SKRIPSI TURBIN GAS PERANCANGAN TURBIN GAS PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG GENERATOR 132 MW

(1)

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

SKRIPSI

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS

PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GENERATOR 132 MW

OLEH :

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN

NIM : 05 0421 030

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

(2)

SKRIPSI

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS

PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GENERATOR 132 MW

OLEH :

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : 05 0421 030

Disetujui Oleh : Dosen Pembimbing,

(Ir. Isril Amir) NIP : 130 517 501

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN

(3)

SKRIPSI

TURBIN GAS

PERANCANGAN TURBIN GAS

PENGGERAK GENERATOR PADA INSTALASI PLTG

DENGAN PUTARAN 3000 RPM DAN DAYA TERPASANG

GANERATOR 132 MW

OLEH :

Dosen Pembanding I,

BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN NIM : 05 0421 030

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

Dosen Pembanding II,

(Ir. Mulfi Hazwi, MSc

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : 199/ TS / 2008

FAKULTAS TEKNIK USU DITERIMA : / / 2008

MEDAN PARAF :

) NIP. : 130 905 356

(4)

NAMA : BONAR M. ROBINTANG SIAHAAN

NIM : 050 421 030

MATA PELAJARAN : TURBIN GAS

SPESIFIKASI : Rancangan Satu Unit Turbin Gas Pada Instalasi PLTG dengan Putaran 3000 RPM dan Daya Terpasang pada Generator 132 MW. Lakukan survey data pembanding Rancangan Meliputi :

1. Kompresor (Rancangan sederhana) 2. Turbin dan Ruang Bakar

3. Gambar Teknik

DIBERIKAN TANGGAL : 04 / 07 / 2008. SELESAI TANGGAL : 06 / 02 / 2009.

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Kuasa atas segala berkat-Nya yang memberi kesehatan, kesempatan seta pengetahuan kepada penulis sehingga dapat menyelesaikan Tugas Skripsi ini.

Adapun laporan tugas skripsi yang berjudul “Perancangan Turbin Gas

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

menyelesaikan studi di Departemen Teknik Mesin, Program Studi Pendidikan Sarjana Ekstensi Universitas Sumatera Utara, Medan.

Sesuai dengan judulnya, dalam laporan tugas skripsi ini akan dibahas mengenai perhitungan analisa thermodinamika serta perancangan komponen-komponen utama pada sistem turbin gas.

Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih kepada berbagai pihak yang turut membantu penulis dalam menyelesaikan tugas skripsi ini yang telah banyak memberi dukungan moril, materil, spiritual, tenaga dan waktu . Oleh karena itu, sudah selayaknya penulis menyampaikan terimakasih banyak kepada : 1. Bapak Dr. Ing. Ikhwansyah Isranuri, sebagai Ketua Departemen Teknik Mesin

Fakultas Teknik USU;

2. Bapak Ir. Isril Amir, sebagai Koordinator PPSE Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik USU dan juga sebagai Dosen Pembimbing Tugas Sarjana; 3. Bapak dan Ibu dosen dan seluruh pegawai administrasi Departemen Teknik

(10)

4. Seluruh rekan-rekan mahasiswa khususnya Ekstensi stambuk 2005 Fakultas Teknik USU serta teman-teman selaku mahasiswa pembanding;

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

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

Dalam penyusunan tugas skripsi ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan dalam pembahasan dan pengkajian dengan disiplin ilmu yang telah diperoleh selama di perkuliahan, serta bimbingan dari dosen pembimbing. Penulis menyadari masih banyak kekurangan-kekurangan dalam penyelesaian tugas skripsi ini. Untuk itu penulis sangat mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun demi kesempurnaan tugas skripsi ini.

Akhirnya penulis berharap semoga laporan tugas skripsi ini bermanfaat bagi siapapun yang membacanya.

Medan, February 2009 Hormat saya,

Bonar M. Robintang Siahaan NIM : 05042130

(11)

DAFTAR ISI ……… iii

DAFTAR NOTASI ……….. v

DAFTAR TABEL ….………... ix

DAFTAR GAMBAR ……… x

BAB I. PENDAHULUAN …... 1

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

1.2. Tujuan Perancangan ………. 2

1.3. Batasan Masalah ………... 3

1.4. Metodologi Penulisan ………... 3

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA ……… 4

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

2.2. Klasifikasi Turbin Gas ………. 5

2.3. Siklus kerja Turbin Gas ……… 11

2.4. Ruang Bakar ………. 18

2.5. Generator ……….. 19

2.5. Laju Aliran Massa Udara ……….. 20

2.7. Perencanaan Turbin ……….. 22

BAB III. ANALISA TERMODINAMIKA ……….. 29

3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan ……… 29

3.2. Kompresor ………. 30

3.2.1. Jenis-jenis Kompresor ……….. 30

3.2.2. Analisa Termodinamika Kompresor ……… 31

3.3. Ruang Bakar ……….. 35

(12)

3.4. Turbin ……… 42

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

3.5. Generator ………... 48

3.6. Laju Aliran Massa Udara ……….. 49

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

4.1. Unit Kompresor ………. 52

4.1.1. Jumlah Tingkat Kompresor ……….. 52

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

4.1.3. Poros Utama (Tie Rod) ………. 66

4.1.4. Disk Kompresor ……… 68

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

4.2.1. Luas dan Diameter Casing ……… 71

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

4.3. Unit Turbin ……… 74

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

4.3.2. Perencanaan Poros Penghubung ……….. 90

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

5.1. Jenis Pembebanan ………. 92

5.1.1. Pembebanan Aksial ………. 92

5.1.2. Pembebanan Radial ……….. 93

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

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

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

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

5.2.4. Putaran Kritis ……… 104

BAB VI. KESIMPULAN ……….. 109

(13)

DAFTAR NOTASI

1. Simbol dari abjad biasa

Simbol Latin Arti Satuan

A Luasan yang ditempati gas m2

Ab Luas bidang normal mm2

Ag Luas bidang geser mm2

AFR Perbandingan udara dengan bahan bakar kg/kg

C Celah antara sudu m

c Panjang chord sudu m

Ca Kecepatan aksial m/s

cp Panas jenis pada tekanan konstan kJ/kg.k

Cx Panjang chord arah aksial m

Cw2 Kecepatan whirl masuk sudu gerak m/s

Cw3 Kecepatan whirl keluar sudu gerak m/s

C1 Kecepatan absolute gas masuk sudu gerak m/s

C2 Kecepatan absolute m/s

C3 Kecepatan absolute gas keluar sudu gerak m/s

Fc Faktor koreksi -

Ft Gaya tangensial kgf ; N

FAR Perbandingan bahan bakar dengan udara kg/kg

G Kecepatan grafitasi m/s2

(14)

h Tinggi sudu m

hm Tinggi rata-rata sudu m

h1 Enthalpy udara masuk kompresor kJ/kg

h2 Enthalpy udara keluar kompresor kJ/kg

h2’ Enthalpy udara keluar kompresor aktual kJ/kg

h3 Enthalpy gas keluar ruang bakar ideal kJ/kg

h4 Enthalpy gas keluar turbin ideal kJ/kg

h4’ Enthalpy gas keluar turbin aktual kJ/kg

a m

•

Laju aliran massa udara kg/s

f m

•

Laju aliran massa udara bahan bakar kg/s

P m

•

Laju aliran massa udara pendingin kg/s

g m

•

Laju aliran massa gas kg/s

n Putaran sudu rpm

nc Putaran kritis sistem rpm

n Jumlah tingkat turbin -

Pk Daya kompresor Watt

Pt Daya turbin Watt

P01 Tekanan gas pada kondisi stagnasi bar

P1 Tekanan pada kondisi statik bar

P02 Tekanan gas setelah terjadinya proses bar

pr reduction pressure -

qrb Kalor ruang bakar Watt

(15)

qeff Kalor efektif kJ/kg

qout Kalor keluar kJ/kg

RR Derajat reaksi tingkat -

r Radius jurnal m

rP Pressure ratio -

rr Jari-jari akar sudu m

rm Jari-jari tengah sudu m

s Panjang pitch sudu m

s Entropi kJ/kg.K

T1 Temperatur udara masuk kompresor K

T1 Temperatur gas pada kondisi statik K

T2 Temperatur udara keluar kompresor K

T01 Temperatur gas pada kondisi stagnasi K

T02 Temperatur pada P02 K

T2’ Temperatur udara keluar kompressor aktual K

T3 Temperatur udara keluar ruang bakar ideal K

T4 Temperatur udara keluar turbin ideal K

T4’ Temperatur udara keluar turbin aktual K

tm Tebal rata – rata sudu m

Ur Kecepatan rotasi sudu m/s

Um Kecepatan tangensial rata - rata sudu m/s

V Volume m3

V2 Kecepatan relative gas masuk sudu m/s

(16)

w Tebal sudu gerak m

Win Kerja spesifik masuk kJ/kg

Wout Kerja spesifik keluar kJ/kg

Wsg Berat sudu gerak N

Wk 1-2 Kerja kompressor ideal kJ/kg

Wk 1-2’ Kerja kompressor aktual kJ/kg

Wnett Kerja bersih kJ/kg

(17)

DAFTAR TABEL

Tabel Nama Tabel Halaman

3.1 Komposisi bahan bahan bakar turbin gas 38

4.1 Perbandingan dasar dan puncak sudu 54

4.2 Kondisi udara tiap tingkat kompresor 57

4.3 Ukuran-ukuran utama kompresor 63

4.4 Berat dan diameter disk kompresor 70

4.5 Kondisi tiap tingkat turbin 82

4.6 Ukuran-ukuran sudu turbin 88

4.7 Ukuran-ukuran utama sudu turbin 88

4.8 Berat tingkat (stage) turbin 89

(18)

DAFTAR GAMBAR

Gambar Nama Gambar Halaman

2.1 A recuperative medium size industrial gas turbine 4

2.2 Instalasi turbin gas 5

2.3 Diagram alir turbin gas siklus terbuka 6

2.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung 7

2.5 Bagan siklus turbin gas tertutupo tak langsung 7

2.6 Rotor Turbin Rasio Bertekanan Tinggi ALSTOM 9

2.7 Karakteristik turbin aliran radial 10

2.8 Diagram T – s siklus terbuka turbin gas 11

2.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan 14

2.10 Diagram T-s siklus actual 15

2.11 Grafik variasi nilai efisiensi isentropik turbin 18

2.12 Daya pada generator 19

2.13 Penampang pada sudu turbin 25

2.14 Aksi gaya efektif pada cascade 28

3.1 Kaedaan stagnasi pada kompresor 31

3.2 Susunan ruang bakar unit turbin gas 36

3.3 Section burner combination 37

3.4 Turbin dengan Exhaust Difuser 43

(19)

4.1 Grafik hubungan s/c 61

4.2 Profil sudu aerofoil 64

4.3 Penampang konstruksi turbin gas 68

4.4 50 Percent Reaction Design 75

4.5 Diagram kecepatan untuk derajat reaksi 76

4.6 Diagram h–s untuk satu tingkat turbin 77

4.7 Axial flow turbin stage 84

4.8 Nilai ‘optimum’ pitch/chord ratio 86

4.9 Profil sudu turbin gas dan T6 aerofoil section 87

4.10 Poros penghubung 90

5.1 Free body diagram poros 93

5.2 Bantalan luncur 95

5.3 Grafik koefisien kriteria beban, Φv 97

5.4 Grafik koefisien tahanan, Φv 97

5.5 Bantalan aksial kerah 101

(20)

BAB 1 PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang Perencanaan

Salah satu bentuk energi yang paling dibutuhkan manusia sekarang ini adalah energi listrik. Manusia membutuhkan energi listrik untuk keperluan rumah tangga, industri, transportasi dan lainnya. Kehidupan manusia dari dahulu sampai sekarang yang terus berkembang dan semakin kompleks, selalu diiringi dengan kebutuhan energi yang semakin meningkat. Energi listrik yang besar serta penggunaannya secara terus menerus tidak tersedia secara alami di alam ini. Oleh sebab itu dibutuhkan suatu alat yang dapat mengubah energi dari bentuk lain menjadi energi listrik.

Cukup banyak sistem pembangkit yang digunakan pada saat ini untuk memenuhi kebutuhan listrik, salahsatunya adalah turbin gas. Turbin gas sangat luas dan beragam penggunaannya. Salah satu contoh penerapannya yang paling banyak dikenal adalah sebagai mesin yang menghasilkan daya dorong pada pesawat terbang. Di industri, turbin gas digunakan untuk menggerakkan bermacam–macam peralatan mekanik misalnya pompa dan kompressor atau generator listrik yang kecil. Turbin gas juga digunakan untuk menghasilkan daya listrik untuk mengisi beban puncak dan terkadang juga beban menengah dan beban dasar.

Turbin gas merupakan salah satu mesin konversi energi yang sesuai sebagai salah satu alternatif karena dapat menghasilkan energi listrik dengan daya yang cukup besar serta efisiensi yang tinggi. Untuk kebutuhan yang sama turbin

(21)

gas memiliki keunggulan dibandingkan instalasi sejenis yang lainnya seperti dalam hal ukuran, massa dan satuan keluaran daya turbin gas juga dapat mencapai beban pucak dalam waktu yang relatif singkat. Konstruksinya juga dapat dibuat untuk menghasilkan daya rendah sampai daya tinggi

Berdasarkan hal–hal diatas maka sangat tepat jika instalasi turbin gas dipilih sebagai instalasi pembangkit daya terutama sebagai penggerak generator untuk menghasilkan daya listrik pada sebuah instalasi pembangkit tenaga listrik.

1.2 Tujuan

Adapun tujuan utama dari tugas perancangan ini adalah untuk memenuhi syarat memperoleh gelar Strata 1 dari Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

Sedangkan tujuan umum tugas perancangan ini adalah :

a. Untuk lebih mengetahui dan memahami aplikasi ilmu yang diperoleh di bangku kuliah terutama mata kuliah Turbin Gas dan Sistem Pembangkit Tenaga

b. Merancang sebuah turbin gas penggerak generator pada instalasi PLTG dengan putaran 3000 RPM, dan daya terpasang pada generator 132 MW.

1.3 Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dari tugas skripsi ini adalah: a. Perhitungan thermodinamika turbin gas

Yang meliputi: perhitungan daya dengan pemanfaatan kalor yang akan terjadi pada turbin gas dan perhitungan laju aliran massa

(22)

b. Perhitungan komponen–komponen utama turbin gas

Yang meliputi perhitungan, sudu gerak, perhitungan ukuran cakram, poros, bantalan dan pelumasan

c. Gambar penampang (gambar teknik) turbin gas.

1.4 Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas skripsi ini adalah

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

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

c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nantinya akan dihunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara mengenai kekurangan-kekurangan didalam penulisan tugas skripsi ini.

(23)

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Cara Kerja Instalasi Turbin Gas

Turbin gas merupakan suatu penggerak mula yang mengubah energi potensial gas menjadi energi kinetik dan energi kinetik ini selanjutnya diubah menjadi energi mekanis dalam bentuk putaran poros turbin. Poros turbin secara langsung atau dengan bantuan roda gigi reduksi dihubungkan dengan mekanisme yang digerakkan. Turbin gas dapat digunakan pada berbagai bidang industri, diantaranya pembangkit tenaga listrik dan untuk transportasi. Dalam perancangan ini turbin gas digunakan untuk menggerakkan generator listrik pada PLTG.

Recuperator

Combustor

Turbine

(24)

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

Turbin gas merupakan suatu unit yang menggunakan gas sebagai fluida kerjanya. Sistem turbin gas paling sederhana terdiri atas kompresor, ruang bakar dan generator.

Kompresor memampatkan udara dari luar menjadi udara yang bertekanan tinggi dan diumpankan ke ruang bakar. Bersama-sama dengan udara yang bertekanan tinggi, gas alam dibakar di ruang bakar. Gas panas yang keluar dari pembakar atau reaktor dapat dipakai langsung sebagai fluida kerja yang dialirkan ke turbin untuk menggerakkan rotor yang dihubungkan dengan generator listrik.

Udara Gas Buang Kompresor Turbin Ruang Bakar Generator Tenaga Listrik Kopel Poros

Gambar 2.2. Instalasi turbin gas

2.2 Klasifikasi Turbin Gas 2.2.1 Berdasarkan Siklus Kerja

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

Pada siklus ini gas hasil pembakaran langsung dibuang ke udara bebas setelah diekspansikan di dalam turbin. Instalasi ini memiliki struktur yang sederhana yaitu terdiri dari kompresor, ruang bakar, dan turbin yang

(25)

berfungsi sebagai penggerak kompresor dan beban. Skema instalasi turbin gas siklus ini ditunjukkan pada gambar sebagai berikut :

Gambar 2.3.Diagram alir turbin gas siklus terbuka

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

Turbin gas siklus tertutup terbagi atas dua jenis, yaitu turbin gas dengan siklus tertutup langsung dan turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung. Pada turbin gas dengan siklus tertutup langsung (direct closed cycle), gas pendingin dipanaskan di dalam reaktor dan berekspansi melalui turbin, didinginkan di dalam penukar kalor dan dikompresi kembali ke reaktor. Siklus ini dapat juga menggunakan gas lain yang bukan hanya udara. Tidak ada buangan gas radioaktif yang dibuang ke atmosfer dalam operasi normal. Fluida yang paling cocok untuk ini adalah helium. Sedangkan pada turbin gas dengan siklus tertutup tak langsung

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

turbin dengan siklus terbuka tak langsung dan turbin dengan siklus tertutup langsung, karena reaktornya terpisah dari fluida kerja oleh suatu penukar kalor. Sedangkan gas kerja itu membuang kalor ke atmosfer melalui penukar kalor. Bahan pendingin primer biasanya air, atau gas helium.

Pada siklus tertutup ini fluida kerja tidak berhubungan dengan atmosfir sekitarnya, dengan demikian dapat juga dijaga kemurniannya. Hal ini sangat

K

T

RB

Bahan Bakar Udara masuk Gas Buang

(26)

menguntungkan dari segi pencegahan kerusakan yang disebabkan oleh erosi dan korosi. Pada sistem ini dapat juga digunakan dengan udara bertekanan tinggi sampai 40 atm seperti pada instalasi uap, tetapi kerjanya tidak mengalami perubahan fasa. Keuntungan pada siklus ini antara lain adalah :

1. Untuk daya yang sama turbin ini mempunyai ukuran yang lebih kecil 2. Dapat digunakan pada sistem bertekanan tinggi

3. Lebih menghemat penggunaan bahan bakar

Gambar 2.4 Skema instalasi gas siklus tertutup langsung Reaktor Kompresor Turbin Penukar -Kalor Beban 1 2 3 4 Gas masuk Gas Keluar Kompresor Turbin 3 2 4 1 Penukar -Kalor Penukar -Kalor Reaktor Gas Pendingin Primer` Udara atau Air pendingin

(27)

Gambar 2.5 Bagan siklus turbin gas tertutup tak langung

2.2.1.iii Siklus Kombinasi (combined cycle)

Siklus kombinasi pada umumnya adalah usaha untuk memanfaatkan gas buang dengan cara menambahkan beberapa alat sehingga energi yang seharusnya terbuang dapat dimanfaatkan lagi untuk suatu proses tertentu yang pada akhirnya proses tersebut akan meningkatkan efisiensi sistem. Turbin gas dengan siklus ini akan bermanfaat jika dijalankan untuk base load (beban dasar atau utama) dan secara kontinyu.

2.2.2 Berdasarkan Konstruksi 2.2.2.i Turbin Gas Poros Tunggal

Turbin satu poros mempunyai kompresor, turbin, dan beban pada satu poros yang berputar pada kecepatan tetap. Konfigurasi ini digunakan untuk menggerakkan generator kecil dan generator besar untuk utilitas.

2.2.2.ii Turbin Gas Poros Ganda

Turbin ini digunakan untuk menahan beban dan torsi yang bervariasi dimana poros pertama turbin dikopel langsung dengan poros aksial. Pada jenis ini, turbin terdiri atas dua buah yaitu turbin tekanan tinggi dan turbin tekanan rendah. Turbin dengan tekanan tinggi berfungsi menggerakkan kompresor dan mensuplai gas panas untuk turbin bertekanan rendah. Turbin berporos ganda ini juga

(28)

digunakan untuk sentral listrik dan industri. Turbin ini direncanakan beroperasi pada putaran yang berbeda tanpa menggunakan reduction gear.

2.2.3 Berdasarkan Aliran Fluida 2.2.3.i Turbin Aliran Axial

Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah sejajar dengan dengan sumbu poros turbin.

Turbin aksial umumnya sering digunakan untuk kapasitas dan daya besar karena mempunyai beberapa keuntungan dibandingkan turbin jenis radial. Antara lain yaitu:

1. Efisiensinya lebih baik

2. Perbandingan tekanan (rp) dapat dibuat lebih tinggi

(29)

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

Gas Turbine Engineering Hand book, Meherwan P. Boyce)

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

1. Turbin aksial reaksi

Turbin yang proses ekspansinya terjadi tidak saja pada laluan–laluan sudu gerak, sehingga penurunan seluruh kandungan kalor pada semua tingkat terdistribusi secara merata.

2. Turbin aksial aksi (impuls)

Merupakan turbin yang proses ekspansi (penurunan tekanan) fluidanya hanya terjadi pada sudu diam dan energi kecepatan diubah menjadi energi mekanis pada sudu–sudu turbin (tanpa terjadinya ekspansi pada sudu gerak itu).

(30)

Adalah turbin dengan arah aliran fluida diperoleh pada arah tegak lurus dengan sumbu poros turbin.

Gambar 2.7 Karakteristik turbin aliran radial

Pada turbin radial, ekspansi fluida dari tekanan awal ke tekanan akhir terjadi di dalam laluan semua baris sudu–sudu yang berputar.

Turbin radial umumnya digunakan untuk aliran yang kecil, d ima na t urbin radial lebih murah dan sederhana untuk dibuat bila dibandingkan dengan turbin aksial. Sebagai contoh pada instalasi turbin gas yang kecil dalam bidang automotif dan pompa pemadam yang dapat dipindah–pindah. Pada gambar 2.7 diatas diperlihatkan karakteristik turbin aliran radial.

2.3 Siklus Kerja Turbin Gas

Turbin gas secara thermodinamika bekerja dengan siklus Brayton (Brayton

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

dengan siklus terbuka. Siklus ini terdiri dari dua proses isobar (tekanan tetap) dan dua proses adibatik mampu balik (isentropic). Siklus ideal adalah siklus dengan asumsi :

(31)

1. Proses kompresi dan ekspansi terjadi secara isentropik

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

3. Tidak ada kerugian tekanan pada sisi masuk dan sisi keluar ruang bakar 4. Laju aliran massa gas dianggap konstan.

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

Gambar 2.8 Diagram T – s siklus terbuka turbin gas Dari gambar diagram T –s tersebut, proses yang terjadi adalah :

Proses 1 – 2 : Proses kompresi isentropik pada kompresor

Proses ini merupakan proses kerja kompresor. Kerja spesifik kompresor itu sendiri adalah kalor spesifik yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor pada kondisi ideal.

WK = Cp ( T2 – T1 )

= h2 – h1 (kJ/kg) ...(lit 2. hal 38)

dimana:

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

T1 = Temperatur udara masuk kompresor (oK)

T2 = Temperatur udara keluar kompresor (oK)

= Temperatur udara masuk ruang bakar

T s q_in 3 4 1 2 q_out W_out

(32)

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

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

= Entalpi udara spesifik masuk ruang bakar

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

bakar. Proses ini merupakan proses terjadinya pemasukan panas yang juga berarti besarnya kalor spesifik pada ruang bakar

Qin = Cp ( T3 – T2 )

= h3 – h2 (kJ/kg) ...(lit 2. hal 38)

dimana:

T3 = Temperatur gas keluar ruang bakar (oK)

= Temperatur gas masuk turbin

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

Pada proses ini terjadi proses pembakaran bahan bakar dengan udara. Udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri pembakaran yang dapat diperoleh dari persamaan umum

CxHy + nO2 → aCO2 + bH2O

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

Proses 3 – 4 : Proses ekpansi isentropik pada turbin

Proses ini merupakan proses kerja turbin

WT = Cp ( T3 – T4 )

= h3 – h4 (kJ/kg) …(lit 2,hal. 38) dimana:

T4 = Temperatur gas keluar turbin (oK)

h4 = entalpi gas keluar turbin (kJ/kg)

(33)

Proses ini menyatakan besarnya kalor spesifik pada proses pembuangan kalor

Qout = Cp ( T4 – T1 )

= h4 – h1 (kJ/kg)

Dari kerja spesifik yang terjadi pada setiap proses diatas maka diperoleh 1. Kerja Netto Siklus (Wnett)

Kerja netto siklus adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas

Wnett = WT - WK

= Cp ( T3 – T4 ) - Cp ( T2 – T1 )

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

Gambar 2.9 Grafik hubungan efisiensi dengan rasio tekanan 2. Kalor Efektif (Qeff )

Adalah selisih antara pemasukan dan pembuangan kalor spesifik

Qeff = Qin - Qout

(34)

3.Efisiensi siklus (η)

Adalah perbandingan antara kerja netto siklus dengan pemasukan energi,

η = in nett Q W = ) ( ) ( ) ( 2 3 1 2 4 3 T T C T T C T T C p p p − − − − ...(lit 2, hal. 39) 4.Pressure Ratio (rp)

Adalah perbandingan tekanan dikarenakan proses 1 – 2 dan 3 – 4 berlangsung secara isentropis dimana, P1 = P4 dan P2 = P3 maka

1 2 T T = γ γ 1) ( − r = 4 3 T T

Dimana r adalah rasio tekanan,

1 2 P P = r = 4 3 P P Sehingga, ηtotal = 1 - ( ) γ γ 1 1 −       r

Proses diatas merupakan proses secara teoritis. Pada kenyataannya terjadi penyimpangan dari proses tersebut dimana proses inilah yang disebut proses aktual. Proses aktual ini diakibatkan oleh :

a. Fluida kerja bukan merupakan gas ideal dengan panas spesifik konstan, b. Laju aliran massa fluida kerja tidak konstan,

c. Proses yang terjadi disetiap komponen adiabatik,

d. Proses kompresi didalam kompresor tidak berlangsung secara isentropik, e. Proses ekspansi didalam turbin tidak berlangsung secara isentropis,

(35)

f. Proses pembakaran tidak berlangsung secara adiabatik serta tidak menjamin terjadinya proses pembakaran sempurna dan

g. Terjadinya penurunan tekanan pada ruang bakar dan turbin. Penyimpangan yang terjadi dapat dilihat pada diagram T–s berikut,

Gambar 2.10 Diagram T-s siklus aktual Adapun proses yang terjadi dari diagram T-s diatas adalah :

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

Proses ini merupakan proses kerja spesifik kompresor yaitu kalor spesifk yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor

WK = ( ) 1 01 02 T T Cpa m − η …(Lit.2 hal. 56)

Proses 2’ – 3 : Proses pemasukan kalor

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

Q = Cpa (T02 – T01) …(Lit.2 hal. 46)

Proses 3 – 4’ : Kerja turbin

(36)

Wt = Cpg (T03 – T04) …(Lit.2 hal. 64)

Dimana : Cpg = panas spesifik gas pada tekanan konstan = 1,148 kJ /kg.K

5. Efisiensi kompresor dan turbin a. Efisiensi isentropik

Dengan menggunakan konsep enthalpy stagnasi atau temperatur untuk memperoleh jumlah setiap perubahan dalam energi kinetik fluida diantara sisi masuk dan buang. Untuk itu diperoleh efisiensi kompresor dan tubin dengan menggunakan perbandingan temperatur stagnasi, yaitu:

Kompresor : ηc = W W ' = 01 02 01 02' T T T T − − Turbin : ηt = ' W W = ' 04 03 04 03 T T T T − − …(Lit.2 hal. 49)

Pada perhitungan siklus, nilai untuk ηc dan ηt nantinya akan diasumsikan. Sedangkan temperatur ekivalen dari transver kerja adalah untuk memberikan perbandingan tekanan (ratio pressure), dengan persamaan

T02 – T01 = ( )         −       − 1 1 01 02 01 γ γ η p P T C Dan, T03 – T04 = ηt .T03 ( )               − − γ γ 1 04 03/ 1 1 p p …(Lit.2 hal. 49) b. Efisiensi politropik

(37)

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

efficiency yang didefenisikan sebagai efisiensi isentropik yang berkenaan dengan

tigkat dalam proses, adalah konstan pada keseluruhan proses. Dalam perhitungan siklus akan dituliskan dengan persamaan

T02 – T01 = T01 ( )         −       − 1 1 01 02 n n p p Dimana (n – 1)/n = (γ −1)/γη_∞_C Dan, T03 – T04 = T03 ( )               − − n n p p 1 04 03/ 1 1 …(Lit.2 hal. 53) Dimana (n – 1)/n = η_∞(γ −1)/γ

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

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

Jika nilai efisiensi isentropik yang diperoleh bervariasi dengan kompresi atau rasio ekspansi, maka akan ditampilkan pada grafik sebagai berikut,

(38)

Gambar 2.11. Grafik variasi nilai efisiensi isentropic turbin dan kompresor dengan rasio tekanan untuk efisiensi politropik 85%

2.4 Ruang Bakar

Suatu reaksi kimia dimana suatu bahan bakar dioksidasi dan sejumlah besar energi dilepaskan, disebut pembakaran. Hal tersebut terjadi di dalam ruang bakar atau combustion chamber. Pengoksidasi yang paling sering digunakan di dalam proses pembakaran adalah udara karena pertimbangan udara dapat diperoleh bebas dan siap tersedia. Kalor spesifik yang masuk (qin) pada ruang

bakar adalah gas hasil pembakaran. Pembakaran ini menaikkan temperatur gas sekaligus menaikkan enthalpinya dan secara teoritis terjadi pada tekanan konstan. Seperti yang telah disebutkan diatas, udara dibutuhkan untuk reaksi stoikiometri pembakaran yang dapat diperoleh dari persamaan umum

CxHy + nO2 → aCO2 + bH2O

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

2.5 Generator

Pada proses pembebanan arus bolak balik, unsur yang terlihat dalam konversi energi daya adalah :

1. Daya nyata (V.I.cosφ) dalam Watt merupakan besaran yang terlibat dalam konversi daya

2. V.I.cosφ merupakan daya reaktif yang juga merupakan suatu kebutuhan yang harus dilayani. Daya reaktif hanya membebani biaya investasi bukan biaya

(39)

Beban membutuhkan daya reaktif karena,

1. Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bisa dielakkan 2. Proses konversi daya didalam alat itu sendiri.

Dari hal diatas disimpulkan bahwa daya yang harus disuplai oleh turbin kepada generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata atau daya reaktif seperti digambarkan pada gambar berikut ini

Dimana :

PG = daya berguna

PB = daya semu

PE = daya reaktif

Gambar 2.12. Daya pada generator

Dalam hal transmisi daya dan putaran ke generator akan terjadi kerugian mekanis. Sehingga daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu

PB =

ϕ cos

G P

Dimana : Cosφ = Faktor daya Sedangkan daya reaktifnya yaitu :

PE = m g B P η η .

Dimana : ηg = Efisiensi generator

ηm = Efisiensi mekanis generator (0,9)

2.6. Laju Aliran Massa Udara

φ PG

(40)

Dalam menentukan laju aliran massa udara dan bahan bakar maka keadaan yang dihitung adalah pada temperatur rata–rata udara atmosfer yang dihisap kompresor. Hal ini berguna untuk mendapatkan perbedaan daya keluaran sistem agar tidak terlalu besar bila sistem bekerja pada temperatur udara atmosfer rendah ataupun temperatur udara atmosfer tinggi.

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

PE = PT - PK PE = (( o a m + o f m ). WTa - o a m . WKa Dimana : o a m = K T a o o f E W W m m P −         + . 1 …(Lit.2 hal 232) o a m =

(

)

K T E W W FAR P − + . 1 o f m = FAR . o a m Dimana : o a

m = Laju aliran massa udara (kg/s)

o f

m = Laju aliran massa bahan bakar (kg/s) PT = Daya bruto turbin (kW)

WTa = Kerja turbin aktual (kJ/kg)

WKa = Kerja kompresor aktual (kJ/kg)

Dengan ketentuan persamaan gas untuk mendapatkan laju aliran massa udara dan bahan bakar

(41)

Kapasitas berbeda pada kondisi yang berbeda yang ditentukan karena perbedaan rapat jenis fluida akibat perbedaan suhu

ρ =

T R

P .

dimana : P = Tekanan (Pa)

R = Konstanta gas (287 J/kg oK) T = Temperatur (oK).

Dengan diperolehnya massa aliran fluida maka dapat diperoleh besaran daya setiap komponen yaitu ;

1. Daya kompresor PK = ( o a m ). WK …(MW) 2. Daya turbin PT = ( o a m + o f m ). WT …(MW)

3. Panas yang disuplai ruang bakar

QRB = ( o a m + o f m ). Qin …(MW) 2.7. Perencanaan Turbin

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

(42)

2.7.1 Jumlah Tingkat Turbin

Jumlah tingkat turbin dihitung berdasarkan total penurunan temperatur dan penurunan temperatur tiap tingkat.

Penurunan tiap tingkat turbin adalah :

ψ = 2. .₂ U

T C_pg ∆ _os

...(Lit. 2, hal 274)

dimana: ψ = Koefisien pembebanan sudu

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

ΔTos = Penurunan temperatur tiap tingkat turbin (K) U = Kecepatan tangensial rata–rata sudu (m/s) Sedangkan total penurunan temperatur gas adalah :

ΔTo = T3 – T4’

dimana: ΔTo = total penurunan temperatur (K)

T3 = temperatur gas masuk turbin (K)

T4’ = temperatur gas keluar turbin (K)

Dan, ΔT0s = ηtT03 ( )               − − γ γ 1 03 01/ 1 1 p p ...(Lit. 2, hal 274)

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

ηt = Efisiensi turbin

γ = Berat molekul = 1,333 untuk gas Jumlah tingkat turbin diperoleh dari persamaan :

Zt = os o T T ∆ ∆

(43)

2.7.2 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 yaitu kondisi gas yang dianalisa dengan memperhitungkan kecepatan.

Persamaan–persamaan stagnasi menurut literatur 2 hal 144 :

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

P01 = tekanan gas sebelum proses (bar)

P02 = tekanan gas setelah proses (bar)

R = derajat reaksi tingkat ηst = efisiensi statik

T02 = temperatur pada P02 (K)

Persamaan–persamaan statik menurut literatur 2 hal. 257:

T1 = T01 - pg o C C . 2 2 dan, P1 = P01 - 1 02 2 −       γ γ T T dimana :

T1 = kondisi gas pada kondisi statik (K)

(44)

P1 = tekanan gas pada kondisi statik (bar)

P01 = tekanan gas pada kondisi stagnasi (bar)

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

ρ = T R P . 100 . ...(Lit. 2, hal 283) dimana : ρ = massa jenis (Kg/m3)

Dengan menghitung laju aliran massa gas maka dapat dicari luasan yang ditempati gas yaitu: A = a C m . ρ ...(Lit. 2, hal 284) dimana :

A = luasan yang ditempati gas (m2)

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

2.7.3 Tinggi Sudu

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

Stator Rotor 1 2 3 r t r m r r h

(45)

Tiiggi sudu (h) adalah :

h = m U N A. …(Lit.2 hal, 285) dimana : h = tinggi sudu (m) N = putaran sudu (rpm)

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

2.7.4 Jari–jari Sudu

Pada penentuan jari-jari sudu, jari-jari rata–rata sudu yang dimaksud adalah jarak dari pusat cakram ke pitch sudu yaitu :

rm = n Um . . 2 . 60 π …(Lit.2 hal, 285)

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

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

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

rr = rm - 2 h rt = rm + 2 h …(Lit.2 hal, 290) dimana:

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

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

(46)

Tebal sudu celah antara sudu besarnya dapat dilihat dari persamaan :

w = 3 h c = 0,25 .w …(Lit.2 hal, 285) dimana: w = tebal sudu (m)

c = celah antara sudu (m)

2.7.5 Diagram Kecepatan Gas

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

ψ = 4.φ.tan β2 + 2

ψ = 4.φ.tan β3 – 2 …(Lit.2, hal 276)

dimana:

φ = Koefisien aliran gas

Β2 = sudut relatif kecepatan gas masuk sudu

Β3 = sudut relatif kecepatan gas keluar sudu

2.7.6 Putaran Kritis

Putaran kritis adalah putaran dimana terjadinya resonansi yang tinggi. Hal ini diakibatkan oleh frekwensi yang ditimbulkan oleh rotor sama dengan

frekwensi natural dari komponen tersebut. Putaran kritis dipengaruhi oleh gaya– gaya yang membebani poros yang menyebabkan defleksi atau lendutan.

(47)

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

ωc = MAX Y G C. dimana:

ωc = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

C = koefisien untuk dua bantalan pendukung, yaitu 1 : 1,2685 g = kecepatan gravitasi.

Putaran kritis sistem adalah :

ηc = put aran kritis sistem (rpm)

ωc = kecepatan sudut putaran kritis (rad/s)

2.7.7 Perhitungan Performa Tingkat

Gambar 2.14 Aksi gaya efektif pada cascade

Bedasarkan diagram aksi gaya pada cascade seperti yang dihunjuk pada gambar diatas, kenaikan tekanan statisnya adalah :

(48)

perobahan momentum, aksi gaya sepanjang cascade adalah :

F = s. ρ. Va × perobahan komponen kecepatan sepanjang cascade F = s. ρ. Va2(tan α1 – tan α2) …(Lit.2, hal 276) Koefisien CL dan CDP didasarekan pada vektor kecepatan rata-rata (Vm) dibagi dengan segitiga kecepatan, maka :

Vm = Va. sec αm Dimana : αm adalah, tan αm = [ 2 1

(Vatan α1 – Vatan α2) + Vatan α2]/ Va

=

2 1

(tan α1+ tan α2) …(Lit.2, hal 276)

BAB III

ANALISA TERMODINAMIKA

3.1 Spesifikasi Teknis Perancangan

Dengan mempertimbangkan kelebihan dan kekurangan setiap jenis turbin serta pertimbangan pada daya dan putaran yang akan dihasilkan, maka dalam perancangan ini dipilih jenis turbin aksial reaksi.

Adapun spesifikasi teknis dalam perancangan ini adalah mengacu pada hasil data survey :

(49)

Bahan bakar = Gas Alam Cair (LNG)

Fluida kerja siklus = Udara /Gas

Pressure Ratio (pr) = 10,04

Temperatur Inlet Turbin = 1004 ºC

Putaran Turbin = 3000 rpm

Tipe Turbin = Turbin Axial

Tipe Kompresor = Kompresor Axial

Tekanan Barometer = 1,013 bar

Menurut pesamaan umum gas ideal

T R v p m . .

= , dimana bila temperatur gas rendah, maka massa aliran gas akan naik dan sebaliknya. Hal ini berarti bila temperatur atmosfir turun maka daya efektif sistem akan naik dan sebaliknya. Temperatur udara yang dihisap kompresor mempunyai pengaruh yang besar terhadap daya efektif yang dapat dihasilkan pembangkit, sebab laju aliran massa udara yang dihisap oleh kompresor akan berubah sesuai dengan persamaan umum gas ideal.

3.2 Kompresor

3.2.1 Jenis-jenis Kompresor 3.2.1.i Dynamic compressor

Pada jenis kompresor ini pemampatan udara terjadi secara kontinyu. Jenis kompresor ini antara lain :

a. Centrifuga l flow compressor b. Axial flow compressor c. Mixed flow compressor

(50)

3.2.1.ii Positve Displacement Compressor

Untuk jenis kompresor ini proses pemampatan udara terjadi secara periodik, fluida dikompresikan dengan mengurangi volume jenis. Kompresor ini terdiri dari :

a. Reciprocating compressor b. Rotary compressor

c. Membrane compressor.

Dalam pemilihan jenis kompresor yang sesuai pada sistem turbin gas, dibutuhkan kompresor yang memiliki efisiensi tinggi, berkapasitas besar serta memiliki kemampuan menghasilkan mass flow rate udara yang besar. berdasarkan hal tersebut, kompresor tipe aksial sangat cocok digunakan dalam sistem turbin gas yang akan direncanakan. Disamping hal tersebut, kompresor tipe axial memiliki susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi.

susunan tingkat sudu yang lebih banyak dibanding tipe lainnya dengan tujuan untuk dapat menghasilkan perbandingan tekanan yang tinggi.

3.2.2 Analisa Termodinamika Kompresor

Pada analisa perhitungan termodinamika dimaksudkan untuk menentukan kondisi udara masuk dan keluar kompresor serta besarnya daya yang digunakan untuk menggerakkan kompresor.

3.2.2.i Kondisi Udara Masuk Kompresor (kondisi 1)

Ta = Temperatur Lingkungan

(51)

γ = Konstanta Adiabatik yaitu 1,4 (untuk udara) dimana :

Ta = 30 ºC + 273,16

= 303,16 K

Gambar 3.1. Kondisi stagnasi pada kompresor Pada gambar diatas diperlihatkan proses kompresi pada kompresor a. Kondisi Stagnasi

P01 = Pa - Pf

dimana :

Pf = Penurunan tekanan pada filter udara

= 0,02 bar maka :

P01 = Pa - Pf

P01 = 1,013 – 0,02

(52)

ηpf = efisiensi politropik filter udara = 0,9

untuk udara (Lit. 2, hal 57)

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

     −1 γ λ = 3,5 dan, 01 P Pa = 993 , 0 013 , 1 = 1,020 bar sehingga : T01 = 4 , 1 9 , 0 ). 1 4 , 1 ( 020 , 1 16 , 303 − T01 = 301,65 K atau ≈ 28,49 ºC b. Kondisi Statik T1 = T01- pa a C C . 2 2 dimana :

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

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

(53)

3.2.2.ii Kondisi Udara Keluar Kompresor (Kondisi 2)

a. Kondisi Stagnasi P02 = rp × P01 = 10,04 × 0,993 = 10,01 bar dimana : ηpk = Efisiensi politropik = 0,9 maka : T02 = T01

( )

rp γηpk γ . 1 − = 301,65 × (1,4 0,9) ) 1 4 , 1 ( 04 , 10 × − T02 = 626,70 K atau ≈ 353,53 ºC b. Kondisi Statik

(54)

USU Repository © 2009 T2 = T02 - pa a C C . 2 2 T2 = 626,70 - ₃ 2 10 005 , 1 2 150 × × = 615,32 K atau ≈ 342,16 ºC P2 = P02 - 1 02 2 −       γ γ T T = 10,01 - 1,4 1 4 , 1 52 , 626 32 , 615 −       = 9,072 bar

Kerja yang dibutuhkan untuk menggerakkan kompresor per_unit mass flow (Wtc) adalah : Wtc = m a T T Cpa η ) ( ₀₂− dimana :

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

Temperatur ekivalen untuk kerja kompresor ΔT02 atau T02 – Ta adalah :

T02 – Ta =           −       − 1 ) 1 ( 02 γ γ η_k P_a P Ta =           −       − 1 013 , 1 01 , 10 85 , 0 16 , 303 1,4 ) 1 4 , 1 ( = 320,665 K maka :

(55)

Ruang bakar merupakan tempat proses pembakaran yaitu proses pemasukan kalor yang diharapkan berlangsung pada tekanan konstan serta dapat menghasilkan gas hasil pembakaran dengan temperatur tinggi. Proses pembakaran terjadi secara kontinyu sehingga temperatur gas pembakaran harus dibatasi sesuai dengan kekuatan material yang digunakan, terutama material sudu turbin. Hal tersebut perlu dilaksanakan mengingat kekuatan material akan turun dengan naiknya termperatur (lelah thermal pada material)

Tipe ruang bakar yang digunakan dalam perancangan ini adalah tipe ruang bakar Tubular Chamber yang tediri dari suatu silinder linier yang terpasang konsentris di dalam casing.

Turbin ini memiliki dua buah ruang bakar dan masing–masing ruang bakar tersebut dilengkapi 8 buah burner (pembakar) yang memiliki lobang injeksi bahan bakar dan Diagonal swirler untuk menghasilkan campuran udara dan bahan bakar yang optimal.

(56)

Gambar 3.2. Susunan ruang bakar unit turbin gas

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

B. Saluran gas hasil pembakaran (hot gas duct) 1. Selubung tekanan (pressure shell)

2. Kombinasi pembakar (Burner combination) 3. Lokasi untuk inspeksi (Platform include railing) 4. Tabung api (Flame tube)

5. Selubung turbin (Turbin casing)

6. Pipa–pipa buang (Blow-off pipes)

7. Rotor

8. Lobang masuk orang (Man hole)

Sedangkan gambar untuk penampang potongan kombinasi pembakar (Burner

combination) yang dipasang disekeliling ruang bakar dengan jumlah seluruhnya

(57)

Gambar 3.3. Section burner combination Keterangan gambar :

1. Saluran masuk bahan bakar minyak (fuel oil inlet) 2. Saluran masuk udara pendingin (cooling air inlet) 3. Fuel oil burner

4. Busi (spark plug) 5. Ignition gas inlet

6. Dudukan pembakar (burner support) 7. Sumber nyala (igniter)

8. Saluran udara masuk (air inlet)

9. Fuel gas burner

10. Pengaduk diagonal (diagonal swirl)

11. Sekat udara dengan pengaduk axial (air buffle with axial swirler) 12. Daerah pembakaran (combustion zone)

(58)

13. Pengaduk axial (axial swirler)

14. Saluran–saluran keluar gas (gas outlet ducts) 15. Saluran masuk bahan bakar gas (fuel gas inlet)

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

3.3.1 Analisa Bahan Bakar dan Reaksi Pembakaran

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

Tabel 3.1. Komposisi bahan bakar turbin gas

Komposisi Gas Alam % Volume

Metana (CH4) Etana (C2H6) Propana (C3H8) Butana (C4H10) Pentana (C5H12) Xenana (C6H14) CO2 (N2 + H2S) 74,44 5,66 2,42 1,22 0,47 0,52 14,90 0,39 Total 100,00

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

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

47.320 kJ /kg.

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

a. Metana (CH4) :

CH4 + O2 → CO2 + 2 H2O

(59)

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

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

jadi :

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

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

1 lb CH4 membutuhkan 17,39 lb udara b. Ethana (C2H6) : C2H6 + 7O2 → 4 CO2 + 6 H2O 60 lb C2H6 + 224 lb O2 → 176 lb CO2 + 108 lb H2O jadi : 1 lb C2H6 membutuhkan (224/60) lb O2, maka :

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

1 lb C2H6 membutuhkan 16,23 lb udara c. Propana (C3H8) : C3H8 + 5O2 → 3 CO2 + 4 H2O 44 lb C3H8 + 160 lb O2 → 132 lb CO2 + 72 lb H2O 1 lb C3H8 + 3,64 lb O2 → 3 lb CO2 + 1,64 lb H2O jadi : 1 lb C3H8 membutuhkan 3,64 lb O2, maka : 1 lb C3H8 membutuhkan (100/23) × 3,64 lb udara 1 lb C3H8 membutuhkan 15,82 lb udara d. Butana (C4H10) C4H10 + 13 O2 → 8 CO2 + 10 H2O

(60)

USU Repository © 2009 116 lb C4H10 + 416 lb O2 → 264 lb CO2 + 144 lb H2O 1 lb C4H10 + 3,59 lb O2 → 2,28 lb CO2 + 1,24 lb H2O jadi : 1 lb C4H10 membutuhkan (100/23) × 3,59 lb O2 udara 1 lb C4H10 membutuhkan 15,60 lb udara e. Pentana (C5H12) : C5H12 + 8 O2 → 5 CO2 + 6 H2O 72 lb C5H12 + 256 lb O2 → 220 lb CO2 + 108 lb H2O 1 lb C5H12 + 3,59 lb O2 → 3.06 lb CO2 + 1,5 lb H2O jadi :

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

1 lb C5H12 membutuhkan (100/23) × 3,56 lb O2 udara 1 lb C5H12 membutuhkan 15,47 lb udara f. Hexana (C6H14) C6H14 + 8 O2 → 5 CO2 + 6 H2O 172 lb C6H14 + 608 lb O2 → 528 lb CO2 + 252 lb H2O 1 lb C6H14 + 3,54 lb O2 → 3.07 lb CO2 + 1,47 lb H2O jadi :

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

1 lb C6H14 membutuhkan (100/23) × 3,54 lb O2 udara

1 lb C6H14 membutuhkan 15,37 lb udara.

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

(61)

USU Repository © 2009 Metana 74,44 % × 17,39 = 12,95 Etana 5,66 % × 16,23 = 0,92 Propana 2,42 % × 15,81 = 0,38 Butana 1,22 % × 15,60 = 0,19 Pentana 0,47 % × 15,46 = 0,07 Hexana 0,52 % × 15,37 = 0,08 CO2 14,90 % × - = - (N2 + H2S) 0,37 % × - = -

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

Maka diperoleh perbandingan massa bahan bakar dan udara (mf /ma) adalah 1 : 14,59 atau mf /ma = 0,0685. Untuk pembakaran dengan menggunakan 400 % udara teoritis ma mf _{= 1 : (4}_{× 14,59)} = 0,0172 = fteoritis sehingga : faktual = rb teoritis f η

dimana efisiensi ruang bakar ditentukan 98 %. Menurut (lit 2 hal 246), besarnya kisaran efisiensi ini diambil adalah untuk ketepatan dalam pengukuran temperatur dan kecepatan laju gas. Dalam kerja turbin biasanya pengukuran temperatur tersebut diukur dengan thermocouples.

maka : faktual = 98 , 0 0172 , 0 = 0,01755

(62)

Menurut (lit.3 hal 55) untuk membatasi temperatur gas pembakaran keluar dari ruang bakar, maka turbin gas memerlukan jumlah udara berkelebihan. Perbandingan berat bahan bakar–udara dapat berkisar antara f =

50 1 _s/d

200 1

3.4 Turbin

Dalam perencanaannya, direncanakan suatu sistem turbin gas dengan kapasitas besar. Maka dalam perencanaan ini dipilih turbin jenis axial mengingat turbin tipe ini memiliki keuntungan yang lebih baik dibanding tipe lain. Disamping konstruksinya yang ringan, turbin ini tidak membutuhkan ruangan yang besar. Turbin tipe axial juga mempunyai efisiensi yang baik serta cocok untuk pemakaian multi stage.

3.4.1 Analisa Termodinamika Turbin

Untuk melengkapi data dalam perhitungan, maka diberikan beberapa data lainnya yaitu :

a. Derajat reaksi (Λ) dipilih 50% artinya pada masing–masing sudu, rotor dan stator terjadi penurunan entalpi (enthalpy drop) yang sama besar

b. Kecepatan keliling sudu keliling (U) = 350 m/s c. Efisiensi mekanis turbin (ηT) = 0,95

(63)

Gambar 3.4 Turbin dengan exhaust difuser

Pada perhitungan termodinamika untuk turbin gas ini dimaksudkan untuk dapat menentukan kondisi gas masuk dan keluar sudu turbin. Didalam unit turbin terjadi proses perubahan energi kinetis dari gas hasil pembakaran menjadi energi mekanis. Dengan cara mengekspansikan gas tersebut pada sudu–sudu turbin kemudian dibuang ke atmosfir melalui diffuser dan ke cerobong (stack) atau dapat dimanfaatkan lagi ke sistem berikutnya.

3.4.1.i Kondisi gas masuk turbin (kondisi 3)

a. Kondisi Stagnasi

P03 = P02 (1 – PLrb)

Dimana :

PLrb = Pressure Loss di ruang bakar

= 0,02 maka :

P03 = 10,01 (1 – 0,02)

= 9,80 bar

(64)

Ca = Kecepatan aksial udara = 150 m /s

Cpg = Panas spesifik gas = 1,148 kJ /kg K

γg = 1,33 atau 1 − γ γ = 4,0 ...(Lit.2 hal 57)

Maka diperoleh temperatur pada kondisi statis yaitu :

T3 = 1277,16 - ₃ 2 10 148 , 1 2 150 × × = 1267,36 K atau ≈ 994,20 ºC P3 = P03 1 03 3 −       γ γ T T = 9,80 0 , 4 16 , 1277 36 , 1267       = 9,502 bar

3.4.1.ii Kondisi gas keluar turbin (kondisi 4)

a. Kondisi Stagnasi

Menurut (Lit.3, hal 37), untuk pressure ratio at ambient (perbandingan tekanan ambient) dengan tekanan gas keluar turbin siklus terbuka yang baik berkisar antara 1,1 s/d 1,2. Maka untuk perencanaan ini dipakai 1,2