investasi bukan biaya

(39)

Beban membutuhkan daya reaktif karena,

1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan

2. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

Dari hal diatas disimpulkan bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin

kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata atau daya reaktif

seperti digambarkan pada gambar berikut ini

Dimana :

PG = daya berguna

PB = daya semu

PE = daya reaktif

Gambar 2.12. Daya pada generator

Dalam hal transmisi daya dan putaran ke generator akan terjadi kerugian mekanis.

Sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu

PB =

ϕ cos

G P

Dimana : Cos = Faktor daya

Sedangkan daya reaktifnya yaitu :

PE = m g

B P

η η .

Dimana : g = Efisiensi generator

m = Efisiensi mekanis generator (0,9)

2.6. Laju Aliran Massa Udara

PG

(40)

Dalam menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan

yang dihitung adalah pada temperatur rata–rata udara atmosfer yang dihisap

kompresor. Hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem

agar tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur udara atmosfer rendah

ataupun temperatur udara atmosfer tinggi.

Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan

prinsip kesetimbangan energi dan instalasi :

PE = PT - PK

PE = (( o

a

m + o

f

m ). WTa - o

a

m . WKa

Dimana : o a m = K T a o o f E W W m m P −         + . 1

…(Lit.2 hal 232)

o a

m =

(

)

K T E W W FAR P − + . 1 o f

m = FAR .

o a m Dimana : o a

m = Laju aliran massa udara (kg/s)

o f

m = Laju aliran massa bahan bakar (kg/s)

PT = Daya bruto turbin (kW)

WTa = Kerja turbin aktual (kJ/kg)

WKa = Kerja kompresor aktual (kJ/kg)

Dengan ketentuan persamaan gas untuk mendapatkan laju aliran massa

(41)

Qudara = udara udara o m

ρ …(m3/s)

Qbahan bakar = bakar b

bakar b o m

. .

ρ …(m3/s)

Kapasitas berbeda pada kondisi yang berbeda yang ditentukan karena perbedaan

rapat jenis fluida akibat perbedaan suhu

=

T R

P

.

dimana : P = Tekanan (Pa)

R = Konstanta gas (287 J/kg oK)

T = Temperatur (oK).

Dengan diperolehnya massa aliran fluida maka dapat diperoleh besaran

daya setiap komponen yaitu ;

1. Daya kompresor

PK = ( o

a

m ). WK …(MW)

2. Daya turbin

PT = ( o

a

m + o

f

m ). WT …(MW)

3. Panas yang disuplai ruang bakar

QRB = ( o

a

m + o

f

m ). Qin …(MW)

2.7. Perencanaan Turbin

Dalam perencanaan turbin ini akan dibahas mengenai jumlah tingkat

(42)

2.7.1Jumlah Tingkat Turbin

Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan

penurunan temperatur tiap tingkat.

Penurunan tiap tingkat turbin adalah :

= 2. .₂ U

T C_pg ∆ _os

...(Lit. 2, hal 274)

dimana: = Koefisien pembebanan sudu

Cpg = Panas jenis gas pada tekanan konstan (kJ/kg K)

Tos = Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K)

U = Kecepatan tangensial rata–rata sudu (m/s)

Sedangkan total penurunan temperatur gas adalah :

To = T3 – T4’

dimana: To = total penurunan temperatur (K)

T3 = temperatur gas masuk turbin (K)

T4’ = temperatur gas keluar turbin (K)

Dan,

T0s = tT03

( )

    

  

  

 −

−

γ γ 1

03 01/

1 1

p

p ...(Lit. 2, hal 274)

Dimana : Tos = Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K)

t = Efisiensi turbin

= Berat molekul = 1,333 untuk gas

Jumlah tingkat turbin diperoleh dari persamaan :

Zt = os

o T

T

∆∆

(43)

2.7.2Kondisi 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 yaitu kondisi gas yang dianalisa dengan

memperhitungkan kecepatan.

Persamaan–persamaan stagnasi menurut literatur 2 hal 144 :

02 01 . P P = 1 01 . . 1 −           ∆ − γ γ η T R T st os dimana:

P01 = tekanan gas sebelum proses (bar)

P02 = tekanan gas setelah proses (bar)

R = derajat reaksi tingkat

st = efisiensi statik

T02 = temperatur pada P02 (K)

Persamaan–persamaan statik menurut literatur 2 hal. 257:

T1 = T01 - pg o C C . 2 2 dan,

P1 = P01 -

1 02 2 −     γγ T T dimana :

T1 = kondisi gas pada kondisi statik (K)

(44)

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:

= T R P

. 100 .

...(Lit. 2, hal 283)

dimana :

= massa jenis (Kg/m3)

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

gas yaitu:

A =

a C m

.

ρ ...(Lit. 2, hal 284)

dimana :

A = luasan yang ditempati gas (m2)

m = massa gas, dimana dalam hal ini untuk tiap tingkat berbeda karena

pengaruh laju aliran massa perbandingan sudu (Kg/s)

2.7.3 Tinggi Sudu

Persamaan ukuran pada sudu turbin, dapat dilihat pada gambar berikut:

Stator Rotor

1

2

3

r t r m r r

h

(45)

Tiiggi sudu (h) adalah :

h = m U

N A.

…(Lit.2 hal, 285)

dimana :

h = tinggi sudu (m)

N = putaran sudu (rpm)

Um = kecepatan tangensial rata–rata sudu (m/s)

2.7.4Jari–jari Sudu

Pada penentuan jari-jari sudu, jari-jari rata–rata sudu yang dimaksud

adalah jarak dari pusat cakram ke pitch sudu yaitu :

rm = n Um

. . 2

. 60

π …(Lit.2 hal, 285)

dimana: rm = Jejari rata–rata sudu (m)

Um = kecepatan tangensial rata–rata sudu (m/s)

Jari–jari dasar sudu dan puncak sudu pada tiap tingkat turbin adalah :

rr = rm -

2

h

rt = rm +

2

h

…(Lit.2 hal, 290)

dimana:

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

rt = Jari–jari puncak sudu tiap tingkat turbin (m)

(46)

Tebal sudu celah antara sudu besarnya dapat dilihat dari persamaan :

w =

3

h

c = 0,25 .w …(Lit.2 hal, 285)

dimana:

w = tebal sudu (m)

c = celah antara sudu (m)

2.7.5Diagram Kecepatan Gas

Untuk menggambarkan kecepatan aliran gas perlu dihitung besar sudut

kecepatan sudut masuk dan kecepatan sudut keluar relative gas yang besarnya

adalah:

= 4.φ.tan 2 + 2

= 4.φ.tan 3 – 2 …(Lit.2, hal 276)

dimana:

φ = Koefisien aliran gas

2 = sudut relatif kecepatan gas masuk sudu

3 = sudut relatif kecepatan gas keluar sudu

2.7.6 Putaran Kritis

Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi yang tinggi. Hal

ini diakibatkan oleh frekwensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan

frekwensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhi oleh gaya–

(47)

Putaran kritis poros dapat dihitung setelah didapat lendutan maksimum.

Kecepatan sudut putaran kritis adalah :

c = MAX

Y G C.

dimana:

c = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

C = koefisien untuk dua bantalan pendukung, yaitu 1 : 1,2685

g = kecepatan gravitasi.

Putaran kritis sistem adalah :

c = put aran kritis sistem (rpm)

c = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

[image:47.595.129.456.294.626.2]

2.7.7Perhitungan Performa Tingkat

Gambar 2.14 Aksi gaya efektif pada cascade

Bedasarkan diagram aksi gaya pada cascade seperti yang dihunjuk pada gambar

diatas, kenaikan tekanan statisnya adalah :

(48)

= (p02 – 22 2 1

V

ρ ) – (p01 - 22 2 1

V

ρ ) …(Lit.2, hal 276)

Gaya aksial per_unit panjang tiap sudu adalah p dan dari pertimbangan

perobahan momentum, aksi gaya sepanjang cascade adalah :

F = s. . Va × perobahan komponen kecepatan sepanjang cascade

F = s. . Va2(tan 1 – tan 2) …(Lit.2, hal 276)

Koefisien CL dan CDP didasarekan pada vektor kecepatan rata-rata (Vm) dibagi

dengan segitiga kecepatan, maka :

Vm = Va. sec m

Dimana :

m adalah,

tan m = [

2 1

(Vatan 1 – Vatan 2) + Vatan 2]/ Va

=

2 1

(tan 1+ tan 2) …(Lit.2, hal 276)

BAB III

ANALISA TERMODINAMIKA

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan

Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin

serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam

perancangan ini dipilih jenis turbin aksial reaksi.

Adapun spesifikasi teknis dalam perancangan ini adalah mengacu pada hasil data

survey :

(49)

Bahan bakar = Gas Alam Cair (LNG)

Fluida kerja siklus = Udara /Gas

Pressure Ratio (pr) = 10,04

Temperatur Inlet Turbin = 1004 ºC

Putaran Turbin = 3000 rpm

Tipe Turbin = Turbin Axial

Tipe Kompresor = Kompresor Axial

Tekanan Barometer = 1,013 bar

Menurut pesamaan umum gas ideal

T R

v p m

. .

= , dimana bila temperatur gas

rendah, maka massa aliran gas akan naik dan sebaliknya. Hal ini berarti bila

temperatur atmosfir turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya.

Temperatur udara yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang besar

terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran massa

udara yang dihisap oleh kompresor akan berubah sesuai dengan persamaan umum

gas ideal.

3.2 Kompresor

3.2.1 Jenis-jenis Kompresor 3.2.1.i Dynamic compressor

Pada jenis kompresor ini pemampatan udara terjadi secara kontinyu. Jenis

kompresor ini antara lain :

a. Centrifuga l flow compressor

b. Axial flow compressor

(50)

3.2.1.ii Positve Displacement Compressor

Untuk jenis kompresor ini proses pemampatan udara terjadi secara

periodik, fluida dikompresikan dengan mengurangi volume jenis. Kompresor ini

terdiri dari :

a. Reciprocating compressor

b. Rotary compressor

c. Membrane compressor.

Dalam pemilihan jenis kompresor yang sesuai pada sistem turbin gas, dibutuhkan

kompresor yang memiliki efisiensi tinggi, berkapasitas besar serta memiliki

kemampuan menghasilkan mass flow rate udara yang besar. berdasarkan hal

tersebut, kompresor tipe aksial sangat cocok digunakan dalam sistem turbin gas

yang akan direncanakan. Disamping hal tersebut, kompresor tipe axial memiliki

susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan

untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi.

susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan

untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi.

3.2.2 Analisa Termodinamika Kompresor

Pada analisa perhitungan termodinamika dimaksudkan untuk menentukan

kondisi udara masuk dan keluar kompresor serta besarnya daya yang digunakan

untuk menggerakkan kompresor.

3.2.2.i Kondisi Udara Masuk Kompresor (kondisi 1)

Ta = Temperatur Lingkungan

(51)

= Konstanta Adiabatik yaitu 1,4 (untuk udara)

dimana :

Ta = 30 ºC + 273,16

[image:51.595.125.441.78.477.2]

= 303,16 K

Gambar 3.1. Kondisi stagnasi pada kompresor

Pada gambar diatas diperlihatkan proses kompresi pada kompresor

a. Kondisi Stagnasi

P01 = Pa - Pf

dimana :

Pf = Penurunan tekanan pada filter udara

= 0,02 bar

maka :

P01 = Pa - Pf

P01 = 1,013 – 0,02

(52)

T01 =

γ η γ pf P P T a a ) 1 ( 01 −     dimana :

pf = efisiensi politropik filter udara = 0,9

untuk udara (Lit. 2, hal 57)

Cpa = 1,005 kJ /kg K, = 1,4 (untuk udara), atau

   

−1

γλ = 3,5

dan, 01 P Pa = 993 , 0 013 , 1

= 1,020 bar

sehingga :

T01 =

4 , 1 9 , 0 ). 1 4 , 1 ( 020 , 1 16 , 303 −

T01 = 301,65 K atau

≈ 28,49 ºC

b. Kondisi Statik

T1 = T01- pa a C C . 2 2 dimana :

Ca = Kerapatan axial udara antara 150 s/d 200 (m/s)

Cpa = panas udara masuk kompresor (1,005 kJ /kg K.udara)

(53)

T1 = 301,65 -

) 10 005 , 1 ( 2 150 3 2 × ×

= 290,455 K atau ≈ 17,29 ºC

P1 = P01

γ γ 1) ( 01 1 −     T T = 0,993 5 , 3 65 , 301 455 , 290      

= 0,869 bar

3.2.2.ii Kondisi Udara Keluar Kompresor (Kondisi 2)

a. Kondisi Stagnasi

P02 = rp × P01

= 10,04 × 0,993

= 10,01 bar

dimana :

pk = Efisiensi politropik = 0,9

maka :

T02 = T01

( )

rp γηpk

γ

. 1 −

= 301,65 × (1,4 0,9) ) 1 4 , 1 ( 04 , 10 × −

T02 = 626,70 K atau ≈ 353,53 ºC

(54)

T2 = T02 - pa a C C . 2 2

T2 = 626,70 - ₃

2 10 005 , 1 2 150 × ×

= 615,32 K atau ≈ 342,16 ºC

P2 = P02 -

1 02 2 −     γγ T T

= 10,01 - 1,4 1 4 , 1 52 , 626 32 , 615 −      

= 9,072 bar

Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per_unit mass flow (Wtc)

adalah :

Wtc =

m a T T Cpa η ) ( ₀₂−

dimana :

m = Efisiensi mekanik = 0,9 (Lit.2 hal 50)

Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor T02 atau T02 – Ta adalah :

T02 – Ta =

          −     − 1 ) 1 ( 02 γ γ

ηk Pa

P Ta =           −     

 − ₁

013 , 1 01 , 10 85 , 0 16 ,

303 1,4

) 1 4 , 1 (

= 320,665 K

(55)

Wtc =

99 , 0

665 , 320 005 ,

1 ×

= 325,524 kJ /kg

3.3 Ruang Bakar

Ruang bakar merupakan tempat proses pembakaran yaitu proses

pemasukan kalor yang diharapkan berlangsung pada tekanan konstan serta dapat

menghasilkan gas hasil pembakaran dengan temperatur tinggi. Proses pembakaran

terjadi secara kontinyu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai

dengan kekuatan material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal

tersebut perlu dilaksanakan mengingat kekuatan material akan turun dengan

naiknya termperatur (lelah thermal pada material)

Tipe ruang bakar yang digunakan dalam perancangan ini adalah tipe ruang

bakar Tubular Chamber yang tediri dari suatu silinder linier yang terpasang

konsentris di dalam casing.

Turbin ini memiliki dua buah ruang bakar dan masing–masing ruang bakar

tersebut dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lobang injeksi bahan

bakar dan Diagonal swirler untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar

(56)

[image:56.595.121.499.77.302.2]

Gambar 3.2. Susunan ruang bakar unit turbin gas

A. Ruang saluran udara (Annular space for combustion air supply) Keterangan gambar :

B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct)

1. Selubung tekanan (pressure shell)

2. Kombinasi pembakar (Burner combination)

3. Lokasi untuk inspeksi (Platform include railing)

4. Tabung api (Flame tube)

5. Selubung turbin (Turbin casing)

6. Pipa–pipa buang (Blow-off pipes) 7. Rotor

8. Lobang masuk orang (Man hole)

Sedangkan gambar untuk penampang potongan kombinasi pembakar (Burner

combination) yang dipasang disekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya

(57)

[image:57.595.126.443.83.662.2]

Gambar 3.3. Section burner combination

Keterangan gambar :

1. Saluran masuk bahan bakar minyak (fuel oil inlet)

2. Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet)

3. Fuel oil burner

4. Busi (spark plug)

5. Ignition gas inlet

6. Dudukan pembakar (burner support)

7. Sumber nyala (igniter)

8. Saluran udara masuk (air inlet)

9. Fuel gas burner

10. Pengaduk diagonal (diagonal swirl)

11. Sekat udara dengan pengaduk axial (air buffle with axial swirler)

(58)

13. Pengaduk axial (axial swirler)

14. Saluran–saluran keluar gas (gas outlet ducts)

15. Saluran masuk bahan bakar gas (fuel gas inlet)

16. Saluran keluar bahan bakar minyak (fuel oil outlet) atau return

3.3.1 Analisa Bahan Bakar dan Reaksi Pembakaran

Dalam perhitungan 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

[image:58.595.126.498.361.538.2]

komposisi sebagai berikut :

Tabel 3.1. Komposisi bahan bakar turbin gas

Komposisi Gas Alam % Volume

Metana (CH4)

Etana (C2H6)

Propana (C3H8)

Butana (C4H10)

Pentana (C5H12)

Xenana (C6H14)

CO2

(N2 + H2S)

74,44 5,66 2,42 1,22 0,47 0,52 14,90

0,39

Total 100,00

Sumber : Operation Manual, Vol 12. Fuel Gas System JCC. Corporation Pertamina Arun LNG

Low Heating Value (LHV) bahan bakar untuk tiap kilogram bahan bakar adalah =

47.320 kJ /kg.

Untuk proses pembakaran gas–gas dengan 100 % udara teoritis adalah sebagai

berikut :

a. Metana (CH4) :

CH4 + O2 → CO2 + 2 H2O

(59)

16 lb CH4 + 64 lb O2 → 44 lb CO2 + 36 lb H2O

1 lb CH4 + 4 lb O2 → 2,75 lb CO2 + 2,25 lb H2O

jadi :

1 lb CH4 membutuhkan 4 lb O2, karena O2 = 23 %

1 lb CH4 membutuhkan (100/23) × 4 lb udara, atau

1 lb CH4 membutuhkan 17,39 lb udara

b. Ethana (C2H6) :

C2H6 + 7O2 → 4 CO2 + 6 H2O

60 lb C2H6 + 224 lb O2 → 176 lb CO2 + 108 lb H2O

jadi :

1 lb C2H6 membutuhkan (224/60) lb O2, maka :

1 lb C2H6 membutuhkan (100/23) × 108 lb udara, atau

1 lb C2H6 membutuhkan 16,23 lb udara

c. Propana (C3H8) :

C3H8 + 5O2 → 3 CO2 + 4 H2O

1 lb C3H8 + 3,64 lb O2 → 3 lb CO2 + 1,64 lb H2O

jadi :

1 lb C3H8 membutuhkan 3,64 lb O2, maka :

1 lb C3H8 membutuhkan (100/23) × 3,64 lb udara

d. Butana (C4H10)

(60)

1 lb C4H10 + 3,59 lb O2 → 2,28 lb CO2 + 1,24 lb H2O

jadi :

1 lb C4H10 membutuhkan (100/23) × 3,59 lb O2 udara

e. Pentana (C5H12) :

C5H12 + 8 O2 → 5 CO2 + 6 H2O

1 lb C5H12 + 3,59 lb O2 → 3.06 lb CO2 + 1,5 lb H2O

jadi :

1 lb C5H12 membutuhkan 3,56 lb udara, maka :

f. Hexana (C6H14)

C6H14 + 8 O2 → 5 CO2 + 6 H2O

1 lb C6H14 + 3,54 lb O2 → 3.07 lb CO2 + 1,47 lb H2O

jadi :

1 lb C6H14 membutuhkan 3,54 lb udara, maka :

1 lb C6H14 membutuhkan 15,37 lb udara.

Berdasarkan reaksi dari persamaan diatas maka untuk 1 lb gas alam akan

(61)

Metana 74,44 % × 17,39 = 12,95

Etana 5,66 % × 16,23 = 0,92

Propana 2,42 % × 15,81 = 0,38

Butana 1,22 % × 15,60 = 0,19

Pentana 0,47 % × 15,46 = 0,07

Hexana 0,52 % × 15,37 = 0,08

CO2 14,90 % × - = -

(N2 + H2S) 0,37 % × - = -

1 lb (100%) Gas alam membutuhkan = 14,59 lb Udara

Maka diperoleh perbandingan massa bahan bakar dan udara (mf /ma) adalah 1 :

14,59 atau mf /ma = 0,0685. Untuk pembakaran dengan menggunakan 400 %

udara teoritis

ma

mf _{= 1 : (4}_×_14,59)

= 0,0172 = fteoritis

sehingga : faktual = rb teoritis f

η

dimana efisiensi ruang bakar ditentukan 98 %. Menurut (lit 2 hal 246), besarnya

kisaran efisiensi ini diambil adalah untuk ketepatan dalam pengukuran temperatur

dan kecepatan laju gas. Dalam kerja turbin biasanya pengukuran temperatur

tersebut diukur dengan thermocouples.

maka :

faktual =

98 , 0

0172 , 0

(62)

Menurut (lit.3 hal 55) untuk membatasi temperatur gas pembakaran keluar dari

ruang bakar, maka turbin gas memerlukan jumlah udara berkelebihan.

Perbandingan berat bahan bakar–udara dapat berkisar antara f = 50 1 _s/d

200 1

3.4 Turbin

Dalam perencanaannya, direncanakan suatu sistem turbin gas dengan

kapasitas besar. Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin jenis axial mengingat

turbin tipe ini memiliki keuntungan yang lebih baik dibanding tipe lain.

Disamping konstruksinya yang ringan, turbin ini tidak membutuhkan ruangan

yang besar. Turbin tipe axial juga mempunyai efisiensi yang baik serta cocok

untuk pemakaian multi stage.

3.4.1 Analisa Termodinamika Turbin

Untuk melengkapi data dalam perhitungan, maka diberikan beberapa data

lainnya yaitu :

a. Derajat reaksi ( ) dipilih 50% artinya pada masing–masing sudu, rotor dan

stator terjadi penurunan entalpi (enthalpy drop) yang sama besar

b. Kecepatan keliling sudu keliling (U) = 350 m/s

c. Efisiensi mekanis turbin ( T) = 0,95

(63)

Bonar M. Robintang Siahaan : Perancangan Turbin Gas Pengg