PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI PENGGERAK GENERATOR LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW

PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI

PENGGERAK GENERATOR LISTRIK

DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW

SKRIPSI

Skripsi yang di ajukan untuk melengkapi Syarat memperoleh Gelar Sarjana Teknik

FAZAR MUHAMMADDIN 040401016

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

PERENCANAAN TURBIN GAS SEBAGAI

PENGGERAK GENERATOR LISTRIK

DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW

FAZAR MUHAMMADDIN NIM.040401016

Telah Disetujui dari Hasil Seminar Skripsi Periode ke- 535, pada tanggal 07 Maret 2009

Pembanding I, Pembanding II,

Ir.Zamanhuri, MT Ir. Mulfi Hazwi, Msc

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur kehadirat Allah SWT. karena atas rahmat dan karuniaNya penulis dapat menyelesaikan Tugas Sarjana ini pada waktu yang telah ditentukan. Tugas Sarjana ini merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan studi pada jenjang Pendidikan Sarjana. (S I) Teknik Mesin menurut Kurikulum Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara Medan.

P e n u l i s d a l a m T u g a s S a r j a n a i n i m e n g a m b i l j u d u l ,

y a i t u “PERENCANAAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR

LISTRIK DENGAN DAYA TERPASANG 135,2 MW". Dalam penulisan ini dari

awal sampai akhir penulis telah mencoba semaksimal mungkin guna tersusunnya Tugas Sarjana ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan- kekurangan yang terutama disebabkan faktor pengetahuan dan pengalaman penulis. Untuk itu maka petunjuk dan saran dari semua pihak yang bersifat membangun sangat penulis harapkan demi kesempurnaan Tugas Sarjana

ini.

Dengan tersusunnya Tugas Sarjana ini maka penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada :

Kedua Orang tua dan keluarga tercinta yang telah memberikan dukungan baik moril maupun materiil.

Bapak Ir. Abdul Halim Nasution, Msc selaku dosen pembimbing Tugas Sarjana

yang telah meluangkan waktu untukmembimbing penulis.

3. Bapak Dr. Ing Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

4. Bapak Tulus Burhanudin Sitorus ST, MT selaku Sekretaris Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

5. Seluruh Staf Pengajar dan Pegawai di lingkungan Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

6. Saya ucapkan terima kasih kepada, PT PLN (PERSERO).Daerah Pembangkitan Bagian Sumatera Utara Sicanang Belawan, dimana merupakan tempat penulis melakukan Riset Tugas sarjana ini

7. Saya ucapkan terima kasih kepada Mahasiswa Teknik Mesin khususnya sesama rekan-rekan setambuk 2004.

Akhir kata dengan segala kerendahan hati penulis memanjatkan do'a kepada Allah SWT, semoga kita semua dilindungi dan diberi berkat dan hidayahnya.

Medan , 2009 Hormat Penulis

Fazar Muhammaddin NIM. 040401016

ABSENSI PEMBANDING BEBAS MAHASISWA

PADA SEMINAR TUGAS SARJANA

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FT.USU

PERIODE : 535

HARI /TANGGAL : Sabtu/ 07 maret 2009

NAMA : FAZAR MUHAMMADDIN

NIM : 040401016

No Nama NIM Tanda Tangan

1. Nabahansyah R 040401010 2. Kartiko Yudo 040401072 3. Taufik Akbar 040401044 4. Rahmad S 040401031 5. Eru Purnomo 040401037 Medan, Sekretaris,

Ir. Abd Halim Nasution Msc NIP.130 900 682

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : 841 / TS/ 2008

FAKULTAS TEKNIK USU DITERIMA :

MEDAN PARAF :

TUGAS SARJANA

NAMA : FAZAR MUHAMMADDIN

NIM : 040401016

MATA PELAJARAN : TURBIN GAS

SPESIFIKASI : Rancanglah suatu unit Turbin gas sebagai

penggerak generator listrik dengan data- data :

Daya terpasang : 135,2 MW

Putaran : 3000 rpm

Data lainnya yang diperlukan diambil dari

survey Rancangan meliputi : -Perhitungan Thermodinamika -Pemilihan Jenis Turbin

-Perhitungan ukuran-ukuran Utama Turbin -Gambar Teknik Rancangan Turbin

DIBERIKAN TANGGAL : 19 /11/2008

SELESAI TANGGAL : 23/02/2009

Medan , 19 November 2008

KETUA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN DOSEN PEMBIMBING

Dr. Ing.Ir. Ikhwansyah Isranuri Ir. Abdul Halim Nasution, Msc

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR i

SPESIFIKASI TUGAS SARJANA iii

KARTU BIMBINGAN iv

DAFTAR ISI v

DAFTAR GAMBAR vii

DAFTAR TABEL ix

DAFTAR NOTASI x

BAB I. PENDAHULUAN 1

Tinjauan Umum 1

Gambaran Umum Pembangkit Tenaga 2

Latar Balakang Permasalahan 4

Tujuan Penulisan 4

Pembatasan Masalah 5

Metodologi Penulisan 5

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA 6

2.1 Klasifikasi Turbin Gas 6

2.2 Komponen- Komponen Utama Turbin Gas 12

2.3 Sistem Kerja dan Start Turbin Gas 13

2.4 Siklus Kerja Turbin Gas 13

A. Siklus Ideal 13

B. Siklus Aktual 16

BAB III. PENETAPAN SPESIFIKASI 17

3.1 Spesifikasi Teknis Perencanaan 17

3.2 Analisa Termodinamika 18

3.2.1 Analisa termodinamika pada Kompressor 19

3.2.2 Proses Pada ruang Bakar 22

3.2.3 Analisa termodinamika pada Turbin 26

3.2.4 Generator Listrik 27

3.2.5 Laju Aliran Massa udara dan Bahan bakar 28

3.2.6 Kesetimbangan Energi pada Ruang Bakar 29

3.2.7 Udara Pembakaran 30

3.2.8 Kerja Netto 30

3.2.10. Efisiensi Thermal Siklus 31

3.2.11. Panas Masuk 31

3.2.12 Panas Keluar 31

3.2.13 Daya tiap Komponen Instalasi Turbin Gas 31

BAB IV . PERENCANAAN TURBIN 34

4.1 Parameter Perencanaan Turbin 34

4.2 Perhitungan Jumlah Tingkat Turbin 35

4.3 Kondisi Gas dan Dimensi Sudu Tiap Tingkat 37

4.4 Diagram Kecepatan dan Sudut Gas Tiap Tingkat Turbin 49

4.5 Jumlah Sudu tiap tingkat Turbin 57

4.6 Sudut-sudut Sudu Tiap tingkat Turbin 60

4.7 Berat Sudu gerak Tiap Tingkat Turbin 64

BAB V. PERHITUNGAN UKURAN UKURAN UTAMA 67

5.1 Perencanaan Poros Turbin 67

5.1.1 Perhitungan Poros 67

5.1.2 Pemeriksaaan Kekuatan poros 69

5.2 Gaya-gaya Pada Sudu Tiap Tingkat Turbin 70

5.3 Tegangan yang Timbul pada sudu Turbin 72

5.3.1 Tegangan tarik akibat gaya sentrifugal 73

5.3.2 Tegangan lentur akibat tekanan gas 74

5.4 Pemeriksaan Kekuatan Sudu 76

5.5 Perencanaan Cakram Turbin 78

5.6 Perencanaan Pasak 80

5.7 Perencanaan Bantalan 82

5.8 Sistem Pelumasan 86

BAB VI. KESIMPULAN 91

DAFTAR PUSTAKA 93

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Sistem turbin gas dengan siklus terbuka 7

Gambar 2.2 Skema Instalasi turbin gas dengan siklus tertutup .8

Gambar 2.3 Turbin gas berporos ganda 9

Gambar 2.4 Skema turbin gas siklus regeneratif dengan heat exchanger 10

Gambar 2.5 Skema instalsi siklus gabungan turbin gas — turbin uap 11

Gambar 2.6 Skema instalsi turbin gas sederhana 12

Gambar 2.7 Siklus Brayton sederhana 14

Gambar 2.8 Diagram P-V dan diagram T-S 14

Gambar 3.1 Siklus turbin gas rancangan 18

Gambar 3.2 Diagram T-s (aktual) Siklus Brayton 18

Gambar 3.3 Diagram h-s pada compressor 21

Gambar 3.4 Grafik faktor kelebihan udara 25

Gambar 3.5 Kerugian tekan pada ruang bakar 25

Gambar 3.6 Diagram h-s pada turbin 27

Gambar 4.1. Grafik Efisiensi Turbin - Velocity Ratio 34

Gambar 4.2 Penampang annulus turbin aksial 37

Gambar 4.3 Dimensi sudu tingkat 1 48

Gambar 4.4 Dimensi sudu tingkat 2 49

Gambar 4.5 Dimensi sudu tingkat 3 49

Gambar 4.6 Diagram kecepatan pada sudu turbin. 50

Gambar 4.7 Grafik hubungan antara sudut masuk gas sudut keluar gas 61

Gambar 4.8 Geometri sudu turbin 62

Gambar 4.9 Profil sudu turbin NACA seri C — 7 64

Gambar 5.1 Gaya-gaya pada sudu turbin 70

Gambar 5.2 Tegangan yang terjadi pada sudu turbin 72

Gambar 5.3 Momen lentur pada sudu 72

Gambar 5.4 Grafik hubungan z dan sudut chamber sudu. 75

Gambar 5.5 Bentuk Konstruksi Cakram Turbin 78

Gambar 5.6 Ukuran dan bentuk Pasak 80

Gambar 5.7 Gaya tangensial pada pasak 81

Gambar 5.8 Bantalan luncur 83

perbandingan eksentrisitas 84

Gambar 5.10 Koefisien gesekan 86

Gambar 5.11 Grafik variable aliran 87

Gambar 5.12 Grafik perbandingan aliran 88

DAFTAR TABEL

Tabel 4.1. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin 41

Tabel 4.2. Dimensi sudu turbin 47

Tabel 4.3. Diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat 55

Tabel 4.4. Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin 59

Tabel 4.5. Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin 59

Tabel 4.6. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Dasar Sudu 62

Tabel 4.7. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Tengah Sudu 63

Tabel 4.8. Sudut-sudut sudu gerak turbin pada Puncak Sudu 63

Tabel 4.9. Dimensi dari sudu gerak turbin 64

Tabel 4.10. Berat sudu gerak tiap tingkat turbin. 66

Tabel 5.1 Gaya-gaya pada sudu gerak turbin 71

Tabel 5.2. Tegangan yang timbul pada sudu gerak 76

Tabel 5.3 Tegangan pada sudu gerak 78

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas Anulus m2

AFR Perbandingan udara dan bahan bakar kg _udara/kg_bahanbakar

c panjang chord sudu m

C Kecepatan absolute Gas m/s

C Kecepatan aliran fluida masuk Kompressor m/s

C_pg panas spesifik gas hasil pembakaran kJ/kg _udara.K

Cx Panjang chord sudu arah aksial m

D_d Diameter luar cakra m

D_h Diameter lubang cakra m

D_R Diameter hidrolis pada sudu diam m

F_A Diameter hidrolis pada sudu gerak m

FAR perbandingan bahan bakar dengan udara kg_bahanbakar/ kg _udara

F_r Gaya tangensial sudu N

h entalphi static kJ/kgudara

ho entalphi stagnasi kJ/kgudara

k Conduktivitas thermal W/m.K

LHV Nilai pembakaran bawah bahan bakar kJ/kg_udara

ma massa aliran udara kg/s

mf massa aliran bahan bakar kg/s

m_p massa aliran udra pendingin kg/s

n putaran rpm

P Tekanan Pa

P₀ tekanan stagnasi Pa

P_f Losses tekanan udara pada filter Pa

P_G Daya Generator MW

P_K Daya Kompressor MW

P_T Daya Turbin MW

s Laju perpindahan kalor Watt

r jari-jari sudu m

R_a konstanta panjang pitch sudu m

T_c temperature fluida dingin K

T_h temperature fluida panas K

U kecepatan keliling m/s

V kecepatan relative gas m/s

w lebar sudu m

W kerja spesifik kJ/kg_udara

W_netto kerja bersih kJ/kg_udara

B A B I

P E N D A H U L U A N

1 . 1 Tinjauan Umum

Turbin gas adalah suatu penggerak mula yang memanfaatkan gas sebagai fluida kerja. Didalam turbin gas energi kinetik dikonversikan menjadi energi mekanik berupa putaran yang menggerakkan roda turbin sehingga menghasilkan daya. Bagian turbin yang berputar disebut rotor atau roda turbin dan bagian turbin yang diam disebut stator atau rumah turbin. Rotor memutar poros daya yang menggerakkan beban (generator listrik, pompa, kompresor atau yang lainnya).

Perkembangan turbin gas hingga bisa dibuat seperti sekarang ini, yakni sampai bisa ekonomis untuk dipakai sebagai mesin penggerak pesawat terbang dan untuk instalasi darat seperti pembangkit tenaga listrik, sudah menghabiskan waktu yang cukup lama sekali. Konstruksi dan cara bekerjanya turbin gas adalah sangat mudah bila hanya didalam kertas ( gambar desain ), tetapi kenyataannya bila diwujudkan adalah sukar, karena ada hubungannya dengan pemakaian bahan bakar turbin yang harus hemat.

Keuntungan penggunaan turbin gas pe mbangkit tenaga listrik

dan sebagai penyedia panas industri karena sifatnya yang mudah diinstal, proses kerjanya tidak ruwet, terutama cocok untuk menanggulangi beban puncak serta dimensinya yang kecil. Penggunaan turbin gas pada saat ini sudah mempunyai arti yang sangat luas dan sangat besar, dimana untuk penggerak Pesawat terbang dengan daya yang besar harus memakai turbin gas, tidak bisa disaingi atau digantikan oleh penggerak mula jenis lainnya seperti motor bakar

Pada saat ini perkembangan penggunaan turbin gas sudah sangat maju, dimana Para ilmuan telah menemukan penggunaan turbin gas dan turbin uap sekaligus dalam satu siklus yang disebut dengan siklus gabungan (Combine

Cycle ). Tujuannya tidak lain adalah untuk meningkatkan efesiensi dari siklus tunggal (siklus Brayton sederhana) dengan memanfatkan kalor dari sisa gas buang turbin gas untuk kebutuhan ketel uap penghasil uap, guna menggerakkan turbin uap, sehingga lebih menghemat penggunaan bahan bakar pada instalasi ketel uap.

1.2 Gambaran Umum Pembangkit Tenaga

Pembangkit tenaga yang paling banyak digunakan secara umum digolongkan atas dua bagian, yaitu :

a. Thermal Power Plant b. Hydro Power Plant

A. Thermal power plant

Energi yang digunakan pada thermal power plant diperoleh dari hasil pembakaran bahan bakar cair, gas ataupun padat. Adapun jenis pembangkit yang tergolong kepada thermal power plant adalah :

• Pembangkit Listrik Tenaga Diesel ( PLTD )

• Pembangkit Listrik Tenaga Uap ( PLTU )

• Pembangkit Listrik Tenaga Gas (PLTG)

• Pembangkit Listrik Tenaga Nuklir(PLTN)

P a r a a h l i a t a u i l m u a n d i b i d a n g i n i m a s i h t e r u s -m e n e r u s -menge-mbangkan ke-mungkinan pe-manfaatan su-mber energ i lain ( energi terbarukan ) sebagai sumber tenaga,seperti

• Solar power plant

• Wind power plant

B. Hydro Power Plant

Hydro power plant adalah pembangkit tenaga yang memanfaatkan energi Potensial air untuk menggerakkan sudu-sudu turbin, sehingga menyebabkan poros turbin berputar, dimana poros inilah yang akan memutar generator listrik. Dengan kata lain bahwa hydro power plant adalah suatu unit pembangkit tenaga yang memannfaatkan energi potensial air yang diperoleh dari tinggi air jatuh seperti air terjun, bendungan dan sebagainya.

Usaha untuk mengkonversikan energi air ( hydro power ) menjadi energi Listrik memerlukan investasi yang sangat mahal dan juga mengingat keterbatasan sumber energi pembangkit yang tersedia, maka hydro power plant cocok untuk daerah yang memiliki sumber energi pembangkit tersebut.Dari sekian banyak pembangkit tersebut diatas.

Disini penulis hanya akan membahas pembangakit listrik tenaga gas, yaitu berupa unit turbin gas yang akan digunakan pada pembangkit listrik tersebut.

1. 3. Latar Belakang Permasalahan

Turbin gas merupakan suatu unit pesawat pembangkit tenaga yang pada saat ini banyak dipakai, baik dalam kegiatan industri maupun sebagai penggerak generator listrik atau pesawat terbang.

Adapun kelebihan turbin gas dibandingkan unit pesawat pembangkit tenaga lainnya adalah karena, sifatnya yang mudah dioperasikan, proses kerjanya tidak ruwet, ukurannya yang relatif kecil dan cocok untuk menanggulangi beban puncak.

Turbin gas juga memiliki kelemahan antara lain adalah tingkat efisiensi turbin gas lebih rendah dibandingkan sistem pembangkit tenaga lain seperti Tenaga uap ataupun diesel disamping biaya produksi dan perawatannya cukup tinggi.

Dengan alasan diatas maka dapat dipahami bahwa jika akhirnya dipilih turbin gas sebagai pesawat pembangkit tenaga dibandingkan unit pembangkit tenaga lainnya.

1.4. Tujuan Penulisan

Adapun tujuan penulisan tugas sarjana. ( skripsi) ini adala h untuk merancang suatu unit turbin gas penggerak generator listrik dengan daya terpasang 135,2 MW dan putaran 3000 rpm. Perancangan meliputi analisa termodinamika, perhitungan ukuran-ukuran utama serta gambar teknik turbin gas tersebut.

1.5. Pembatasan Masalah

Pada penulisan tugas sarjana ( skripsi) ini, penulis hanya membahas tentang :

a. Analisa termodinamika

b. Pehitungan rancangan turbin gas c. Ukuran-ukuran utama turbin gas

d. Gambar penampang ( gambar teknik ) turbin gas

1.6. Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ( skripsi ) ini adalah sebagai berikut :

a. Survey lapangan, berupa peninjauan langsung kelokasi tempat unit pembangkit itu berada, Yaitu di PLN Sicanang Belawan.

b. Studi literatur, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan tulisan-tulisan yang terkait, serta pencarian di internet.

c. D isku s i, beru pa t a nya ja wa b de nga n do se n pe mb imb ing, do se n pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak jurusan Teknik Mesin USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan ( skripsi ) ini.

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

Turbin gas adalah suatu unit turbin dengan menggunakan gas sebagai fluida kerjanya.Sebenarnya turbin gas merupakan komponen dari suatu sistem turbin gas. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri dari tiga komponen utama, yaitu kompresor, ruang bakar dan turbin.

Turbin gas yang ada saat ini sangat luas dan beragam penggunaannya. Salah satu contoh penerapannya yang sudah sangat terkenal adalah sebagai mesm penghasil daya dorong pada pesawat terbang. Di industri, turbin gas digunakan untuk menggerakan bermacam-macam peralatan mekanik, misalnya pompa dan kompresor atau generator listrik kecil.Turbin gas juga digunakan untuk memutar generator listrik pada instalasi pembangkit listrik tenaga gas guna menanggulangi beban puncak kebutuhan listrik dan kadang-kadang juga beban menengah dan beban dasar.

2.1. Klasifikasi Turbin Gas

Turbin gas dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa kriteria, sebagai berikut :

A.Berdasarkan siklus, kerjanya 1. Siklus terbuka

Dalam siklus ini, gas hasil pembakaran setelah diekspansikan pada

turbin, langsung dibuang keudara bebas. Instalasi turbin gas dengan siklus ini memiliki struktur yang sederhana, yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar, dan

turbin sebagai penggerak beban dan kompresor. Struktur dan susunan dari instalasi turbin gas dengan siklus terbuka (open cycle) adalah :

Bahan bakar

Udara Atmosfi r

Gas Buang

Gambar 2.1. Sistem turbin gas dengan siklus terbuka Sumber : Arismunandar ( 2002 )

2. Siklus tertutup (closed cycle)

Seperti halnya pada turbin uap, turbin gas dapat pula dirancang dengan sistem siklus tertutup yaitu fluida kerjanya tidak berhubungan dengan atmosfer sekitarnya. Dengan demikian dapat dijaga kemurniannya. Hal in i sangat menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pemilihan fluida kerjanya dapat disesuaikan dengan persyaratan yang diminta. Salah satu hal yang penting adalah bahwa pada sistem ini dapat digunakan tekanan tinggi ( sampai 40 atm ) seperti pada turbin uap, tetapi fluida kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Skema instalasi turbin gas siklus tertutup dapat dilihat pada gambar 2.2.

P K T K = Kompressor P = Poros T = Turbin

Gambar 2.2. Skema Instalasi turbin gas dengan siklus tertutup. Sumber : Thermodynamics ( fourth edition)

Turbin gas dengan sistem ini konstruksinya lebih rumit, karena membutuhkan pesawat pemanas yang mempunyai luas pemanas yang besar dan juga membutuhkan pesawat pendingin udara sebelum masuk kompresor

Keuntungannya adalah:

o Lebih menghemat penggunaan bahan Bakar

o Untuk daya yang sama, turbin ini mempunyai ukuran yang lebih

kecil.

o Bisa bekerja dengan tekanan yang tinggi

Heat Exchanger

B. Menurut konstruksinya:

1. Turbin gas berporos Tunggal (single shaft)

Turbin gas ini digunakan untuk pembangkit listrik pada perusahaan listrik maupun industri yang berskala besar ( lihat pada gambar 2.1)

2.Turbin gas berporos ganda ( multi shaft )

Jenis turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi. Poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Turbin dengan tekanan tinggi berfungsi menggerakan kompresor, mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin tekanan rendah untuk memutar generator listrik. Turbin multi shaft ini juga digunakan untuk sentral listrik dan industri. Turbin ini direncanakan beroperasi pada putaran yang berbeda tanpa menggunakan reduction gear. Bahan bakar Gas buang Udara Atmosfer P Keterangan : K = Kompresor RB = Ruang Bakar P = por os T = Turbin G = Generator G RB

HPT =Hight Pressure Turbine LPT = low Pressure Turbin

Gambar 2.3. Turbin gas berporos ganda Sumber : Arismunandar ( 2002 )

3. Turbin gas dengan siklus kombinasi

Karena banyaknya energi yang hilang bersama dengan terbuangnya gas buang, maka telah dilakukan beberapa upaya untuk memanfaatkannya dengan cara menambah beberapa macam proses baru serta peralatan tambahan sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu sehingga dengan demikian dapat meningkatkaan efesiensi dari sistem tersebut. Tetapi seiring dengan hal itu, bertambah pula biaya investasi.

Yang diperlukan karena harus membeli peralatan baru. Dilihat dari segi ekonomisnya, turbin gas dengan siklus kombinasi memiliki kebaikan dan keuntungan bila turbin gas ini dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinue. Ada beberapa macam turbin gas siklus kombinasi, antara lain:

a. Turbin gas dengan siklus Regenerasi

Pada turbin gas dengan siklus regenerasi dilakukan penambahan peralatan berupa alat penukar kalor ( Heat Exchanger ) yang diletakan antara ruang bakar dan saluran gas buang. Udara bertekanan dari kompresor mengalir dengan suhu rendah ke heat exchanger untuk kemudian diteruskan ke ruang bakar dengan temperatur tinggi. Panas yang diberikan oleh heat exchanger diperoleh dari sisa gas buang yang dilewatkan terlebih dahulu didalam pesawat penukar kalor sebelum dibuang keudara beban. Skema dari instalasi tersebut dapat dilihat pada gambar 2.4.

RB HE

Keterangan : K = Kompresor RB = Ruang akar P =Por os T = Turbin G = Generator HE = Heat Exchanger

Gambar 2.4. Skema turbin gas siklus regeneratif dengan heatexchanger Sumber : Arismunandar ( 2002 )

b. Siklus gabungan turbin gas dengan turbin uap

Skema siklus gabungan ini dapat dilihat pada gambar 2.5. Panas dari gas buang dipergunakan kembali untuk keperluan antara lain :

o Produksi uap untuk keperluan industri, misalnya proses pemanasan

o Produksi uap untuk pembangkit tenaga listrik dengan menggunakan

turbin uap. Proses ini disebut " Combined gas and steam cycle "

Gas buang Air p K TG G TU Air Pendingin Udara Atmosfer Air Kondensing G G G1 KU RB R Ko

p

Keterangan : K = Kompresor Ka = Katup RB = Ruang Bakar Ku = Ketel Uap P = Pompa TU = Turbin Uap TG = Turbin Gas G1 = Generator Uap G = Generator Ko = Kondensor R =Regenerator

Gambar 2.5. Skema instalsi siklus gabungan turbin gas — turbin uap Sumber : Arismunandar ( 2000 )

C. Menurut arah aliran fluida kerjanya, turbin gas dibagi atas dua bagian, yaitu :

Turbin aksial , dimana arah aliran fluida kerjanya sejajar dengan poros Turbin radial , dimana arah aliran fluida kerianya menyilang poros atau

dalam arah tegak lurus dengan poros turbin.

2.2 Komponen – Komponen Utama Turbin Gas

Secara skematik, unit turbin gas dapat digambarkan sebagai berikut :

Bahan Bakar

K

T T

Udara/ Fluida Kerja Gas keluar

Keterangan : K = Kompresor RB = Ruang Bakar

T = Turbin b = Beban

Gambar 2.6. Skema instalsi turbin gas sederhana

Komponen-komponen pada gambar 2.6 di atas diterangkan, sebagai berikut : R B

berfungsi sebagai alai untuk menghisap udara luar ( udara atmosfir ) dan selanjutnya dikompresikan untuk mendapatkan tekanan yang lebih besar.

2. Ruang bakar

Fungsinya adalah untuk tempat pembakaran bahan bakar agar diperoleh fluida kerja berupa gas hasil pembakaran yang akan digunakan untuk menggerakkan turbin. Bahan bakar terbakar akibat bercampur dengan udara kompresi serta dengan bantuan percikan nyala api dari busi.

3. Turbin

Turbin berfungsi merubah energi kinetik yang tersimpan pada gas hasil pembakaran menjadi energi berguna.

2.3. Sistem Kerja Dan Start Turbin Gas

Penggerak mula yang digunakan pada sistem ini adalah motor diesel. Motor diesel ini dihubungkan dengan accessory gear melalui torque converter dan clute.Mula-mula motor diesel akan memutar kompresor, turbin dan generator sekaligus dalam keadaan idle ( tanpa beban ) sampai tercapai putaran ( 16-22 ) % dari putaran kerja. Pada putaran ini kapasitas kompresor telah cukup untuk proses pembakaran sehingga proses pembakaaran telah dapat didalam ruang bakar. Gas panas hasil pembakaran kemudian diekspansikan kedalam turbin secara kontinue. Jumah bahan bakar terus bertambah, sehingga mengakibatkan entalpi hasil pembakaran semakin tinggi, demikian juga tenaga ( daya ) yang dihasilkan turbin semakin besar. Dengan semakin meningkatnya daya yang dihasilkan turbin, akan membawa kompresor dan turbin itu sendiri semakin cepat berputar. Pada. putaran sekitar ( 65 – 75 ) % dari putaran kerja maka motor diesel telah tertingga l putarannya, sehingga terjadi slip pada kopling. Pada saat inilah kopling melepas hubungan antara motor diesel dan turbin. Kemudian motor diesel berjalan idle dan akhirnya berhenti, sementara turbin berakselerasi sendiri dengan adanya tambahan bahan bakar sampai dengan putaran kerja. Pada saat putaran kerja telah tercapai, governor telah berfungsi untuk mengatur bahan bakar dan program start telah

selesai, sehingga turbin siap menerima beban dari generator dan operasi terus berjalan dengan bervariasi beban dari generator.

2.4. Siklus Kerja Turbin Gas

Turbin gas pada umumnya memiliki dua siklus kerja, yaitu : A. Siklus ideal

Turbin gas secara termodina mika beker ja dengan siklus brayton. Siklus ini merupakan siklus ideal untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka.Siklus ini terdiri dari dua proses isobar dan dua proses isentropik.

Siklus ideal adalah suatu siklus yang dibangun berdasarkan asumsi sebagai berikut : (Arismunandar, 2002)

• Proses kompresi dan ekspansi berlangsung secara reversibel adiabatik (isentropis).

• Perubahan energi kinetik dari fluida kerja diantara sisi masuk dan sisi keluar setiap kompresor diabaikan.

• Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk ruang bakar dan keluar gas. • Fluida kerja dianggap gas ideal dengan panas jenis konstan.

Gambar dibawah ini menunjuka n siklus brayton sederhana .

Bahan bakar

2 3

Udara atmosfer 1 K T 4 Gas Buang

Gambar 2.7. Siklus Brayton sederhana

Adapun diagram h,T vs S dan P vs V dapat dilihat berikut ini:

Gambar 2.8. Diagram P-V dan diagram T-S ( siklus ideal )

Proses proses yang terjadi dari diagram tersebut diatas adalah sebagai berikut :

• Proses 1-2 : Proses kompresi isentropis pada kompresor.

• Proses 2-3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan ( isobar ) didalam ruang bakar, adanya pemasukan panas

• Proses 3-4 : Proses ekspansi isentropik pada turbin.

Dengan demikian pada proses steady state untuk masing-masing proses diatas, diperoleh

• Proses 1-2 : Kerja kompresor

Wkomp =Cp ( T2a — T1 )

= h_2a – h₁ ( k J / k g ) (2.1)

• Proses 2-3 Pemasukan panas

Q _RB = C_p ( T₃ - T_2a)

= h₃ –h_2a (kJ / kg) (2.2)

W_Ta = C_p ( T₃ — T_4a)

= h₃ – h_4a (kJ/kg) (2.3)

• Kerja netto siklus ( W net )

W net = W_Ta - W_ka (2.4)

= Cp (T3—T4a)— Cp (T2a— T1) = [(h₃ – h_4a)- ( h_2a – h₁)]

Efesiensi total instalasi (

η

Total )adalah perbandingan antara kerja netto siklus

dengan pemasukan energi.

B. Siklus aktual

Proses – pro ses yang terjad i diat as berlaku secara teorit is, tetapi kenyataannya (secara aktual ) terjadi penyimpangan – penyimpangan dan proses yang ideal. Penyimpangan-penyimpangan itu adalah :

1. Fluida kerja bukanlah gas ideal dengan panas spesifik konstan. 2. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan.

3. Proses yang berlangsung diset iap ko mpo nen t idak adiabat ik dan

reversibel, karena ada kerugian energi akibat gesekan, perpindahan panas dan lain-lain.

4. Proses kompresi didalam kompresor tidak berlangsung secara isentrofik. 5. Proses ekspansi didalam turbin tidak berlangsung secara isentropik. 6. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak dapat menjamin terjadinya pembakaran sempurna, sehingga untuk mencapai temperatur gas masuk turbin yang ditetapkan diperlukan jumlah bahan bakar yang lebih banyak.

Kerugian-kerugian diatas akan mempengaruhi effesiensi dari siklus.

BAB III

PENETAPAN SPESIFIKASI

3.1 Spesifikasi Teknis Perencanaan

Sebelum memulai perencanaan mengenai hal-hal yang spesifikasi, khususnya perencanaan turbin pada instalasi turbin gas, maka perlu sekiranya untuk menganalisa sistem secara keseluruhan dengan analisa termodinamika guna mendapatkan suatu kondisi awal perencanaan.

Spsesifikasi teknis perencanan yang ditetapkan sesuai dengan data referensi dari buku yang disesuaikan data dari hasil survey study di PLTGU Sicanang Belawan Sumatera Utara. Spesifikasi teknis dari sistem instalasi turbin gas sebagai berikut :

• Daya Keluaran Generator : 135,2 MW

• Bahan Bakar : Gas

• Tipe Turbin : V 94.2

• Temperatur masuk Kompressor : 30ºC

• Temperatur masuk turbin : 975 ºC

• Tekanan Barometer : 1,013 bar

Kondisi awal perancangan dapat dilihat pada gambar 3.1 jenis intalasi turbin gas siklus terbuka, berikut:

Bahan Bakar

W net K T

Udara Gas buang

Gambar 3.1 Siklus turbin gas rancangan

Temperatur udara yang dihisap kompressor mempunyai pengaruh yang besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran masa udara yang dihisap kompressor akan berubah sesuai dengan persamaan gas ideal, yaitu :

M = Pv/Rt, yaitu apabila temperatur masuk gas rendah maka massa aliran gas akan naik dan sebaliknya.hal ini berarti bila temperatur atmosfer turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya.

3.2 Analisa Termodinamika

Gambar 3.2 Diagram T-s (aktual) Siklus Brayton

3.2.1 Analisa termodinamika pada kompressor.

Analisa termodinamika pada kompressor dimaksudkan untuk menentukan kondisi masuk dan keluar kompressor. Pengambilan asumsi untuk perhitungan termodinamika kompressor adalah didasarkan pada efisiensi politrofik, yaitu efisiensi isentrofik dari sebuah kompressor dan turbin yang dibuat konstan untuk setiap tingkat berikutnya dalam keseluruhan proses. Dalam proses ini terjadi stagnasi dimana enthalpy, tekanan, temperatur dianalisa pada kondisi stagnasi yaitu kondisi fluida yang mengalir dengan suatu kecepatan, mengalami hambatan sehingga disaat itu kecepatan sama dengan nol isentropis.

1. Kondisi udara masuk Kompressor:

Pa= Tekanan Barometer ( 1,013 bar ) Ta = Temperatur lingkungan (30ºC) = 30+ 273 K = 303 K

γ = Konstanta Adiabatik 1,4 (untuk udara) Sehingga : P₁= P_a - P_f

Dimana , P_f = Proses tekanan pada saringan udara masuk kompressor

= 0.01 bar ( hasil survey) Maka :

P1 = 1,013-0,01

P1 = 1,003 bar

Dengan demikian akan diperoleh suhu keluar saringan udara:

T₁= 303       013 , 1 003 , 1 1,4 1 4 , 1 − ……….. (lit 1 hal 226) T₁ = 302,14 K

Sehingga dari table property udara ( lamp. 1) dengan cara interpolasi diperoleh : h₁ = 302,34 kJ/kg udara

2. Kondisi udara keluar kompressor

Untuk mendapatkan nilai efisiensi yang lebih tinggi, maka perbandingan tekanan yang digunakan adalah optimum yaitu :

r_p = k k T T 1 min max −     ……….. (lit 1 hal 226)

Dimana rp1 = Perbandingan tekanan optimum Tmax= T₃ = Temperatur masuk Turbin= 1248 K

Tmin= T₁ = Temperatur masuk Kompressor = 302,14 K Maka, rp= 4 , 1 1 4 , 1 14 , 302 1248 −       r_p= 12 P₂= r_p .P1

P₂= 12. 1,003 P₂=12.036 bar 1 2 T T = _      1 2 P P k_k−1 ……….(Cohen et al, 1989) T₂=(12 ) 1,4 1 4 , 1 − . 302,14 T₂=614,53 K

Maka setelah diinterpolasi dari table property udara diperoleh : h₂ = 622,3046 kJ/kg

3. Kerja Kompressor

 Kondisi Ideal Kompressor

Kerja Kompressor ideal adalah : W ki = h₂-h₁

=622,3046- 302,34

= 319,946 kJ/kg

 Kondisi Aktual Perencanaan

Untuk menentukan keadaan pada titik 2, yaitu keadaan aktualnya maka ditetapkan ηk= 0,88 ( antara 0,85-0,90 ) untuk kompressor aksial)

Maka kerja aktual kompressor adalah :

Wka= 88 . 0 9646 , 319 Wka=363,5961 KJ/kg Sehingga akan diperoleh h_2a :

h_2a= Wka + h₁

h_2a=363,5961 +302,34

Dari table property udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur aktual perencanaan keluar kompressor (T2a) yaitu sebesar : T2a = 655,73 K = 382,73ºC Dari perhitungan maka dapat digambarkan diagram h-s sebagai berikut.

Gambar 3.3 Diagram h-s pada kompressor

3.2.2 Proses Pada ruang bakar

Daya yang dihasilkan turbin tergantung dari entalphi pembakaran. Untuk itu perlu dianalisa reaksi pembakaran yang terjadi pada ruang bakar. Dari analisa ini akan didapat perbandingan bahan bakar dengan udara yang dibutuhkan yang dipergunakan, sehingga diperoleh laju aliran massa yang dialirkan ke turbin. Bahan bakar yanag dipakai adalah gas alam dengan komposisi pada table 3.2 berikut .

Tabel 3.2 Komposisi Bahan Bakar

NO Komposisi % Volume 1 CO2 2,86 2 N2 1,80 3 CH4 88,19 4 C2H6 3,88 5 C3H8 2,1 6 C4H10 0,83

7 C5H12 0,25

8 C6H14 0,05

9 C7H16 0,04

Σ= 100%

LHV 45.700 kj/kg

Sumber PT PLN ( Persero) Sicanang.

Dengan reaksi pembakaran komponen bahan bakar adalah : Untuk CH4

0,8819 CH4 + a (O2 + 3,76 N2 )→b CO2 + c H2O + d N2

Persamaan reaksi diatas disetarakan sebagai berikut :

Unsur C : b = 0,8819 Unsur H : 2c = 4b C = 1,7638 Unsur O : 2a = 2b+c A = 1,7638 Unsur N2 : d = 3,76 a D = 6,6318

Sehingga persamaan reaksi (stoikiometri) yang terjadi :

0,8819 CH4 + 1,7638 (O2+3,76 N2)→ 0,8819 CO2 + 1,7638 H2O+6,631 N2

Maka akan diperoleh massa bahan bakar CH4 :

Untuk massa CH4 = 0,8819 x 16

= 14,1104 kgCH4/1mol bahan bakar

Dengan cara yang sama akan diperoleh hasil pada table 3,3 berikut. Tabel 3.3 Kebutuhan udara pembakaran

No Komposisi B.bakar

Fraksi Mol B.Bakar ( % Volume) Mol udara yang dibutuhkan Massa B. Bakar ( kgCmHn/1 mol BB) 1 CO2 0,0286 - 1,2584 2 N2 0,018 - 0,504 3 CH4 0,8819 1,7638 14,1104 4 C2H6 0,0388 0,1358 1,164 5 C3H8 0,021 0,105 0,924 6 C4H10 0,0083 0,05395 0,4814 7 C5H12 0,0025 0,02 0,18 8 C6H14 0,0005 0,00475 0,043 9 C7H16 0,0004 0,0044 0,04 Σ= 1 Σ= 2,08628 Σ=18,7052

Sedangkan massa udara yang dibutuhkan adalah : Massa= Mol x Mr = 2,08628 x ( 32 + 3,76.28) = 286,4045 kg Maka, AFR TH = Bakar MassaBahan MassaUdara = 7025 , 18 4045 , 286

=15,3137 kg Udara/kg bahan bakar

Untuk menghitung perbandingan bahan bakar aktual, dengan menghitung temperatur udara keluar dari kompressor 382,73ºC dan dengan pertimbangan bahan yang dipakai sudu, ditetapkan temperatur gas masuk turbin 975ºC. Maka dapat ditentukan faktor kelebihan udara (excess air) sebesar 3,334 sehingga :

λ = AFRth AFRth akt AFR − x 100% 3,334 = 3137 , 15 3137 , 15 − AFRakt x 100% AFR akt = (3,334 x 15,3137) + 15,3137 AFR akt = 66,3741 AFR akt = 0,015066

Gambar 3.4 Grafik faktor kelebihan udara Sumber : Turbin pompa dan compressor, Fritz Dietzel

Kerugian tekanan pada ruang bakar (gambar 3.3) sebesar (2-3)% (lit 1, hal 198) diambil 2% , maka :

P₃ = P_2a-∆Pb

= 12,0- ( 0,02 X 12,0) =11,8 bar

Gambar 3.5 Kerugian tekan pada ruang bakar Sehingga tekanan pada titik 3 :

T₃ = 975 + 273

= 1248 K

Drai table property udara dengan cara interpolasi maka kan diperoleh : h₃= 1334,354 kJ/kg

3.2.3 Analisa termodinamika pada Turbin

1. Temperatur dan tekanan udara keluar Turbin

Tekanan keluar turbin (ideal) sama dengan tekanan atmosfer, sehingga : P4=Pa= 1,013 bar 3 4 T T = k k P P 1 3 4 −       T4= 4 , 1 1 4 , 1 013 , 1 8 , 11 −       x 1248 T₄= 618,8213 K

Dengan cara interpolasi dari table udara diperoleh enthalpy keluar turbin h₄ = 626,82944 kJ/kg

 Kondisi Kerja Ideal Turbin

W_T1 = 1334,354-626,82944

= 707,524558 kJ/kg

 Kondisi Kerja Aktual Turbin

Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan efisiensi isentropis turbin yakni dipilih 0,85 ( antara 0,82-0,89 )

η= effisiensi turbin = 0,85 Maka :

W _Ta= 0,85 x 707,524558 kJ/kg

= 601,3958 kJ/kg

Sehingga diperoleh entalphi dan temperatur perencanaan : h_4a = h₃- W_Ta

= 1334,354-601,3958 = 732,9582 kJ/kg

Dari table property udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur udara keluar turbin secara aktual sebesar : T4a _{=705,14 K= 432,14 ºC}

Dari perhitungan maka dapat digambarkan diagram h-s nya sebagai berikut.

h ( kJ/kg).

h3 = 1334,354

h4a =732,9582 h4 =626,8294

Gambar 3.6 Diagram h-s pada turbin 3.2.4. Generator Listrik

Dalam suatu poses pembebanan listrik arus bolak balik ada suatu unsur yang terlihat dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya nyata yang diukur dengan Watt, dikatakan daya nyata, karena

besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.

2. Daya reaktif yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani secara ekonomis dapat dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi.

Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang besar karena dua hal, yaitu : a. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak biasa dielakkan

b. Proses Konversi daya didalam alat itu sendiri.

Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif.

 Daya keluaran (nyata) generator :

P_G = 135,2 MW

 Daya semu generator :

P_S = φ Cos P_G = 8 , 0 2 , 135 =169,2 MW

 Daya netto turbin

P_E = φ η η Cos P Tr G G .

Dimana : η G = Effisiensi generator ( direncanakan 0,98 )

ηTr = Effisiensi transmisi ( direncanakan 1 karena turbin dan

Cosφ = 0,8-0,9 ( dipilih 0,8) Maka PE = 8 , 0 . 1 . 98 , 0 2 , 135 = 172,448 MW

Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar

Laju aliran massa udara dan bahan bakar ini akan dipergunakan untuk menentukan daya dari kompressor dan turbin, serta dalam perancangan sudu turbin. Ma = Wka Wta ma mf P_E −     +1 Dengan : P_E = 172,448 MW ma mf = FAR akt= 0,015066

Dan AFR akt = 66,3741

Sehingga m_a =

_[

_]

363,5961 -601,3958 015066 , 0 1 172448 + m_a = 382 , 241 172448 ma = 714,419 kg/s M_f = m_a x FAR akt = 714,419. 0,015066 = 10,7634 kg/s

3.2.6 Kesetimbangan Energi Pada Ruang Bakar

Ruang bakar tidak menghasilkan dan tidak memerlukan energi mekanis,

relative kecil dibanding dengan besaran lainnya. Maka persamaan untuk ruang bakar dapat dituliskan menurut ( lit.1 hal 74 ) :

Σ( m produk x h produk) = Σ(m reaktan x h reaktan) udara masuk

h2a = 665,9361

m_a =714,419 kg/s Gas Pembakaran keluar

h₃= 1334,354 B. Bakar masuk

m_f = 10,7634 kg/s

Maka, ma.h_2a + mf LHV= (ma+mf) h₃

714,419. 665,9361 +10,7634.45700 = (714,419+ 10,7634) 1334,354

967649,78 = 967650,036

967650 = 967650

Artinya dalam ruang bakar terjadi kesetimbangan energi

3.2.7 Udara Pembakaran

Udara pembakaran adalah perbandingan antara AFR akt dengan AFR TH yang digunakan untuk menentukan persentase udara pembakaran

τ = AFRth AFRakt = 3137 , 15 3741 , 66 =4,334 3.2.8 Kerja Netto

Kerja spesifik netto adalah selisih antar kerja spesifik turbin dengan kerja spesifik kompressor yang digunakan untuk menentukan nilai effisiensi siklus.

Wnet = WTa- Wka (lit.3 hal 478)

RB

= 601,3958- 363,5961 = 237,7997 kJ/kg 3.2.9. Back work Ratio

Backwork ratio merupakan nilai persentase kerja spesifik turbin yang digunakan untuk menggerakkan kompressor.

r bw = Ta W Wka ( lit.3 hal 478) = 3958 , 601 5961 , 363 =0,6045

3.2.10. Effisiensi Thermal siklus

Effisiensi thermal ini merupakan effisiensi total dari siklus yangterjadi pada analisa termodinamika tersebut.

η = QRb Wnet x 100% (lit.3 hal 479 ) = a h h Wnet 2 3− = 100% 9361 , 665 354 , 1334 7997 , 237 − =35,5 % 3.2.11. Panas Masuk

Panas masuk adalah suplai panas dari ruang bakar sebesar :

Q in = QRB = h₃ - h_2a (lit 3. hal 479 )

= 1334,354 kJ/kg-665,9361 kJ/kg =668,4179 kJ/kg

3.2.12 Panas Keluar

Q out = h_4a-h₁ (lit.3 hal 479) = 732,9582 kJ/kg -302,34 kJ/kg

= 430,6182 kJ/kg

3.2.13. Daya Tiap Komponen Instalasi Turbin Gas 1. Daya Kompressor

Daya Kompressor dari instalasi turbin gas adalah :

Pk = (m_a) .W ka

= 714,419 kg/s. 363,5961 kJ/kg = 259759,9 kW

= 259,759 MW 2.Daya Turbin Gas

Daya bruto dari instalasi turbin gas adalah :

P_T = P_K + P_E

= 259,759 MW +172,448 MW = 432,207 MW

 Pembuktian Daya Turbin.

Wturbin= ma+ mf . WTa =(714,419 kg/s +10,7634 kg/s) . 601,3958 kJ/kg = 725,1824 kg/s . 601,3958 kJ/kg = 436121,64 kJ/s = 436121,64 kW = 436,121 MW

Hasil Analisa Termodinamika

Setelah diadakan analisa termodinamika, sebagai langkah awal perencanaan, maka diperoleh hasil- hasil sebagai berikut :

Temperatur Lingkungan (T_a ) : 303 K

Temperatur keluar kompressor(T₂) : 614,53 K

Kerja Kompressor Aktual (W_ka) : 363,5961 kJ/kg_udara

Suplai panas dari ruang bakar (Q_Rb) : 668,4179 kJ/kg_udara

(AFR) akt : 66,3741 kg _udara/kg_bahanbakar

(FAR) akt : 0,015066 kg_bahanbakar/ kg _udara

Temperatur gas masuk turbin ( T3) : 1248 K

Temperatur gas buang turbin (T4a) : 705,14 K

Kerja turbin aktual ( W_Ta) : 601,3958 kJ/kg_udara

Laju Aliran massa udara (m_a) : 714,419 kg/s

Laju aliran massa bahan bakar ( m_f) : 10,7634 kg/s

Daya kompressor (P_K) : 259759,9 kW

Daya Turbin (P_T ) : 432,207 MW

Daya nyata generator (P_G) : 135,2 MW

Daya poros efektif turbin gas (P_E) : 172,448 MW

BAB IV

PERENCANAAN TURBIN

4.1. Parameter Perencanaan Turbin

Dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial jenis turbin aksial karena mempunyai keuntungan antara lain: efisiensi yang lebih baik, perbandingan tekanan dapat diubah lebih tinggi, konstruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang terlalu besar. Turbin aksial yang direncanakan adalah bertingkat banyak, dimana tiap tingkat terdiri dari satu baris sudu diam dan satu baris sudu gerak. Sudu diam berfungsi mempercepat aliran fluida kerja dan sudu gerak berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin.

Turbin aksial terdiri dari turbin reteau ( turbin dengan tekanan bertingkat), turbin curtis ( turbin dengan kecepatan bertingkat), turbin reaksi ( turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak hanya pada laluan sudu diam, tetapi juga pada laluan sudu gerak sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat terdistribusi secara merata)

Gambar 4.1. Grafik Efisiensi Turbin - Velocity Ratio ( a ) (Sumber: Energy Conversion System Sorensen)

Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin aksial, jenis turbin aksial reaksi karena:

 Pada tipe ini, kecepatan tangensial yang mengalir diantara sudu sudu

adalah tidak terlalu besar, sehingga kerugian gesekan akibat kecepatan juga tidak terlalu besar.

 Effisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar.

 Pada tipe reaksi, effisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah

perbandingan (U/V) = 0,8 s/d 0,9

Untuk perencanaan turbin aksial, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan dan ditetapkan, sebagai berikut :

• Koeffisien aliran sudu (ψ ) = 3 [lit 7 hal 111]

• Kecepatan tangensial rata-rata (Um) = (350 – 400)m/s

• Kecepatan aliran gas (Ca) = 150 m/s [lit 7, hal 671]

• Derajat reaksi tingkat (RR) = 0,5 [lit 1 hal 546]

4.2. Perrhitungan Jumlah Tingkat Turbin

Penurunan temperatur tiap tingkat turbin ini masih merupakan nilai yang diperoleh dari penentuan harga Um. setelah itu akan disubstitusikan kembali untuk mendapatkan nilai yang sebenarnya.

2 2 m s pg U To c ∆ = ψ 3

( )

2 3 375 10 148 , 1 2x x∆Tosx = = ∆Tos 183,743 K

2. Total penurunan temperatur gas (∆To )

Total penurunan temperatur ini merupakan selisih dari temperatur masuk dan keluar turbin.

ATo = T₃ – T₄

= 1248 K –705,14 K = 542,6 K

3. Jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan (n)

Dari perhitungan penurunan temperatur tiap tingkat dan total penurunan temperatur gas di atas, akan diperoleh jumlah tingkat turbin yang dibutuhkan.

n = s To To ∆ ∆ = K 183,743 K 542,6 = 2,99 ≈ 3 tingkat

Hasil ini disubstitusikan kembali untuk mendapatkan harga ∆Tos dan Um yang sebenarnya. 3 = Tos ∆ 6 , 542 To ∆ = 180,95 K

Maka, 3 = 2 ₂ m s pg U To c ∆ 3= ₂ m U 180,95 1,148. . 2 2 m U = 372,14 m/s

4.3. Kondisi Gas Dan Dimensi Sudu Tiap Tingkat.

Untuk merancang sudu turbin dibutuhkan kondisi gas baik dalam keadaan statis maupun stagnasi pada setiap tingkat. Baik pada saat gas masuk sudu diam. keluar sudu diam dan masuk sudu gerak, serta keluar sudu gerak dan masuk sudu

2 3

d g

Dalam rancangan ini akan dibahas analisis data kondisi gas meliputi perhitungan temperature dan tekanan juga massa jenis aliran untuk setiap tingkat turbin A. TINGKAT SATU

1. Gas masuk sudu diam

Dari gambar 4.2 di atas yaitu pada titik 1. o Kondisi pada keadaan stagnasi

T₀₁ =1248 K

P₀₁ = 11,8 bar

o Kondisi pada keadaan statik

T₁ = T₀₁ -g Cp C 2 2 = 1248 - ₃ 2 10 . 148 , 1 . 2 150 =1238,2003 K P1 = Po1 γ γ 1 1 1 −       To T ( Cohen et al, 1987) = 11,8 1,33 1 33 , 1 1248 2003 , 1238 −       = 11,43 bar 1 ρ = 1 1 . . 100 T Rg P = 2 , 1238 . 287 , 0 .. 100 P₁ = 3,216 kg/m3

2. Gas keluar sudu diam dan masuk sudu gerak Pada gambar 4.2 yaitu pada titik 2.

o Kondisi pada keadaan stagnasi

1 2 Po Po = γ γ η 1 1 . . 1 −             ∆ − To st R Tos _R ( Cohen et al, 1987) dimana : st

η = Efisiensi statik (direncanakan 0,9) R_R= Derajat reaksi (0,5) Sehingga : 8 , 11 2 Po = 33 , 1 1 33 , 1 1248 . 9 , 0 .0,5 183,743 1 −             − Po2 =1,39.11,8 Po2 = 16,402 bar To2 =To1 -∆Tos. R_R = 1248- (183,743.0,5) = 1256,1285 K

o Kondisi pada keadaan statik

T₂ = To2 - g Cp C 2 2 = 1256,1285- ₃ 2 10 . 148 , 1 . 2 150 =1246,32 K

P2 = Po2 γ γ 1 2 2 −         To T P2 = 16,402 33 , 1 1 33 , 1 1285 , 1256 32 , 1246 −       P2 = 16,011 bar 2 ρ = 2 2 . . 100 T R P g = 32 , 1246 . 287 , 0 011 , 16 . 100 = 4,476 kg/m3

3. Gas keluar sudu gerak dan masuk sudu diam Pada gambar 4.2 yaitu pada titik 3.

Kondisi pada keadaan stagnasi

2 3 Po Po = γ γ η 1 2 . . 1 −             ∆ − To st R Tos R (arismunandar ,2002) 402 , 16 3 Po = 33 , 1 1 33 , 1 1248 . 9 , 0 .0,5 183,743 1 −             − Po3 =1,39.16,402 Po3 = 22,798 bar To3 =To2 -∆Tos.RR = 1256,1285 -183,743.0,5 = 1164,2577 K

o Kondisi pada keadaan statik T3 = To3 - g Cp C 2 2 = 1164,2577 - ₃ 2 10 . 148 , 1 . 2 150 = 1057,24 K P3 = Po3 γ γ 1 3 3 −       To T =22,798 1,33 1 33 , 1 1164,2577 1057,24 −       = 22,276 bar 3 ρ = 3 3 . . 100 T R P g = 24 , 1057 . 287 , 0 276 , 22 . 100 = 7,341 kg/m3

Untuk tingkat selanjutnya dilakukan dengan cara yang lama dan hasilnya dapat dilihat pada Tabel berikut.

Tabel 4.1. Kondisi gas pada tiap tingkat sudu turbin

TINGKAT 1 2 3 Po1 (bar) To1 (K) T1 (K) P1 (bar) 1 ρ (kg/m3) 11.8 1248 1238,2003 11,43 3,216 5,832 1067.046 1057,246 5,619 1,8518 2.526 886,0923 976.2927 2,415 0,960

Po2 (bar) To2 (K ) T2 (K) P2 (bar) 2 ρ (kg/m3) P03 (bar) T03 (K) T3 (K) P3 (bar) 3 ρ (kg/m3) 16,402 1256,1285 1246,32 16,011 4,476 22,798 1164,2577 1057,24 22,276 7,341 3,914 976,569 966,799 3,758 1,354 2,526 886,0923 876,2927 2.415 0,960 1,853 795,615 785,816 1,666 0,738 1,07508 705,138 695.3387 1,016127 0.509

Ukuran-ukuran (jari-jari sudu) sesuai gambar 4.2. dapat dihitung untuk setiap jumlah aliran massa gas masing-masing baris. Menurut lit.[2] Hal.294, pendinginan sudu menggunakan 1.5 % - 2 % udara kompresi pada tiap tingkat sudu sehingga tiga tingkat turbin didinginkan dengan ( 4.5 - 6 )% udara kompresi Maka laju aliran massa pendingin (m_p) adalah :

mp = (4.5 - 6 )%.ma

=(4.5-6)%x 714,419 kg/s = 35,76 kg/s ≈36 kg/s untuk setiap baris sudu didinginkan oleh :

m_n = 6 36

= 6 kg/s udara

Dimana udara pendingin ini ikut berekspansi pada tingkat berikutnya. Kecepatan keliling rata-rata sudu (Um) adalah :

Um= 2 π.rm. n (Cohen et al 1987)

dimana: Um = Kecepatan keliling rata-rata sudu (m/s)

r = Jari- jari rata-rata sudu (m) n = putaran poros turbin Maka : r_m= n U_m . 2 . 60 π = 3000 . 14 , 3 . 2 14 , 372 . 60 =1,184 m

1. Kondisi masuk pada sudu diam (Kondisi -1)

Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 1 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

A1= a g C m 1 1 ρ

dimana : m_g1= Laju aliran massa gas masuk sudu diam

= (m_a+ m_f )-(m_p+ m_n1) = (714,419+10,7634) - (36+6 ) = 695,182 kg/s maka : A₁= 3,216.150 695,182 = 1,44 m2 h₁ = 60 . . 1 m U n A (Cohen et al 1987)

A₁= Luas anulus (m2) ) Maka : h₁ = 372,14.60 .3000 1,44 =0,193 m r_r1 = r_m -2 1 h =1,184-2 913 , 0 = 0,7275 m rt1= rm+ 2 1 h =1,184+ 2 913 , 0 = 1,64 m

2. Kondisi keluar sudu diam, masuk sudu gerak (Kondisi — 2)

Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 2 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

A₂= a g C m 2 2 ρ (Cohen et al 1987)

dimana : m_g2 = Laju aliran massa gas masuk sudu gerak

maka :

2

g

m = mg1+ mn2

=701,18 kg/s maka A₂= 4,476.150 701,18 = 1,044 m2 h₂ = 60 . . 2 m U n A h2 = 60 . 14 , 372 3000 . 044 , 1 = 0,14 m r_r2= r_m -2 2 h = 1,184 - 2 14 , 0 = 1,114 m r_t2= r_m + 2 2 h = 1,184 + 2 14 , 0 = 1,254 m

3. Kondisi keluar sudu gerak, masuk sudu diam (Kondisi -3)

Yang dimaksud dengan kondisi disini adalah laju aliran massa gas pada tingkat 3 serta perhitungan dimensi sudu pada tingkat tersebut.

A₃= a g C m 3 3 ρ (Cohen et al 1987) 3 g m = m_g2+ m_n3 = 701,18 + 6 = 707,18 kg/s Maka : A3 = 7,341.150 707,18 = 0,642 m2 h₃= 60 . . 3 m U n A h3= 60 . 14 , 372 3000 . 642 , 0 = 0,086 m r_r3= r_m -2 3 h = 1,184 - 2 086 , 0 = 1,141 m r_t3= r_m + 2 3 h = 1,184 + 2 086 , 0 = 1,227 m

Tinggi rata-rata sudu diam adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada kondisi 1 dan 2.

h_N=1/2 (h₁+h₂) (Cohen et al 1987)

= ½ (0,193 + 0,14) = 0,1665 m

5. Tinggi rata-rata sudu gerak (hR)

Tinggi rata-rata sudu gerak adalah nilai rata-rata dari tinggi sudu pada kondisi 2 dan 3.

h_R=½ (h₂+h₃) (Cohen et al 1987)

= ½ (0,14 +0,086 ) = 0,113 m

6. Tebal (lebar) sudu gerak (w)

Tebal sudu gerak pada tingkat 1 adalah :

w_R = 3 hR (Arismunandar, 2002) = 3 113 , 0 = 0,037 m 7. Lebar celah aksial (c)

Lebar celah aksial merupakan celah yang dirancang antara sudu gerak dengan penutup agar sudu dapat berputar bebas.

c = 0,25. w_R = 0.25 x 0,037 = 0,00925 m

Dengan cara yang sama dapat dihitung dimensi sudu untuk tingkat berikutnya dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.2. berikut.

TINGKAT 1 2 3 m_g1 (kg/s) 695,182 629.3226 639,326 A₁ (m2) 1,44 2,2656 4,439 h₁ (m) 0,193 0,304 0,596 r_r1 (m) 0,7275 1,336 1,482 r_t1 (m) 1,64 1,336 6 1,482 2 g m (kg/s) _{701,18 624,326 634,326} A2 (m2) 1,044 1.69 3,123 h₂ (m) _0,14 0,227 0.419 r_r2 (m) _1,114 1.0705 0.974 r_t2 (m) _{1,254 1.2975 1,393} 3 g m (kg/s) 707,18 _{639.326 639.326} A₃ (m2) _{0,642 2.2656 4.439} h₃ (m) _0,086 0,304 0.596 r_r3 (m) _{1,141 1,032 0.896} rr3 (m) 1,227 1,336 1.482 h_N (m) _{0,1665 0.4995 0.3615} h_R (m) _0,113 0.2655 0,5075 W_R (m) _{0,037 0.0885} 0,1691 C (m) 0,00925 0,022 0,042

Dari perhitungan diatas , dapat digambarakan ukuran turbin yang dirancang, dengan skala 1:30 yaitu

Gambar 4.3 Dimensi sudu tingkat 1

Gambar 4.5 Dimensi sudu tingkat 3 4.4. Diagram Kecepatan Dan Sudut Gas Tiap Tingkat Turbin

Untuk dapat menggambarkan kecepatan gas dengan menggunakan diagram segitiga kecepatan perlu untuk menghitung sudut-sudut saat gas melalui sudu-sudu.

Gambar 4.6 Diagram kecepatan pada sudu turbin. A. TINGKAT SATU

Dari gambar 4.4 dimana sudut gas tingkat-1, yaitu pada dasar. tengah dan puncak sudu dapat dihitung :

Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain : Sudut masuk relatif gas (β_2m )

2 . . . 4 ₂ + = φtgβ m ψ (Cohen et al 1987) Dimana : m U Ca = φ 14 , 372 150 = φ = 0,403 maka : 2 . . . 4 ₂ + = φtgβ _m ψ 3 = 4.0,403.tgβ_2m+2 tgβ2m= 0,620232 m 2 β = 31,8º

Sudut keluar relatif gas (β_3m) 2 . . . 4 3 − = φtgβ m ψ (Cohen et al 1987) 3 = 4.0,403.tgβ3m −2 tgβ_3m = 3,10173 β_3m = 72,13º

Menurut [lit 2, hal 249], sudut masuk absolut gas pada sudu diam dan sudut keluar gas pada sudu gerak adalah sama dengan sudut relatif gas (β_2m =α_1m =α_3m) yaitu 31,8 .Sudut keluar relatif gas pada sudu diam sama dengan sudut keluar relatif gas pada sudu gerak ( α =_2m β_3m)yaitu 72.13°

m C2 = m a C 2 cosα (Cohen et al 1987) = ° 13 , 72 cos 150 = 488,84 m/s

 Kecepatan absolut gas masuk sudu diam

3 1 cosα a m C C = (Cohen et al 1987) 8 , 31 cos 150 1m = C = 176,492 m/s

 Kecepatan relatif gas masuk sudu gerak (V_2m)

m a m C V 2 2 cosβ = (Cohen et al 1987) = ° 5 , 29 cos 150 = 172,34 m/s

 Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C_3m,)

Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak sama dengan kecepatan relatif gas masuk sudu gerak maka C_3m, C_1m, = 172.34 m/s

 Kecepatan relative gas keluar sudu gerak (V_3m)

V_3m= m a C 3 cosβ = ° 13 , 72 cos 150 = 488,84 m/s

2. Sudut Gas pada Dasar Sudu

Sudut-sudut gas yang terjadi pada tengah sudu antara lain : o Sudut keluar absolut gas dari sudu diam ( α_2r)

m r m r tg r r tg 2 2 2 α α _      = = 70,56° 1,114 184 , 1 tg =3,5827 r 2 α = 74,404º

o Sudut keluar absolut gas dari sudu gerak (α_3r )

tgα_3r = _m r m tg r r 3 α       = 29,5° 141 , 1 184 , 1 tg = 0,711 ° =35,42 3r α

o Kecepatan rotasi sudu ( Ur )

2       = r m m r r r U U = 372,14       114 , 1 184 , 1 = 411,596 m/s

o Sudut keluar relative gas pada sudu diam (β_2r)

r

2

β =α_3r=35,5º

o Sudut keluar relatif gas pada sudu gerak (β3r) r

3

β = α_2r=73,45º

o Kecepatan absolut gas masuk sudu gerak (C_2r)

r a r C C 2 2 cosα = = ° 404 , 74 cos 150 = 557,926 m/s

o Kecepatan absolut gas keluar sudu gerak (C3r)

r a r C C 3 3 = _cosα = ° 42 , 35 cos 150 = 184,065 m/s

o Kecepatan whirl gas masuk sudu gerak (Cw2r)

C_w2r= Ca.tgα_2r =150.tg 74,404º =537,384 m/s

o Kecepatan relatif gas masuk sudu &, gerak(V_2r)

V_2r= r a C 2 cosβ

= ° 404 , 74 cos 150 = 557,926 m/s

o Kecepatan whirl gas keluar sudu gerak (Cw3r)

C_w3r= C_a.tgα_3r = 150 x tg35.42º = 106.67 m/s

Diagram kecepatan dan sudut gas pada puncak sudu serta perhitungan untuk tingkat selanjutnya dapat dilakukan dengan cara yang sama seperti diatas dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.3 berikut :

Tabel 4.3. Diagram kecepatan dan sudut gas tiap tingkat

TINGKAT I Dasar Sudu Tengah Sudu Puncak Sudu

U 1 α 2 α 3 α 2 β 3 β Cw2 C_w3 C₂ 41 1,596 35,42 74,40 35,42 35,42 74,40 537,38 106,67 372,14 31,8 72,13 31,8 31,8 72,13 465,174 93,032 488,76 339,58 29,50 70,92 29,50 29,50 70,92 433,66 94,86 458,87

C3 V2 V₃ 557,926 184,065 184,065 557,926 176,508 176,508 488,76 172,34 172,34 458,87

U 1 α 2 α 3 α 2 β 3 β C_w2 C_w3 C2 C₃ V₂ V₃ 452,37 37,0 75,14 37,0 37,0 75,14 565,32 113,03 584,89 187,92 187,82 584,89 372,14 31,8 72,13 31,8 31,8 72,13 465,174 93,032 488,76 176,508 176,508 488,76 316,30 27,78 69,227 27,78 27,78 69,227 395,43 79,01 422,93 169,54 169,54 422,932

U 1 α 2 α 3 α 2 β 3 β C_w2 C_w3 C2 C₃ V₂ V₃ 551,11 42,55 77,17 42,55 42,55 77,17 658,63 137,69 675,49 203,61 203,61 675,49 372,14 31,8 72,13 31,8 31,8 72,13 465,174 93,032 488,76 176,508 176,508 488,76 280,91 25,08 66,187 25,08 25,08 66,87 351,16 70,20 381,85 165,61 165,61 381,85

4.5. Jumlah Sudu Tiap Tingkat Turbin.

Untuk menentukan jumlah sudu gerak dan sudu diam tiap tingkat turbin, maka dapat dilakukan perhitungan pada tengah-tengah sudu dengan mempergunakan tinggi rata-rata sudu. Perbandingan tinggi sudu dengan chord sudu (aspek ratio. h/c) menurut [ lit 2. hal 271] dapat direncanakan antara 3 dan 4. Jumlah sudu gerak, Tingkat-1 dapat ditentukan sebagai berikut :

 Panjang chord sudu (c)

c = 3

g h

= 3 2655 , 0 = 0,0885 m

Perbandingan pitch sudu dengan chord sudu (s/c) untuk harga β_2m 31,8" dan

m

3

β = 72,13º didapat harga (s/c) = 0.6327 [ Dari gambar 4.61] maka :

 Panjang pitch sudu (s)

S = c       c s = 0,0885 x 0,6327 = 0,05592 ms  Jumlah sudu (z) Z = 2 s rm π = 2.3,14. 05922 , 0 158 , 1 = 132,85 buah

Menurut [lit 2. hal 271] digunakan komponen bilangan prima untuk sudu gerak dan komponen bilangan genap untuk sudu diam. Maka direncanakan : jumlah sudu gerak tingkat satu adalah 133 buah, sehingga pitch sudu (s) menjadi 0,05593 ; chord sudu (c) adalah 0,0884 dan tinggi sudu gerak (hR)= 0,2652

dengan aspect ratio (h/c) adalah 3

Untuk tingkat selanjutnya baik sudu diam maupun sudu gerak dapat dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.4 dan tabel 4.5. berikut.

Tabel 4.4. Spesifikasi sudu gerak tiap tingkat turbin TINGKAT 1 2 3 hR (m) c (m) s/c s (m) z (buah) z’ (buah) s (m) c (m) h_R (m) (h/c) 0,2655 0.0885 0,6327 0,5592 132,66 133 0,5593 0,0884 0,2652 3 0,5075 0,1691 0,6327 0,1069 69,59 71 0,1047 0,1656 0,4968 3 0,955 0,3183 0,6327 0,2013 36,94 37 0,2010 0,3177 0,9533 3

Tabel 4.5. Spesifikasi sudu diam tiap tingkat turbin

TINGKAT 1 2 3 h_R (m) c (m) s/c s (m) z (buah) z’ (buah) s (m) c (m) hR (m) (h/c) 0.1995 0,0665 0,6327 0,0420 176,81 178 0,0417 0,0660 0,1981 3 0,3615 0,1205 0,6327 0,0762 95,57 96 0,0774 0,1224 0,3674 3 0,6825 0,2275 0,6327 0,1439 51,68 52 0,1430 0,2261 0,6783 3