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

(1)

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

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK

GENERATOR PADA INSTALASI PLTG

DENGAN DAYA 130 MW

OLEH :

EDY SAPUTRA

NIM : 050421023

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

(2)

KATA PENGANTAR

Puji syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karena atas berkat rahmat dan kasih-Nya penulis dapta menyelesaikan skripsi ini. Skripsi yang merupakan tugas akhir ini adalah suatu syarat untuk dapat menyelesaikan studi pada jenjang kependidikan Sarjana Teknik Mesin menurut kurikulum Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

Tugas sarjana ini berjudul “ Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Listrik Pada Suatu PLTG Dengan Daya Terpasang 130 MW”. Dalam penulisan skripsi ini dari awal sampai akhir, penulis telah melakukan semaksimal mungkin guna tersusunnya tugas akhir ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan – kekurangan didalam penulisan skripsi ini. Untuk itu penulis mengharapkan petunjuk dan saran dari semua pihak yang terkait yang bersifat membangun, guna penyempurnaan skripsi ini.

Dalam kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih yang kepada : 1. Bapak Ir. Alfian Hamsi M.Sc selaku Pembantu Dekan I Fakultas Teknik

Universitas Sumatera Utara.

2. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Dapertemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

3. Bapak Ir. Isril Amir selaku dosen pembimbing tugas sarjana penulis, yang telah meluangkan waktunya untuk memberikan bimbingan dalam menyelesaikan Tugas Sarjana ini.

4. Para Dosen dan Staff pada Departemen Teknik Mesin FT-USU yang telah banyak memberikan ilmu dan bantuannya selama masa pendidikan.

(3)

5. Ayahanda dan Ibunda serta seluruh keluarga yang telah memberikan motivasi dan dukungan baikan moril maupun materiil.

6. Rekan-rekan mahasiswa Teknik Mesin FT-USU angatan ‘05’ yang telah banyak membantu dan mendukung dalam penulisan Tugas Sarjana ini.

7. Rekan-rekan kerja Sales Region I-Pelumas yang telah memberi motivasi bagi penulis.

Akhir kata dan segala kerendahan hati, penulis memanjatkan Doa kepada Tuhan Yang Maha Esa, semoga semua dilindungi dan diberikan berkat-Nya.

Medan, Maret 2009 Hormat Penulis

Edy Saputra 050421023

(4)

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR i

SPESIFIKASI TUGAS TEKNIK iii

KARTU BIMBINGAN iv

DAFTAR ISI v

DAFTAR GAMBAR viii

DAFTAR TABEL x DAFTAR NOTASI xi BAB 1 PENDAHULUAN 1 1.1 Latar Belakang 1 1.2 Tinjauan Penulisan 2 1.3 Batasan Masalah 2 1.4 Metologi Penulisan 3

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA 4

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas 4

2.2 Klasifikasi Turbin Gas 4

2.3 Komponen – Komponen Utama Tubin Gas 8

2.4 Siklus Kerja Turbin Gas 9

2.5 Pemilihan Jenis Turbin 13

2.6 Ruang Bakar 16

2.7 Generator 20

(5)

2.9 Perencanaan Turbin 22

BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA 29

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan 29

3.2 Pembahasan Materi 30

3.2.1 Analisa Termodinamika pada Kompresor 31

3.2.2 Analisa Ruang Bakar 35

3.2.3 Analisa Termodinamika pada Turbin 39

3.2.4 Generator 44

3.2.5 Hasil Analisa Termodinamika 49

BAB 4 PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN 50

4.1 Perancangan kompresor 50

4.1.1 Jumlah Tingkat Kompresor 50

4.1.2 Sudu Kompresor 55

4.1.3 Perencanaan Poros Utama 62

4.1.4 Perencanaan Poros Penghubung 64

4.2 Perencanaan Ruang Bakar 65

4.2.1 Luas dan Diameter Casing 65

4.2.2 Tabung Api 66

4.3 Pemilihan Jenis Tubin 68

4.4 Perencanaan Sudu Turbin dan Disk Turbin 72

BAB 5 BANTALAN DAN PELUMASAN 88

5.1 Pembebanan Unit Turbin Gas 88

5.1.1 Pembebanan Aksial 88

(6)

5.2 Perencanaan Bantalan Luncur 90

5.2.1 Perencanaan Bantalan Luncur Turbin 92

5.2.2 Perencanaan Bantalan Luncur Kompresor 94

5.3 Perencanaan Bantalan Aksial 95

BAB 6 KESIMPULAN 98

DAFTAR PUSTAKA 100

(7)

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Diagram alir turbin gas siklus terbuka 5

Gambar 2.2 Diagram alir turbin gas siklus tertutup 6

Gambar 2.3 Diagram T – s siklus Turbin Gas 9

Gambar 2.4 Grafik hubungan effisiensi dan pressure ratio 12

Gambar 2.5 Penampang Turbin jenis Radial 13

Gambar 2.6 Penampang Turbin Jenis Aksial 14

Gambar 2.7 Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio (σ ) 15

Gambar 2.8 Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas 17

Gambar 2.9 Burner Combantion 18

Gambar 3.1 Diagram T – s Siklus Brayton 30

Gambar 3.2 Stagnation States 31

Gambar 3.3 Turbin dengan Exhaust Diffuser 39

Gambar 3.4 Daya pada generator 44

Gambar 3.5 Daya pada siklus Turbin 46

Gambar 4.1 Grafik Hubungan S/C 58

Gambar 4.2 Gaya-gaya yang berkerja pada sudu kompresor 61

Gambar 4.3 Poros Penghubung 64

Gambar 4.4 Penampang turbin radial 69

Gambar 4.5 Penampang turbin aliran aksial 70

(8)

Gambar 4.7 50 Percent Reaction Designs 72

Gambar 4.8 Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 50% 74

Gambar 4.9 Diagram h – s untuk satu tingkat turbin 74

Gambar 4.10 Axial flow turbin stages 81

Gambar 4.11 Optimum pitch chord ratio 84

Gambar 4.12 Profil turbin gas dan T6 aerofoil section 85

Gambar 5.1 Beban yang diterima bantalan 89

Gambar 5.2 Bantalan Luncur 90

Gambar 5.3 Grafik koefisien kriteria beban 92

Gambar 5.4 Koefisien tahanan bantalan 93

(9)

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Komposisi gas alam 35

Tabel 3.2 Kandungan udara pada bahan bakar 38

Tabel 4.1 Perbandingan dasar dan Puncak Sudu 52

Tabel 4.2 Kondisi Udara Tiap Tingkat Kompresor 55

Tabel 4.3 Ukuran-ukuran utama kompresor 60

Tabel 4.4 Kondisi setiap tingkat turbin 79

Tabel 4.5 Ukuran-ukuran dari sudu turbin 85

Tabel 4.6 Ukuran-ukuran utama sudu turbin 86

(10)

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas annulus m2

Ac Luas penampang casing ruang bakar m2

b Tinggi kerah bantalan m

C Panjang chord sudu m

Ca Kecepatan aksial aliran fluida m/s

Cpa Panas spesifik udara kJ/kg K

Cpg Panas spesifik gas kJ/kg K

Dc Diameter casing ruang bakar m

Dd Diameter disk turbin m

Dn Diameter kerah bantalan m

Ds Diameter poros m

f Perbandingan bahan bakar dan udara kg b.b /kgudara

Fak Gaya aksial kompresor kg

Fat Gaya aksial turbin kg

H Entalpi statis kJ/kgudara

ho Entalpi stagnasi kJ/kgudara

K Conductivitas termal W/m.K

kg Konstanta adiabatik

LHV Nilai pembakaran bawah bahan bakar kJ/kgudara

(11)

mat Massa udara total kg/s

mf Massa aliran bahan bakar kg/s

mg Massa aliran gas hasil pembakaran kg/s

mp Massa aliran pendingin kg/s

Mp Momen torsi poros kW

N Putaran rpm

Nb Daya berguna (generator) MW

Nk Daya kompresor MW

Npp Daya putaran poros MW

Nt Daya Turbin MW

P Tekanan statis bar

Pa Tekanan barometer bar

P0 Tekanan stagnasi bar

Pf Penurunan tekanan pada filter udara bar

rp Ratio tekanan turbin bar

R Jari-jari sudu m

Ra Konstanta udara kJ/kgudara.K

S Picth sudu m

Sfc Pemakaian bahan bakar spesifik kg/kW h

T Tebal sudu m

Ta Temperatur ligkungan K

To Temperatur stagnasi K

T Temperatur statis K

U Kecepatan keliling sudu m/s

v Kecepatan relative gas m/s

(12)

W Kerja spesifik kJ/kgudara

Wnet Kerja bersih kJ/kgudara

γ Berat Jenis kN/m3

Z Jumlah sudu Buah

λ Faktor kerja

(13)

Turbin gas adalah turbin dengan gas sebagai fluida kerjanya. Sistem turbin gas yang paling sederhana terdiri dari tiga komponen utama, yaitu : kompresor, ruang bakar (combustion chamber), dan turbin. Turbin Gas merupakan pesawat kalor yang tergolong ke dalam mesin pembakaran dalam (Internal Combustion Engine). Perkembangan turbin gas hingga bisa ekonomis untuk dipakai sebagai mesin penggerak pesawat terbang dan untuk instalasi darat seperti pembangkit tenaga listrik. Secara teknis konstruksi dan cara kerjanya turbin gas adalah sangat mudah, tetapi kenyataannnya adalah sukar, karena berhubungan dengan pemakaian bahan bakar yang harus hemat.

Penggunaan turbin gas sebagai pembangkit tenaga listrik dan sebagai penyedia panas pada industri seperti pabrik kelapa sawit adalah sangat menguntungkan karena sifatnya yang mudah dipasang, proses kerjanya sederhana dan dimensinya kecil serta turbin gas dapat mencapai beban puncak dalam waktu yang relatif singkat, dipasang dengan cepat dan bisa segera dioperasikan.

Pada saat ini perkembangan penggunaan turbin gas sudah sangat maju, dimana penggunaan turbin gas dan turbin uap sekaligus dalam satu siklus yang disebut dengan siklus gabungan (combined cycle), seperti PLTGU. Tujuannya adalah untuk meningkatkan efisiensi dari siklus (siklus Brayton sederhana) dengan memanfaatkan gas buang turbin gas karena masih memiliki temperatur yang cukup tinggi yang dapat digunakan untuk menguapkan air umpan sebagai

(14)

penggerak turbin uap. Dengan pemanfaatan gas buang dari turbin gas ini akan meningkatkan efisiensi termis sistem secara keseluruhan hingga 45%.

Pada saat ini turbin gas dapat dibuat untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi, sedangkan bahan bakar yang digunakan adalah bahan bakar gas sampai minyak berat.

Dengan pertimbangan-pertimbangan di atas dan kemudahan untuk mendapatkan bahan bakar maka sangat tepat jika instalasi turbin gas dipilih sebagai penggerak generator untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah pembangkit tenaga listrik dalam sistem single (pembangkit listrik tenaga gas) ataupun dengan sistem Combine (Pembangkit listrik tenaga gas dan uap).

1.2Tujuan Penulisan.

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

1. Merancang Turbin Gas sebagai Penggerak Generator Listrik pada sebuah PLTG dengan Daya 130 MW.

1.3Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dari tugas sarjana ini adalah:

1. Penetuan kapasitas udara di dalam kompresor sesuai dengan kebutuhan turbin gas.

2. Daya dan jumlah tingkat kompresor. 3. Analisa termodinamika

(15)

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

1.4 Metodologi Penulisan

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

a. Survey data, berupa pengumpulan data sebagai bahan pembanding yang diambil langsung kelokasi tempat unit pembangkit pada PT. PLN (Persero) Belawan.

b. Studi literature, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku referensi.

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

pembanding yang nantinya akan ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan skripsi ini.

(16)

BAB 2

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas

Turbin gas suatu PLTG berfungsi untuk mengubah energi yang terkandung didalam bahan bakar (fluida kerja) menjadi energi mekanis. fluida kerja untuk memutar turbin gas adalah gas panas yang diperoleh dari proses pembakaran. Proses pembakaran memerlukan tiga unsur utama yaitu : bahan bakar, udara dan panas. Dalam proses pembakaran ini bahan bakar disuplly oleh pompa bahan bakar (fuel oil pump) apabila digunakan bahan bakar minyak, atau oleh kompresor gas apabila menggunakan bahan bakar gas alam. Pada umumnya kompresor gas disediakan oleh pemasok gas tersebut.

Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar, dan generator. Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi diumpankan ke ruang bakar bersama-sama dengan udara yang bertekanan tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Udara untuk pembakaran diperoleh dari kompresor utama, sedangkan panas untuk awal pembakaran dihasilkan oleh ignitor. Gas hasil pembakaran dialirkan ke turbin yang akan menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik. Gas bekas setelah melewati turbin, keluar menuju saluran buang (exhaust) dan selanjutnya diteruskan ke bypass stack.

(17)

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

a Siklus Terbuka (open cycle)

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

Gambar 2.1.Diagram alir turbin gas siklus terbuka a Siklus Tertutup (closed cycle)

Sama seperti halnya pada turbin uap, turbin gas dapat pula dirancang dengan sistem tertutup. Dalam siklus ini, fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan tekanan tinggi (sampai 40 atm) seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Skema instalasi turbin gas siklus tertutup dapat dilihat pada gambar 2.2.

K

T

RB

Udara masuk Gas Buang Bahan Bakar

(18)

Turbin gas dengan sistem ini konstruksinya lebih rumit, karena membutuhkan pesawat pemanas yang besar dan juga membutuhkan pesawat pendingin udara (intercooler) sebelum masuk kompresor. Keuntungannya adalah

1. Untuk daya yang sama, turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil. 2. Dapat bekerja pada tekanan tinggi.

3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar.

Gambar 2.2. Diagram alir turbin gas siklus tertutup

Keterangan :

K = Kompresor T = Turbin

RB = Ruang Bakar G = Generator

R = Penukar Panas (Heat Exchanger)

K

T

RB

Udara masuk Bahan Bakar

R

G

(19)

a Siklus Kombinasi

Karena banyaknya energi yang hilang bersama-sama dengan terbuangnya gas buang, maka telah dilakukan beberapa upaya memanfaatkanya dengan cara menambah beberapa macam proses baru setelah peralatan tambahan sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu sehingga dengan demikian dapat meningkatkan efisiensi dari sistem tersebut. Tetapi seiring dengan itu bertambah pula biaya investasi yang diperlukan karena harus membeli peralatan baru. Dilihat dari segi ekonomisnya, turbin gas dengan siklus kombinasi memiliki kebaikan bila turbin gas ini dijalankan untuk

base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinu.

2.2.2 Berdasarkan Kontruksinya Turbin gas terdiri 2 jenis : a Turbin gas berporos tunggal

Turbin gas ini sebagai pembangkit listrik pada perusahaan listrik maupun industri yang berskala besar.

b Turbin gas berporos ganda

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

(20)

2.2.3. Berdasarkan arah aliran fluidanya

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

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

2.3 Komponen – Komponen Utama Turbin Gas

Turbin gas mempunyai komponen utama yaitu kompresor, ruang bakar

(combustion chamber), turbin gas, load gear dan generator. 1. Kompresor

Kompresor berfunsi untuk mengisap udara luar (udara atmosfir) dan selanjutnya dikompresikan untuk mendapatkan tekanan yang lebih besar.

2. Ruang bakar

Ruang bakar (combustion chamber) berfungsi sebagai pembakaran bahan bakar agar diperoleh fluida kerja berupa gas hasil pembakaran yang akan digunakan untuk menggerakan turbin. Bahan bakar terbakar akibat bercampur dengan udara kompresi serta dengan bantuan percikan nyala api dari ignitor. 3. Tubin gas

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

4. Generator

Generator berfungsi untuk merubah energi mekanis yang dihasilkan oleh turbin gas menjadi energi listrik.

(21)

2.4 Siklus Kerja Turbin Gas

2.4.1. Siklus Aktual

Turbin gas secara termodinamika bekerja dengan siklus Brayton. Siklus ini merupakan untuk sistem turbin gas sederhana dengan siklus terbuka. Seperti terlihat pada gambar 2.1.

Siklus aktual ini adalah suatu siklus yang dibangun berdasarkan asumsi sebagai berikut :

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

3. Proses yang berlangsung di setiap komponen adiabatik.

4. Proses kompresi di dalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik. 5. Proses ekspansi di dalam turbin tidak berlangsung secara isentropis.

6. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak dapat menjamin terjadinya pembakaran sempurna, sehingga untuk mencapai temperature gas masuk turbin yang ditetapkan diperlukan jumlah bahan bakar yang lebih banyak.

7. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin.

T(K) s(kJ/kg K) 1 2 2' 3 4 4' W in Q in Q out W out

(22)

Gambar 2.3. Diagram T – s siklus Turbin Gas

Proses-proses yang terjadi dari diagram diatas adalah sebagai berikut : • Proses 1 – 2’ : Proses kompresi aktual pada kompresor.

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

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

• Proses 4’ – 1 : Proses pembuangan kalor pada tekanan konstan.

Dengan demikian pada proses steady state untuk masing-masing proses diperoleh :

• Proses 1 – 2’ : Kerja kompresor.

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

dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi aktual :

WK = m pa T Ta C η ) ( ₀₂− …(Lit 2. hal 64) dimana :

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

Ta = Temperatur udara masuk kompresor posisi statis (K) T02 = Temperatur Udara keluar kompresor posisi stagnasi (K)

ηm = Efisiensi mekanis kompresor = 0,9 • Proses 2’ – 3 : Pemasukan panas.

Pada proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan (isobar), tetapi pada kenyataannya terjadi pengurangan tekanan, faktor pengurangan tekanan sebesar 0,02 – 0,03.

Qin = Cp (T3 – T2’)

(23)

h3 = entalpi gas keluar ruang bakar (kJ/kg)

T3 = temperature gas keluar ruang bakar (K)

Qin = kalor masuk ruang bakar (kJ/kg)

• Proses 3 – 4’ : Kerja Turbin

Untuk proses ekspansi aktual pada turbin kerja yang terjadi adalah :

Wt = Cpg (T034) ....(Lit 2 hal 64)

dimana :

Wt = kerja aktual yang keluar turbin (kJ/kg)

Cpg = panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan = 1,148

kJ/kg.K

T034 = temperatur ekivalen dari kerja total turbin

• Kerja netto siklus (Wnet)

Kerja siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas, yang secara matematis dapat dituliskan :

Wnet = Wt – Wk (kJ/kg) …(Lit 2 hal 64)

Maka efisiensi thermal Instalasi (ηth) adalah

th η = LHV S_fc. 3600 x 100% …(Lit 2 hal 65) dimana :

LHV = Low Heating Value bahan bakar = 47320 kJ/kg Sfc = Pemakaian bahan bakar spesifik

dimana Sfc = K T W W f − …(lit 2 hal 65)

(24)

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

( ) ( ) 4 3 1 4 3 1 1 2 1 2 T T P P P P T T g g a a k k k k =       =       = − − ...(Lit 2 hal 39) rp = 4 3 1 2 P P P P = dimana :

rp = adalah perbandingan tekanan (pressure ratio).

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

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

% 100 x N N T K Nk = η dimana :

(25)

= mat . (T02 – T01)

Nt = Daya yang digunakan menggerakan turbin

= (1 + f)mat . (T03 – T04)

dimana :

mat = massa udara total yang disuplai oleh kompresor

2.5 Pemilihan Jenis Turbin

Ditinjau dari arah aliran, turbin dapat dibagi atas dua bagian yaitu : 1. Turbin aliran radial.

Turbin radial adalah turbin dimana arah aliran fluida kerja dalam arah yang tegak lurus terhadap sumbu poros, yakni arah radial. Pada turbin radial ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di dalam laluan semua baris sudu-sudu yang berputar.

Gambar 2.5 Penampang Turbin jenis Radial

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

(26)

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

2. Turbin aksial

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

Umumnya untuk kapasitas dan daya besar sering digunakan turbin aksial, karena mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan jenis radial, yaitu :

a. Efisiensi lebih baik.

b. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi.

c. Kontruksi lebih ringan dan tidak membutuhkan ruangan yang besar. Ditinjau dari sistem koversi energinya, turbin aksial dapat dibagi menjadi 2 (dua) bagian, yaitu :

1. Turbin aksial reaksi 2. Turbin aksial aksi (implus)

Turbin aksial reaksi adalah turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan-laluan, tetapi juga terjadi pada laluan-laluan sudu gerak, sehingga penurunan seluruh kanduangan kalor pada semua tingkat dan terdistribusi secara merata.

(27)

Gambar 2.6 Penampang Turbin Jenis Aksial

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

Gambar 2.7 Grafik Effisiensi turbin V-S Velocity ratio (σ)

Dalam perencangan ini dipilih turbin aksial reaksi, karena pada tipe reaksi efisiensi maksimum dapat dicapai dengan perbaikan kecepatan ( σ ) 0,8 – 1,0, bahwa efisiensi tingkat tipe reaksi lebih baik dibandingkan dengan tipe reteau (turbin dengan tekanan bertingkat) dan curtis (turbin dengan kecepatan bertingkat), seperti terlihat pada gambar 2.7.

Dari gambar diatas, terlihat bahwa :

a. Efisiensi tingkat pada tipe reaksi lebih baik dari pada yang lainnya, dengan perbandingan kecepatan yang lebih besar.

b. Pada tipe reaksi, efisiensi maksimum dapat dicapai pada daerah perbandingan kecepatan (σ) 0,8 – 1,0.

(28)

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

2.6. Ruang Bakar

Ruang bakar adalah tempat terjadinya proses pembakaran yaitu proses pemasukan kalor yang diharapkan terjadi pada tekanan konstan dan menghasilkan gas pembakaran yang bertemperatur tinggi. Anggapan proses pembakaran terjadi pada tekanan konstan dapat diterima selama bilangan Mach, dari aliran gas didalam ruang bakar cukup rendah. Udara dari kompresor masuk kedalam ruang bakar dimana bahan bakar disemprotkan kedalam arus udara sehingga terbakar. Proses pembakaran terjadi secara kontinu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal tersebut perlu dilakukan karena kekuatan material akan turun seiring dengan naiknya temperatur.

Ruang bakar turbin gas pembangkit energi listrik biasanya direncanakan untuk dapat beroperasi kontinu dalam jangka waktu yang cukup lama (± 11,4 tahun).

Beberapa kateria yang harus dipenuhi oleh suatu ruang bakar turbin gas secara umum adalah :

1. Efisiensi pembakaran tinggi, dimana bahan bakar terbakar seluruhnya. 2. Sistem penyalaan yang baik, khususnya pada temperatur udara yang

(29)

3. Memiliki kesetabilan yang baik, artinya pembakaran harus tetap berlangsung pada tekanan, kecepatan dan perbandingan udara yang bervariasi.

4. Kerugian tekanan redah, biaya produksi dan perawatan minimal. 5. Emisi asap, bahan bakar yang tidak terbakar dan polutan gas rendah. 6. Mampu beroperasi untuk jenis bahan bakar yang bervariasi.

7. Daya tahan dan umur yang tinggi.

Type ruang bakar yang digunakan disini adalah type “Tubular Chamber”

yang terdiri dari suatu silinder linier yang terpasang konsentrasi didalam casing. Turbin ini mempunyai dua buah ruang bakar. Masing-masing ruang bakar dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lubang injeksi bahan bakar dan “Diagonal swirler’ untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar yang optimal.

Gambar 2.8. Susunan Ruang Bakar Unit Turbin Gas Keterangan gambar

1. Selubung tekanan (pressure shell)

2. Kombinasi pembakaran (burner combustion)

(30)

4. Tabung api (flane tube)

5. Selubung turbin (turbin casing)

6. Pipa-pipa buangan (blow-oof pipes)

7. Lubang orang (man hole)

A. Ruang saluran udara (annular space for combustion air supply)

B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct)

Gambar 2.9 berikut ini menunjukan penampang potongan kombinasi pembakaran (Burner Combustion) yang dipasang di sekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya 16 buah (masing-masing ruang bakar 8 buah)

Gambar 2.9 Burner Combustion Keterangan gambar

1. Saluran masuk bahan bakar (fuel gas inlet)

2. Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet)

(31)

4. Alat penyala (Ignitor)

5. Ignation gas inlet

6. Dudukan pembakaran (burner support)

7. Sumbe nyala (igniter)

8. Saluran udara masuk (air inlet)

9. Fuel gas burner

10. Pengaduk diagonal (diagonal swirler)

11. Saluran-saluran keluar gas (gas outlet ducts)

12. Daerah pembakaran (combustion zone)

13. Pengaduk aksial (axial swirler)

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

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

16. Saluran keluar bahan bakar gas (fuel gas outlet)

Kalor spesifik yang masuk (qin) pada ruang bakar adalah gas hasil

pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas sekaligus menaikkan entalpinya, secara teoritis terjadi pada tekanan konstan.

Reaksi pembakaran sempurna dengan udara untuk hidrokarbon dengan rumus CmHn adalah menurut persamaan reaksi:

CmHm + mO2 mCO2 + mH2O dimana :

m = Molekul masing-masing unsur

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

(32)

(mf/ma) = 100% bahan bakar : (400% udara x total komsumsi

udara)

=1 : 4 x total konsumsi udara (teoritis)

Sehingga f aktual = rb teoritis f η dimana :

η = Efisiensi ruang bakar = 0,98

menurut [1] halaman 55 perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik

dalam range f = 50 1 s/d 200 1 atau 0,005 ÷ 0,02. 2.7. Generator

Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konverasi daya, yaitu :

1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.

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

Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang besar karena dua hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri.

(33)

Daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan generator untuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto haruslah lebih besar dari daya keluaran

generator, karena pada generator itu sendiri terdapat faktor daya dan kerugian-kerugian.

Untuk mentransmisikan daya putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun dalam hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya generator adalah daya semu (Volt ampere, Ns) dan daya keluaran (daya nyata/berguna, Nb) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah ;

Ns = Nb x Cos ϕ ϕ cos b s N N = dimana :

Cos ϕ = Faktor daya

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

g b pp N N η = dimana : φ Daya Berguna (Nb) Daya Reaktif Nr (VAR) Daya Semu (Ns)

(34)

Npp = Daya putaran poros (MW)

Nb = Daya berguna generator (MW)

ηg = Efisiensi generator = 0,98

2.8. Laju Aliran Massa Udara

Untuk menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan dihitung pada temperatur rata-rata udara atmosfir yang dihisap kompresor, hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur rendah ataupun temperatur tinggi udara atmosfir.

Laju aliran massa udara dan bahan bakar dapat dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi dan instalasi :

Npp = NT – NK Npp = ma+ (1+ f ). NT – ma . Nk a m =

(

)

T k pp N N f N − + . 1 dimana :

ma = laju aliran massa udara (kg/s)

f = laju aliran massa bahan bakar (kg/s) Nt = Daya turbin (MW)

Nk = Daya kompresor (MW)

(35)

Pada perencanaan turbin ini akan dibahas mengenai jumlah tingkat turbin, kondisi gas dan dimensi sudu.

2.9.1. Jumlah Tingkat Turbin

Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat, penurunan tiap tingkat turbin adalah :

ψ = 4 Ø tan α2 – 2 ... (Lit 2 hal 276)

dimana :

ψ = koefisien pembebanan sudu.

Sedangkan total penurunan Enthalpy gas adalah :

(∆ha)1t = J g Cp C C g. . . 2 ) cos . 2 1 ( ) . ( 2 2 2 2 2 − σ +φ − φ α …(Lit 9 hal 106) dimana :

(∆ha)1t = Total penurunan Enthalpy gas (kJ/kg) Cpg = Panas Spesifik gas = 1,148 kJ/kg K

Ø = Flow koefisien satuan = 0,8

g = Kecepatan grafitasi bumi = 9,81 m/s2

J = Faktor konversi satuan energi = 778,2

α = sudut sudu

C2 = Kecepatan gas absolut

Jumlah tingkat turbin :

Zt = t t t t h h h h 3 1 4 1 − − dimana :

(36)

2.9.2 Kondisi Gas pada Sudu

Kondisi gas dianalisa pada keadaan stagnasi dan statis, keadaan stagnasi adalah kondisi gas yang dianalisa dalam keadaan tanpa memperhitungkan kecepatan, sedangkan keadaan statis adalah kondisi gas yang dianalisa dengan memperhitungkan kecepatan. Persamaan-persamaan stagnasi 1 01 02 01 . . 1 −             ∆ − = k k st os T R T P P η T02 = T01 – Tos . R dimana :

P01 = tekanan gas sebelum proses (bar)

P02 = tekanan gas setelah proses (bar)

R = derajat reaksi tingkat ηst = efisiensi statik T02 = temperatur pada P02 (K) Persamaan-persamaan statik T1 = T01 – pg a C C . 2 2 ... (Lit 2 hal 279) P1 = P01 – 1 02 2 −       k k T T dimana :

(37)

T01 = kondisi gas pada kondisi stagnasi (K)

P1 = tekanan gas pada kondisi statik (bar)

P01 = tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar)

Dari persamaan gas ini dapat dicari massa jenis gas yang mengalir yaitu :

T R P . = ρ . 100 ... (Lit 2 hal 283)

dimana : ρ = massa jenis gas (kg/m3)

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

A = a g C m . ρ ... (Lit 2 hal 284) dimana :

A = luasan yang ditempati gas (m2)

g

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

2.8.3. Tinggi Sudu

Penamaan ukuran pada sudu turbin dapat dilihat pada gambar 2.9

(38)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 Tinggi sudu h = 60 . . 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)

2.8.4. Jari-jari Sudu

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

rm = n U_m . . 2 . 60 π ...(Lit 2 hal 285) dimana :

rm = jari rata-rata sudu (m)

Jari-jari dasar sudu tiap tingkat turbin (m)

rr = rm – 2 h ...(Lit 2 hal 285) rt = rm + 2 h dimana :

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

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

Tebal sudu dan celah antara sudu besarnya dilihat dari persamaan :

w =

3

h

(39)

c = celah antara sudu (m)

2.8.5. Diagram Kecepatan Gas

Untuk menggambarkan kecepataan aliran gas perlu dihitung besar sudut kecepatan tersebut masuk dan kecepatan sudut keluar relative gas, yang besarnya adalah:

Ψ = 4. φ. Tan β2 + 2 ... (Lit 2 hal 276)

Ψ = 4. φ. Tan β3 - 2 dimana :

φ = koefisien aliran gas

β2 = sudut relatif kecepatan gas masuk sudu β3 = sudut relatif kecepatan gas keluar sudu 2.8.6. Putaran Kritis

Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi getaran yang tinggi, hal ini diakibatkan oleh frekuensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan frekuensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhhi oleh gaya-gaya yang membebani poros yang menyebabkan defleksi atau lendutan.

Putaran kritis poros dapat dihitung setelah didapat lendutan maksimum. Kecepatan putaran kritis adalah :

ωc = max . y g C

(40)

dimana :

ωc = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

C = koefisien untuk dua bantalan pendukung adalah 1 : 1,2685 g = kecepatan grafitasi

putaran kritis sistem adalah :

nc = π.ωc . 2

60

dimana :

nc = put aran kritis sistem (rpm)

2.8.7. Gaya dan Tegangan pada Sudu Turbin

Gaya-gaya pada sudu turbin adalah gaya radial dan gaya aksial yaitu : Gaya aksial turbin adalah

FTG = Fat – Fak

dimana :

Fat = Gaya aksial pada sisi turbin

Fak = Gaya aksial kompresor

Gaya aksial pada sisi turbin dicari dengan rumus : Fat = Sm . ρ. Ca2 . (tan α2 – tan α1) dimana :

Va = Ca = Kecepatan aksial = 280 m/s

α1 = β2 = 41015’ (derajat reaksi direncanakan 50%)

α3 = β1 = 57017’

(41)

ρ = Kerapatan gas masuk turbin = 2,857 kg/m3 Gaya radial turbin adalah :

RA =

(

)

(

) (

)

(

)

[

]

8690 . 2654 . 4145 . 4345 . 6495W_k + W_p + W_sp + W_t BAB 3 ANALISA TERMODINAMIKA

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan

Spesifikasi teknis perancangan yang dipilih pada perancangan ini adalah mengacu dari hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sumatera Bagian Utara sektor Belawan.

Spesifikasi tugas rancangan turbin gas yang direncanakan adalah :

− Daya Generator : 130 MW

− Bahan Bakar : Gas alam (LNG)

− Fluida Kerja Siklus : Udara/Gas

− Putaran Turbin : 3000 rpm

− Perbandingan Kompresi : 10,4

− Temperatur Masuk Kompresor : 300C − Temperatur Gas Masuk Turbin : 10050C

− Tipe Turbin : Aksial

(42)

− Efisiensi kompresor (ηK) : 0,85

− Efisiensi Tubin (ηT) : 0,95

− Efisiensi Ruang Bakar : 0,98

− Efisiensi Generator : 0,95

Temperatur udara atmosfir yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang cukup besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab massa udara yang dihisap kompresor akan berubah sesuai dengan perubahan

temperatur menurut persamaan umum untuk gas ideal dimana

T R V p m g. . = , dimana

bila temperatur udara atmosfir turun maka daya efektif akan turun.

3.2. Pembahasan Materi

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

T s qin 3 1 q_out W_in W_out 4’ 4 2 2’

(43)

Gambar 3.1 Diagram T – s Siklus Brayton

Keterangan gambar :

--- = Siklus aktual = Siklus Ideal

1 – 2 = Proses kompresi isentropik 1 – 2’ = Proses kompresi aktual

2 – 3 = Proses pembakaran isentropik 2’– 3 = Proses pembakaran aktual 3 – 4 = Proses ekspansi isentropik 3 – 4’ = Proses ekspansi aktual

4 – 1 = Proses pembuangan kalor isentropik 4’ – 1 = Proses pembuangan kalor aktual

3.2.1 Analisa Termodinamika pada kompresor

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

3.2.1.1Kondisi udara masuk kopresor pada titik 1 Ta = temperatur lingkungan

= 30 + 273 = 303 K Pa = 1,013 bar

(44)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 Gbr. 3.2 Stagnation States a) Kondisi Stagnasi P01 = Pa – Pf dimana :

Pf = Penurunan tekanan pada filter udara = 0,02 bar

maka : P01 = 1,013 – 0,02 = 0,993 bar sehingga : ( ) a pk a k k P Pa Ta T ₁_η 01 01 −       = … (lit 2. hal 51)

Dimana untuk udara

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

ηpk = efisiensi politropik filter udara = 0,9 bar … (Lit 2 hal 181) 020 , 1 993 , 0 013 , 1 01 = = P Pa bar maka :

(45)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 ( ) 301,46 020 , 1 303 4 , 1 9 , 0 1 4 , 1 01 = ₋ = T T01 = 301,46 K

sehingga diperoleh harga :

h01 = 301,67 kJ/kg udara

b) Kondisi pada keadaan statis

a p a C C T T 2 2 01 1 = − …(lit 2. hal 133) dimana :

Ca = Kecepatan aksial udara, menurut [2] halaman 161

= antara 150÷200m/s, yaitu untuk turbin gas industri = diambil 150 m/s sehingga :

( )

3 2 1 10 005 , 1 2 150 46 , 301 x x T = − = 290,26 K h1 = 290,39 kJ/kg udara 1 01 1 01 1 −       = a a k k T T P P …(Lit 2. hal 47) 1 4 , 1 4 , 1 1 46 , 301 26 , 290 993 , 0  −      = P = 0,87 bar

(46)

3.2.1.2Kondisi udara keluar kompresor a) Kondisi pada keadaan stagnasi

Po2 = rp . Po1 … (Lit 2 hal 39) Po2 = 10,4 . 0,993 = 10,32 bar maka :

( )

a pk a k k p r T T .η 1 01 02 − = …(Lit 2. hal 51)

(

)

1,4 0,9 1 4 , 1 02 301,4610,4 x T − = = 634,07 K sehingga diperoleh : h02 = 642,78 kJ/kg udara

b) Kondisi pada keadaan statis

Cp Ca T T 2 2 02 2 = − …(Lit 2. hal 135) sehingga :

( )

3 2 2 10 005 , 1 2 150 07 , 634 x x T = − = 622,87 K h1 = 676,407 kJ/kg udara a a k k T T P P 1 02 2 02 2 −       = …(Lit 2. hal 135) 4 , 1 1 4 , 1 2 07 , 634 87 , 622 32 , 10 −       = P = 10,27 bar

Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per unit mass flow adalah (Wk) :

(47)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 m k Ta T Cp W η ) ( ₀₂− = …(Lit 2. hal 64) Dimana : Cpudara = 1,005 kJ/kg udara . K ηm = 0,99

Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor ∆T02a atau T02 – Ta adalah :

T02 – Ta = ( )           −       − 1 1 02 a a k k a k P P Ta η …(Lit 2 hal 64) = ( )           −       − 1 013 , 1 32 , 10 85 , 0 303 1,4 1 4 , 1 = 335,43 K sehingga : 99 , 0 ) 43 , 335 ( 005 , 1 = k W = 340,51 kJ/kg udara

Kondisi aktual perencanaan

ho’2 =Wk + ho1

ho’2 = 340,51 + 301,67 = 642,18 kJ/kg udara

Dari harga entalfi ini dapat dicari temperatur aktual perencanaan adalah :

To’2 = 633K

3.2.2. Analisa Ruang Bakar

Analisa ini dimaksudkan untuk menentukan jumlah perbandingan udara, bahan bakar dan temperatur gas yang dihasilkan. Bahan bakar yang digunakan adalah gas alam cair (Liquid Natural Gas) dengan komposisi sebagai berikut :

(48)

Komposisi gas alam % Volume

Metana (CH4) Etana (C2H6) Propana (C3H8) Butana (C4H10) Pentana (C5H12) Hexana (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, Volume 12. Fuel Gas Sytem JCC. Corporation. Pertamina Arun LNG

Low Heating Value (LVH) bahan bakar untuk tiap kg bahan bakar adalah : 47320 kJ/kg.

Menurut [2] hal 258 bahwa cara untuk proses pembakaran gas-gas dengan 100% udara teoritis adalah sebagai berikut :

• Menthana (CH4) CH4 + 2 O2 CO2 + 2 H2O 1 mol CH4 + 2 mol O2 1 CO2 + 2 H2O 16 CH4 + 64 O2 44 CO2 + 36 H2O 1 CH4 + 4 O2 2,75 CO2 + 2,25 H2O Jadi :

1 kg CH4 membutuhkan 4 kg O2, karena O2 = 23% maka :

1 kg CH4 membutuhkan (100/23) x 4 kg udara, atau

1 kg CH4 membutuhkan 17,39 kg udara

• Ethana (C2H6)

C2H6 + 7 O2 4 CO2 + 6 H2O

60 C2H6 + 224 O2 176 CO2 + 108 H2O

(49)

1 kg C2H6 membutuhkan (244/60) kg O2, maka :

1 kg C2H6 membutuhkan (100/23) x 3,73 kg udara, atau

1 kg C2H6 membutuhkan 16,23 kg udara • Propana (C3H8) : C3H8 + 5 O2 3 CO2 + 4 H2O 44 C3H8 + 160 O2 132 CO2 + 72 H2O 1 C3H8 + 13,64 O2 3 CO2 + 1,64 H2O Jadi : 1 kg C3H8 membutuhkan 3,64 kg O2, maka 1 kg C3H8 membutuhkan (100/23) X 3,64 kg udara. 1 kg C3H8 membutuhkan 15,81 kg udara. • Butana (C4H10) : C4H10 + 13 O2 8 CO2 + 10 H2O 116 C4H10 + 416 O2 264 CO2 + 144 H2O 1 C4H10 + 3,59 O2 2,28 CO2 + 1,24 H2O Jadi : 1 kg C4H10 membutuhkan (100/23)x 3,59 kg udara 1 kg membutuhkan 15,6 kg udara • Pentana C5H12 : C5H12 + 8 O2 5 CO2 + 6 H2O 72 C5H13 + 256 O2 220 CO2 + 108 H2O 1 C5H12 + 3,59 O2 3,06 CO2 + 1,5 H2O Jadi : 1 kg C5H12 membutuhkan (100/23)x 3,56 kg udara

(50)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 1 kg C5H12 membutuhkan 15,46 kg udara. • Hexana C6H14 C6H14 + 19 O2 12 CO2 + 14 H2O 172 C6H14 + 608 O2 528 CO2 + 252 H2O 1 C6H14 + 3,54 O2 3,07 CO2 + 1,47 H2O Jadi :

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

1 kg C6H14 membutuhkan (100/23)x 3,54 kg udara

1 kg C6H14 membutuhkan 15,37 kg udara.

Berdasarkan dari persamaan reaksi di atas untuk 1 kg gas alam akan membutuhkan udara sebanyak :

Tabel 3.2 Kandungan udara pada bahan bakar

Komposisi gas alam % Volume Kandungan udara Jumlah

Metana Etana Propana Butana Pentana Hexana CO2 (N2 + H2S) 74,44 5,66 2,42 1,22 0,47 0,52 14,90 0,39 x 17,39 x 16,23 x 15,81 x 15,60 x 15,46 x 15,37 - - = 12,95 = 0,92 = 0,38 = 0,19 = 0,07 = 0,08 - -

1 kg (100%) gas alam butuh 14,59 kg udara

Dengan demikian perbandingan massa bahan bakar dan udara (mf/ma) adalah 1 :

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

teoritis (lit 3 hal 200) :

mf/ma = 1 : (4 x 14,59)

(51)

ηrb = effesiensi ruang bakar = 0,98 Maka : faktual = 0,01755 98 , 0 0172 , 0 ₌

Menurut [1] halaman 469, perbandingan massa bahan bakar dan udara yang baik

dalam range f = 50 1 s/d 200 1 atau 0,005 ÷ 0,02.

Sehingga faktual yang dihasilkan disini cukup baik untuk proses pembakaran.

3.2.3. Analisa Termodinamika pada Turbin

.

(52)

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

3.2.2.1 Kondisi 3 yaitu gas masuk sistem turbin • Kondisi stagnasi

Kerugian pada ruang bakar diasumsikan sebesar 0,02 bar menurut [2] halaman 60 maka :

(

PLrb

)

Po Po₃ = ₂ 1−

(

1 0,02

)

32 , 10 3 = − Po Po3 = 10,11 bar T03 = 1278 K = 10050C • Kondisi statis g CP Ca T T . 2 2 03 3 = − dimana :

Ca = Kecepatan aksial udara = 150 m/s …(Lit 2 hal 161)

Cpg = Panas spesifik gas = 1,148 kJ/kg K …(Lit 2 hal 57)

kg = konstanta adiabatik

= 1,33 (untuk gas hasil pembakaran) atau

g k k       −1 = 4,0

(53)

ηpt = Efisiensi polytropic turbin = 0,9 maka : 3 2 3 10 148 , 1 . 2 150 1278 x T = − = 1268,2 K = 1541,2 0C 1 03 3 03 3 −       = g g k k T T P P 1,331 33 , 1 1278 2 , 1268 11 , 10  −      = = 9,80 bar

3.2.2.2 Kondisi 4 yaitu Tekanan udara keluar turbin • Kondisi stagnasi

Menurut [11] halaman 37, untuk perbandingan Ambient Pressure dengan tekanan gas keluar turbin siklus terbuka yang baik sekitar 1,1 ÷ 1,2 untuk perencanaan diambil adalah 1,1

Po4 =(Pa)(1,1)

Po4 =(1,013)(1,1)

= 1,1143 bar

Sehingga ratio tekanan pada turbin adalah :

4 3 ) ( Po Po rpT = bar rpT 9,07 1143 , 1 11 , 10 ) ( = =

(54)

( )

( g) pt g k k T p r T T η 1 ) ( 04 03 − = …(Lit 2 hal 39) dimana : kg = konstanta adiabatik

= 1,33 (untuk gas hasil pembakaran)

ηpt = Efisiensi polytropik = 0,9 sehingga

(

)

1,33 9 , 0 ) 1 33 , 1 ( 04 9,07 1278 − =T …(Lit 2 hal 52) 33 , 1 9 , 0 ) 1 33 , 1 ( 04 07 , 9 1278 − = T = 781,06 K = 508,07 0C h04 = 802,52 kj/kg • Kondisi statis g Cp Ca T T . 2 2 04 4 = − = ₃ 2 10 148 , 1 2 150 06 , 781 x x − = 771,26 K = 498,26 0C 1 04 4 04 4 −       = g g k k T T P P = 1,33 1 33 , 1 06 , 781 26 , 771 1143 , 1  −      − = 0,16 bar

(55)

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

(

)

_              − = ∆ − g g k k t P P T T 1 04 03 03 034 / 1 1 . η (Lit 2 hal 64) = 0,95 x 1278                 − − 33 , 1 1 33 , 1 07 , 9 1 1 = 511,58 K

3.2.2.3 Kerja total turbin per unit massa flow (Wt) adalah :

Wt =Cpg.. (To34) (Lit 2 hal 64)

dimana :

Cpg = Panas spesifik gas pembakaran pada tekanan konstan.

= 1,148 kJ/kg gas pembakaran .K

maka :

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

3.2.2.4 Kerja Net output (Wn) adalah :

Wn = Wt – Wk …(Lit 2 hal 64)

= 587,29 – 340,51 = 246,78 kJ/kg

(56)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 k t fc W W f S − = …(lit 2 hal 65) = 78 , 246 01755 , 0 3600x = 0,256 kg/kW h

3.2.2.6 Efisiensi thermal siklus (ηth) adalah :

LHV S_fc th . 3600 = η …(Lit 2 hal 65) = 0,297 47320 256 , 0 3600 ₌ x = 29,7 % 3.2.4 Generator

Dalam suatu proses pembebanan listrik bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya yaitu :

1. Daya nyata yang diukur dengan watt. Dikatakan daya nyata karena besaran inilah yang terlibat dalam proses konversi daya.

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

Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena 2 hal, yaitu : 1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan. 2. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

(57)

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

Gambar 3.4 Daya pada generator

Untuk mentransmisikan daya dan putaran ke generator digunakan kopel langsung, namun hal ini akan terjadi kerugian-kerugian mekanis, sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu (Volt ampere, Ns) dan daya keluaran

(daya berguna/efektif, Nb).

Perencanaan siklus turbin gas ini yang direncanakan akan digunakan sebagai penggerak generator listrik dengan kapasitas daya output sebesar 130MW. Maka dalam hal ini akan dibutuhkan daya turbin yang lebih besar dari pada kapasitas generator. Efisiensi generator (ηg) maka daya yang harus disuplai ke generator adalah 95%. Maka : φ Daya Berguna (Nb) [MW] Daya Reaktif Nr [MVAR]

(58)

Daya putaran poros =

enerator Efisiensig generator a Dayabergun ( ) atau Npp = g b N η dimana :

Daya putaran poros adalah daya putaran poros yang dipergunakan menggerakan kompresor dan untuk menggerakkan generator.

Berdasarkan hasil survey di Turbin Unit GT 12 pada PT. PLN Sektor Belwan, putaran poros dihubungkan (dikopel) langsung ke generator.

Daya berguna (generator) = 130.000 kW

Efisiensi generator = Dengan adanya loses pada generator seperti pada kopel, bearing sehingga efisiensi generator 0,95 Sehingga : Npp = g b N η = 0,95 130 = 136,842 MW ≈ 136.842 kW

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

Nk Nt Npp Nb =130 MW

(59)

Gambar 3.5. Daya pada siklus Turbin

Dikarenakan Npp merupakan daya putaran poros maka diperlukan balancing daya yang dapat dicari dengan persamaan berikut :

Daya putaran poros = Daya turbin – Daya kompresor Atau

Npp = Nt - Nk

dimana :

Nt = mg . Wt

mg = massa gas ( ma + mf)

= dimana mf = ma . faktual faktual (mf/ma) = 0,0755

maka mg = ma ( 1 + f )

sehingga daya turbin

Nt = ma (1 + f) . Wt

= ma (1 + 0,0755) . 587,29 = 631,63 ma

Daya kompresor

Daya kompresor = massa udara . Kerja kompresor Nk = ma . Wk

= 340,51 ma

Sehingga massa udara adalah : Npp = Nt - Nk 136.842 = 631,63 ma - 340,51 ma ma = 12 , 291 136842 = 470,05 kg/s

(60)

Dengan demikian besarnya aliran massa udara (ma) sebesar 470,05 kg/s.

Pemakaian bahan bakar (mf) adalah :

mf = ma . faktual …(Lit. 2 hal 62)

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

Laju aliran massa udara pendingin

Untuk mendinginkan komponen-komponen pada sistem turbin gas digunakan udara dari kompresor ini dan menurut [2] hal 322 sebagai berikut :

Annulus Walls = 0,016 Nozzle Blandes = 0,025 Rotor Blandes = 0,019 Rotor Disc = 0,005 Total = 0,065 maka : mp = (0,065) . ma = 0.065 . 470,05 = 30,55 kg/s

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

mat = ma + mp …(Lit 2 hal 62)

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

Sehingga daya yang digunakan untuk menggerakan kompresor adalah : Nk = mat . (T02 – T01)

= 500,6 x (634,07 - 301,46) = 166504,566 kW ≈ 166,504 MW

(61)

Daya yang harus dibangkitkan oleh turbin adalah : Nt = (1 + f)mat . x(T03 – T04)

= (1 + 0,0755) .500,6 . (1278 - 781,06) = 267550,16 kW ≈ 267,550 MW

Persentase daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor adalah

% 100 x N N t k Nk = η = 100% 550 , 267 504 , 166 x = 62,23 %

3.2.5 Hasil Analisa Termodinamika

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

1. Temperatur masuk kompresor (Ta) : 303 0K

2. Temperatur keluar kompresor (To2) : 634,07 0K

3. Kerja kompresor (Wk) : 340,07 kJ/kg udara

4. Low Heating Value (LVH) bahan bakar : 47320 kJ/kg udara

5. fact : 0,01755 kg udara/kg b.bakar

(62)

8. Temperatur gas buang turbin (To4) : 781,06 K

9. Kerja turbin (Wt) : 587,29 kJ/kg udara

10. Laju aliran massa udara (ma) : 470,05 kg/s

11. Laju aliran massa bahan bakar (mf) : 8,25 kg/s

12. Daya kompresor (Nk) : 166,504 MW

14. Daya turbin (Nt) : 267,550 MW

15. Daya berguna generator (Nb) : 130 MW

17. Daya semu generator (Ns) : 162,5 MW

18. Laju aliran massa udara total pada kompresor : 500,6 kg/s 19. Efisiensi termal siklus (ηth.sikl) : 29,7 %

BAB 4

PERENCANAAN KOMPRESOR, RUANG BAKAR DAN TURBIN

4.1. Perancangan Kompresor

4.1.1 Jumlah Tingkat Kompresor

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

(63)

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

∆Tα = T02 – T1 …(Lit 2 Hal 159)

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

(

1 2

)

0 . tanβ tanβ λ ₋ = ∆ _s UC_a Cp T dimana :

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

= diambil 0,9 …(Lit 2 hal 166)

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

Β1 = Sudut kecepatan masuk aksial

β2 = Sudut kecepatan keluar aksial

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

01 01 1 xT R P a = ρ …. (Lit 2 hal 180) dimana : Ra = 0,287 kJ/kg K ρ1 = 46 , 301 287 , 0 10 993 , 0 2 x x = 1,147 kg/m3

(64)

Edy Saputra : Turbin Gas Perancangan Turbin Gas Penggerak Generator Pada Instalasi Pltg Dengan Daya 130 Mw, 2008. USU Repository © 2009 ρ2 = 02 02 .T R P = 07 , 634 287 , 0 10 32 , 10 2 x x = 5,671 kg/m3

Jari-jari puncak kompresor adalah (rt)

rt2 =               − 2 1. 1 . t r at r r Ca m ρ π …(Lit 2 hal 180) dimana : t r r r

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

rt2 =               − 2 1 150 147 , 1 . 500,6 t r r r x π rt2 =               − 2 1 0,927 t r r r

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

Ut = 2π. rt . N …(Lit 2 hal 180)

Sehingga besarnya kecepatan poros rotor adalah :

N = t t r U . 2π = t r . 2 350 π

(65)

Perhitungan harga rt dan N dapat dilakukan dengan memasukkan harga-harga

(rr/rt) seperti tabel berikut :

Tabel 4.1. Perbandingan dasar dan Puncak Sudu

rr /rt rt (m) N (rps) 0,40 1,051 53,028 0,45 1,078 51,700 0,50 1,112 50,119 0,55 1,153 48,337 0,60 1,203 46,328

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

adalah : rm = 2 t r r r + = 2 051 , 1 420 , 0 + = 0,74 m

Kecepatan keliling sudu rata-rata (Ut) :

Ut = 2π . rm . N

= 2π x 0,74 x 50 = 232,36 m/s

Sudut kecepatan masuk aksial udara pada tingkat pertama menurut [2] halaman 183 adalah : Tan β1 = 1,55 150 36 , 232 = = a t C U β1 = 57017’