Chapter III-VI_perencanaan PLTU

BAB III

PEMBAHASAN MATERI

3.1. Pemilihan Jenis Turbin

Pada pabrik pengolahan kelapa sawit, uap diperoleh dari ketel uap yang

menggunakan bahan bakar cangkang dan serabut kelapa sawit. Uap panas lanjut

yang dihasilkan ini kemudian dialirkan keturbin uap untuk memutar generator dan

menghasilkan energi listrik. Uap bekas dari turbin uap didistribusikan ke unit-unit

pengolahan kelapa sawit dengan menggunakan alat BPV (Back Pressure Vessel).

Disamping listrik tenaga uap, pabrik pengolahan kelapa sawit juga menggunakan

pembangkit listrik tenaga diesel dengan penggerak mula motor diesel yang

dihubungkan dengan generator, setelah turbin uap beroperasi beban yang ada pada

motor diesel dipindahkan ke turbin uap. Dalam perencanaan ini dipilih turbin uap

impuls jenis curtis. Adapun alasan dan pertimbangan dalam pemilihan jenis turbin

ini adalah :

1. Pertimbangan efesiensi dan keandalan

Turbin curtis mempunyai efesiensi yang tinggi sehingga energi potensial

uap dapat dimanfaatkan seefesien mungkin.

2. Segi Pemeliharaan

Perawatan dan pemakaian turbin impuls relatif tidak sulit.

3. Segi Kontruksi

Konstruksi turbin curtis lebih sederhana jika dibandingkan dengan turbin

jenis parson, dari segi pengadaan komponen mudah didapatkan seperti pengadaan

nozel, sudu, bantalan dan sebagainya.

Universitas Sumatera Utara

42

TURBIN GENERATORKETEL

DEAERATOR

BPVP1

2

3

4

5 6

Gambar 3.1 Instalasi Pembangkit Tenaga Dari Perencanaan Turbin Uap

Gambar 3.2 Diagram T-s

3.2. Perhitungan Penurunan Kalor Pada Turbin

Untuk membangkitkan energi listrik pada generator, dibutuhkan sejumlah

uap pada kondisi tertentu untuk memutar turbin, kemudian turbin akan memutar

poros generator.


Berdasarkan data-data survey, diperoleh kondisi-kondisi uap sebagai berikut:

1. Tekanan uap masuk turbin (Po) = 20 Bar

2. Temperatur uap masuk turbin (To) = 260 oC

3. Tekanan uap keluar turbin (P2 ) = 3 Bar

Analisa Termodinamika Untuk Penurunan Kalor

Pada gambar diagram Mollier pada tekanan 20 bar dan suhu 2600 C titik

A0, yang merupakan titik untuk menunjukkan kondisi uap kering, diperoleh :

ho = 698,624 kkal/kg,

kemudian melalui titik A0 ditarik garis adiabatik hingga mencapai tekanan 0,1 bar

pada titik A1t.

Sehingga diperoleh :

h1t = 613,834 kkal/kg

maka penurunan kalor :

h = 698,624 kkal/kg 613,834 kkal/kg = 84,79 kkal/kg

Kerugian pada katup pengatur diambil 5% dari tekanan uap kering.

Penurunan tekanan pada katup pengatur :

P = 0,05 x Po

= 0,05 x 20 bar

= 1 bar

Sehingga tekanan sebelum masuk nosel adalah :

Po' = Po - P

Po' = 20 bar 1 bar

= 19 bar


hi

ho

h1t

h'1tA'1t

A1t

Ao A'o

h

h

A1

260C19 bar20 bar

h (kJ/kg)

s (entropi)

Dengan menarik garis A0 sampai pada tekanan 3 bar (titik A1t) diperoleh :

h1t = 616,222 kkal/kg.

Sehingga penurunan kalor teoritis akibat kerugian adalah :

h = 698,624 kkal/kg 616,222 kkal/kg = 82,40 kkal/kg.

Gambar 3.3 Diagram Mollier untuk proses penurunan kalor pada turbin

3.3 Menentukan Masa Aliran

Efesiensi dalam relatif turbin ( oi ) untuk perhitungan sementara diambil

sebesar 0,58 yang diperoleh dari grafik efesiensi turbin dengan dua tingkat

kecepatan sebagai fungsi u/c1, untuk harga optimum sebesar 0,22.


Gambar 3.4 Efesiensi turbin implus dengan dua tingkat kecepatan

Gambar 3.5 Effisiensi Generator

Dengan mengambil daya yang direncanakan sebesar 1250 Kva, maka

nilai-nilai dari berbagai efesiensi pada turbin dapat ditentukan dari gambar, untuk

efesiensi generator ( ,944,0) =g efesiensi mekanis 986,0=m , untuk efesiensi

roda gigi 9408,0)( =r .

Sehingga dari persamaan det/.....3600

860 kgHo

NGgrmoi

e

=

Dimana : Ne = daya nominal pada terminal generator, yaitu sebesar 1000 kW

H0 = penurunan kalor turbin

oi = efesiensi dalam relatif turbin


m = effisiensi mekanis turbin, yaitu m = 0,986 (Gambar 3.4)

r = efesiensi roda gigi

g = effisiensi generator, yaitu g = 0,944 (Gambar 3.5)

Untuk turbin yang direncanakan didapat masa aliran uap sebesar:

3.4 Perhitungan Daya Generator Listrik

Faktor daya atau faktor kali yang disebut dengan cos () besarnya tidak

konstan tergantung pada beban listrik yang digunakan. Ada 2 unsur yang terpakai

dalam proses konversi daya, yaitu :

1. Daya keluaran atau daya nyata (V.I cos ) yang digunakan dalam satuan

Watt. Dikatakan daya nyata, karena besaran inilah yang dipakai dalam

proses konversi daya.

2. Daya reaktif (V.I sin ) yang diukur dengan satuan MVAR. Daya ini

hanya membebani biaya investasi, bukan biaya operasi, yang sebenarnya

tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya.

Suatu beban membutuhkan daya reaktif karena:

a. Karakteristik beban itu sendiri.

b. Proses konversi daya di dalam alat itu sendiri.


Dari penjelasan di atas, maka daya yang harus disuplai oleh turbin uap ke

generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Diagram

pada gambar di bawah ini menggambarkan daya yang bekerja pada generator

listrik.

Day

a R

eakt

if (M

VA

R)

Daya Se

mu (MV

A)

Daya Nyata (MW)

Gambar 3.6 Diagram daya yang harus disuplai turbin uap ke generator

Dari gambar 3.6 di atas, dapat disimpulkan bahwa daya yang dibutuhkan

oleh generator adalah daya semu (MVA) dan daya terpasang generator adalah

daya nyata (MW), maka :

P = PG . cos

Dimana :

P = daya terpasang generator listrik = 1 MW

PG = daya yang dibutuhkan generator listrik (MVA)

cos = faktor daya yang besarnya 0,6 0,9. harga yang tergantung pada

pembebanan umumnya diambil cos = 0,8. Dengan demikian dari persamaan di

atas :


maka daya transmisi pada roda gigi (Pt) :

Dimana :

tz = efisiensi roda gigi yang ditentukan dari gambar 3.4 = 0,9408

3.5 Segitiga Kecepatan Turbin Dengan Dua Tingkat Kecepatan

Dengan merancang turbin terdiri dari dua baris sudu (dua tingkat

kecepatan) dan dengan mengambil harga (u/c1) optimum sebesar 0,22 dan

koefesien kecepatan () sebesar 0,95 maka kecepatan absolute uap keluar nozel:

Kecepatan uap keluar teoritis (C1t) adalah

Kecepatan keliling sudu:

U = (u/c1) x C1

U = 0,22 x 800,42

U = 176,09 m/det

Dengan mengambil sudut masuk uap 1 sebesar 200, diperoleh kecepatan relatif

uap memasuki sudu gerak baris pertama (W1) :


Sudut kecepatan relatif uap memasuki sudu gerak baris pertama :

Gambar 3.7 Segi tiga kecepatan untuk turbin impuls dengan dua tingkat kecepatan

Kecepatan relatif uap pada sisi keluar sudu gerak I, dimana koefesiensi sudu- sudu

baris pertama diambil 0,82

w2 = x w1 = 0,82 x 637,80 = 522,996 m/det

Dengan mengambil sudut relatif keluar uap (2) lebih kecil 30 dari sudut

kecepatan relatif masuk uap: 2 = 25,420 - 30 = 22,420,

diperoleh kecepatan absolute uap keluar sudu gerak I :

Sudut kecepatan keluar absolute uap keluar sudu gerak I :


Kerugian kalor pada nozel :

Kerugian kalor pada sudu gerak I:

Kecepatan absulute uap masuk sudu gerak II:

Dimana : gb adalah koefesiensi sudu pengarah

Sudut pengarah pada sisi keluar :

1 = 2 - 3

1 = 32,98 - 3

1 = 29,98

Kecepatan relatif uap pada sisi masuk sudu gerak II :


Sudut kecepatan relatif uap masuk ke sudu gerak II :

Kecepatan relatif uap keluar sudu gerak II :

W2 = .W1 = 0,88 x 181,66 = 159,86 m/det

Sudut keluar relatif uap sudu gerak baris II:

2 ' = 1 ' - 3

2 ' = 58,95 - 3

2 ' = 55,95

Kecepatan absolute uap keluar sudu gerak baris II:

Sudut keluar absolute uap sudu gerak II:

Kerugian kalor pada sudu pengarah :


Kerugian kalor pada sudu gerak baris kedua :

Kerugian kalor akibat kecepatan keluar :

Efisiensi pada keliling cakram dihitung melalui persamaan :

Dimana :

C1u = C1 x cos 1 = 800,42 x cos 200 = 752,15 m/det

C2u = C2 x cos 2 = 366,42 x cos 32,980 = 307,38 m/det

C1 'u = C1 ' x cos 1 ' = 311,46 x cos 29,98 = 269,79 m/det

C2 'u = C2 ' x cos 2 ' = 158,24 x cos 123,17 = -86,58 m/det

Untuk memeriksa ketepatan perhitungan kerugian kerugian kalor yang

diperoleh diatas hasilnya dibandingkan dengan hasil hasil yang diperoleh untuk

nilai u/c1 yang optimum :


kesalahan perhitungan :

Persen error < 2%

Kerugian akibat gesekan cakram dan kerugian pengadukan ditentukan dari:

GN

h gcagca 427102

=

Dimana : = koeffisien uap panas lanjut, antara 1,1 dan 1,2, dan untuk uap

jenuh sama dengan 1,3.

= 1/ 0,2774 = 3,6049 kg/m3 adalah volume spesifik uap sesudah

nozel.

d = diameter rata-rata sudu

Maka :


Sehingga kerugian akibat gesekan cakram dan kerugian pengadukan diperoleh:

Penurunan kalor yang dimanfaatkan dalam turbin sebesar :

Maka :

Dari nilai oi ini dapat dicari nilai masa aliran yang tepat melalui turbin :


Jika terdapat ketidak sesuaian lebih dari 2 % kerugian energi ( gcah ) harus

dievaluasi ulang dan diperoleh nilai massa aliran yang sebenarnya.

Perbedaan antara masa aliran uap yang diperoleh dari perhitungan pendahuluan

dan dari perhitungan akhir adalah :

Karena ketidak sesesuaian masih pada batas-batas yang di ijikan, oleh

karena itu perhitungan tidak perlu diulang lagi.

3.6 Daya Turbin Uap

Daya dalam turbin uap (Ni):

Daya efektif (Neff)

Dimana :

m = efesiensi mekanis yang ditentukan dari gambar 3.4 = 0,986


BAB IV

PERHITUNGAN UKURAN UTAMA TURBIN

4.1 Perhitungan Ukuran Poros

Poros berfungsi sebagai penghubung yang memindahkan daya dan putaran

turbin serta tempat pemasangan cakram dan sudu, beban yang akan dialami poros

ini adalah:

1. Beban lentur yang berasal dari berat sudu-sudu dan cakram.

2. Beban puntir yang berasal dari cakram

Dalam perancangan poros dari segi kekuatan mekanis, tegangan-tegangan

pada penampang diambil sebagai dasar perhitungan, yang antara lain :

1. Penampang yang momen lenturnya terbesar

2. Penampang yang momen puntirnya maksimum

Untuk poros putaran sedang dan beban berat digunakan baja paduan

dengan pengerasan kulit. Untuk ini dipilih bahan poros adalah baja krom nikel

JIS 4102 SNC 21 yang memiliki kekuatan tarik 80 kg/mm2. Tegangan geser yang

diizinkan untuk bahan poros dapat dihitung berdasarkan persamaan :

a = b / Sf1 x Sf2

dimana:

Sf1 = faktor keamanan terhadap bahan baja paduan (6,0)

Sf2 = faktor keamanan karena adanya pasak, dan konsentrasi

tegangan (1,3 - 3,0), diambil sebesar 2,7


a = 7,26/80 2

mmkg

a = 4,94 kg/mm2

Daya nominal yang ditransmisikan pada perencanaan ini sebesar 1391 kW pada

putaran 5000 rpm.

Besarnya momen torsi poros (Mt) dapat dihitung dengan persamaan:

Diameter poros dp dihitung dengan persamaan:

dimana :

Kt = faktor pembebanan (1,5 - 3,0) untuk beban kejutan dan

tumbukan yang besar diambil 2,6

Cb = faktor pembebanan lentur (1,2 - 2,3) (diambil 2,2)

Maka :

Dari standar poros yang ada maka dipilih diameter poros terkecil yang

dipakai pada perencanaan ini adalah 120 mm.


4.2 Perhitungan Ukuran Nosel dan Sudu Gerak

Nosel adalah suatu peralatan lintasan aliran dengan luas penampang pada

kedua ujungnya berbeda, dimana kecepatan aliran gas atau cairan yang melaluinya

akan meningkat searah dengan lintasan aliran, 1212 , PPVV , kerja yang ada pada

nosel hanya kerja aliran.

Penampang terkecil pada nosel disebut kerongkongan, nosel berfungsi

untuk mengubah energi panas ke bentuk energi kinetik dengan kerugian yang

minimum, pada proses expansi turunnya tekanan aliran uap akan menyebabkan

sebagian uap berubah menjadi kondensat.

Nilai minimum terjadi pada kerongkongan yang disebut tekanan kritis (pkr)

yang sama dengan 0,577 Po (untuk uap jenuh) dan 0,546 Po (untuk uap panas

lanjut). Kecepatan uap pada tekanan ini disebut kecepatan kritis.

Bila tekanan sesudah nozel lebih besar dari tekanan kritis P1 > pkr, maka

ekspansi uap yang terjadi hanya sampai tekanan P1 dan kecepatan uap pada sisi

keluar tekanan ini lebih kecil dari kecepatan kritis, dalam hal ini digunakan nozel

konvergen, sedangkan untuk mendapatkan tekanan sisi keluar P1 < pkr dan

kecepatan superkritis C1 > Ckr digunakan nosel konvergen divergen.

Untuk menentukan jenis nozel terlebih dahulu ditentukan harga-harga

tekanan kritis pkr.

4.2.1 Tinggi Nozel dan Sudu Gerak

Kondisi uap pada baris pertama adalah uap panas lanjut, maka tekanan

kritisnya: pkr = 0,546 x P0

pkr = 0,546 x 19 bar = 10,374 bar


Dimana tekanan sesudah nozel P1= 3 bar, karena P1 lebih kecil dari pkr, maka

digunakan nozel konvergen divergen.

Penampang sisi keluar nozel:

f1 = 11

o

cG

(m2)

dimana :

G0 = massa aliran uap = 7,022 kg/det

1 = volume spesifik uap pada penampang sisi keluar = 0,62352 m3/kg

C1 = kecepatan aktual uap pada penampang sisi keluar = 800,42 m/det

Tinggi nosel, disarankan diantara10 mm - 20 mm, dan derajat pemasukan

parsial, tidak kurang dari 0,2. Untuk turbin-turbin dengan kapasitas besar dan

menengah dengan sudu-sudu yang relatif besar, nilai derajat pemasukan parsial

dapat mencapai satu.

Dengan membuat tinggi nozel ln sebesar 16 mm, diperoleh derajat pemasukan

parsial uap :

Tinggi sisi masuk sudu gerak baris yang pertama dibuat sebesar :

l1' = ln + 2 = 16 + 2 = 18 mm


Tinggi sudu nosel baris yang pertama pada sisi keluarnya:

dimana:

1' = merupakan volume spesifik uap keluar sudu gerak baris pertama

= 0,64705 m3/kg.

Tinggi masuk sudu pengarah diambil lebih besar 1,1 mm dari tinggi sudu

nosel baris pertama, sehingga :

lgb = l1 '' + 1,1 = 22,79 + 1,1 = 23,89 mm

Tinggi sisi keluar sudu ini akan sebesar:

Dalam perencanaan ini diambil tinggi sisi keluar sudu sebesar 29 mm

lgb'' = 29 mm

Tinggi sudu gerak sisi masuk baris kedua

l2' = lgb" + 2

l2' = 29 + 2 = 31 mm

Tinggi sudu gerak sisi keluar baris kedua


Gambar 4.1 Ukuran Nozel dan Sudu Gerak

Bahan nosel diambil dari baja yang sama dengan bahan sudu karena dari

kondisi uap yang masuk merupakan uap panas lanjut, sehingga material nosel

yang dipilih adalah baja krom nikel tahan karat AISI UNS NO.41400 dengan

tegangan tarik dan lentur total akibat gaya sentrifugal yang adalah sebesar 2137

kg/cm2, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman.

4.2.2 Lebar Sudu Gerak

Lebar sudu gerak berkisar 20 - 25 mm untuk turbin kapasitas menengah dan besar.

Dalam perencanaan ini ditetapkan lebar sudu gerak 20 mm. Besarnya jari- jari

busur dari profil sudu baris pertama dapat dihitung dengan persamaan :

Jari-jari busur sudu gerak baris kedua

Jari-jari busur sudu pengarah


4.2.3 Jarak bagi antara Sudu Gerak

Jarak antara masing-masing sudu pada sudu gerak turbin dapat dihitung dengan

persamaan :

Jarak bagi sudu-sudu gerak baris pertama

Jarak bagi sudu-sudu gerak baris kedua

Jarak bagi sudu-sudu pengarah

4.2.4 Jumlah Sudu

Jumlah sudu pada tingkat pengaturan dihitung dengan persamaan:

Pada sudu gerak baris pertama

Dimana :

d = diameter sudu rata rata tingkat pertama

t1 = jarak bagi sudu baris pertama

Pada sudu gerak baris kedua

Pada sudu pengarah


4.3 Kekuatan Sudu

Kekuatan sudu turbin cukup dihitung pada bagian-bagian yang terlemah,

dan bila pada bagian ini ternyata sudah aman, maka bagian yang lain akan lebih

aman. Besarnya tegangan tarik akibat gaya radial yang memiliki nilai terbesar

yaitu pada sudu gerak baris kedua, dapat dihitung dengan persamaan :

Dimana: n = putaran roda turbin = 5000 rpm

= massa jenis bahan sudu = 0,00785 kg/cm3

l"2 = tinggi sudu keluar baris ke dua = 3,476 cm

r = jari-jari rata-rata sumbu sudu = 67,3/2 = 33,652 cm

rs = jari-jari rata-rata plat penguat sudu

rs = r + 0,5 x l2"+ 0,5 x s ; (s = tebal selubung = 0,2 cm)

rs = 33,652 + 0,5 x 3,476 + 0,5 x 0,2 = 38,328 cm

ts = panjang setiap bilah selubung

ts =

(Dimana : lebar akar sudu untuk turbin kapasitas menenga adalah 30 40 mm,

diambil 30 mm.)

Fs = luas plat penguat sudu, dimana lebar selubung = 30 mm = 3 cm

= b x tebal selubung = 3 x 0,2 = 0,6 cm2


Tegangan tarik dan lentur total akibat gaya sentrifugal yang diizinkan

untuk baja krom nikel tahan karat AISI UNS NO.41400 adalah sebesar 2137

kg/cm2, jadi pemilihan bahan di atas sudah aman. Tegangan lentur akibat tekanan

uap dapat ditentukan dari persamaan berikut ini:

Besarnya gaya akibat rotasi pada sudu gerak baris ke dua adalah :

Pu1 = 1

uo

z.u.hG.427

(kg)

dimana:

hu = penurunan kalor yang dimanfaatkan dalam turbin(51,76 kkal/kg)

= derajat pemasukan parsial ( 0,4737 )

z1 = jumlah sudu pada baris kedua (191 buah)

u = kecepatan tangensial (176,09 m/det)

maka:

Gaya yang terjadi akibat perbedaan tekanan uap masuk dan keluar sudu didapat

dari persamaan :

Pa1 = l . t (P1 P2) kg

dimana :

l = tinggi sudu baris kedua

t = jarak antara sudu pada diameter rata rata

P1 = tekanan uap sebelum sudu

P2 = tekanan uap sesudah sudu

Pa1 = 34,76 x 1,34 (0,20 0,1) = 4,657 kg


Gaya yang bekerja akibat perbedaan momentum uap yang mengalir :

P a1 = ( )

1

u2u1o

z..gC-CG

(kg)

maka :

Sehinga besarnya resultan gaya (Po1) akibat tekanan uap dihitung dengan

persamaan :

Dengan menganggap Po1 konstan sepanjang sudu gerak baris kedua maka

momen lengkung yang terjadi (Mx1) adalah :

Mx1 = 2l.P 11 (kg.cm)

Dimana: P1 = Po1 cos = Po1 (karena = 0)

l1 = 2

356328 + = 342 mm = 34,20 cm

Sehingga :


Gambar 4.2. Gaya-gaya lentur pada Sudu

Tegangan lentur yang memiliki nilai terbesar terjadi disepanjang sudu

gerak 10, dapat dihitung dengan persamaan :

b = Mx1/Wy1 (kg/cm2)

dimana Wy1 = momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap y-y

= 0,16286 cm3 (table 4.1)

maka : b = 27,901/0,16286

b = 171,318 kg/cm2

Untuk turbin pemasukan penuh : b 380 kg/cm2, dengan demikian konstruksi

sudu yang direncanakan sudah aman.

Table 4.1 Momen perlawanan terkecil sudu relatif terhadap sudu y-y

No F e (F.e) (eo-e)2 F(eo-e)2

1 0,5065 0,33 0,617145 51,37879 26,02336

2 1,2311 0,83 1,021813 44,46089 54,7358

3 1,7838 1,33 2,372454 38,04299 67,86109

4 2,6897 1,83 4,922151 32,12509 86,40686


5 4,2032 2,33 9,793456 26,70719 112,2557

6 6,9121 2,83 19,56124 21,78929 150,6098

7 11,9904 3,33 39,92803 17,37139 208,2899

8 14,2559 3,83 54,59991 13,45349 191,7909

9 13,3556 4,33 57,82953 10,003559 134,0308

10 12,4552 4,83 60,15862 7,11769 88,65226

11 11,5549 5,33 61,58735 4,69979 54,30537

12 10,6303 5,83 61,97436 2,78189 29,57219

13 9,5261 6,33 60,30021 1,36399 12,99351

14 7,7518 7,33 52,94445 0,44609 3,457981

15 4,7474 34,79836 0,02819 0,133831

113,5937 521,9591 ly = 1221,119

4.4 Pembahasan Perhitungan Ukuran Cakram

Jenis cakram yang dipilih adalah jenis cakram konis, hal ini berguna untuk

mengurani tegangan-tegangan yang diinduksikan pada kelepak, yaitu tempat

cakram bertemu dengan hub. Tegangan radial akibat sesuaian paksa pada poros :

r0 = 50 kg/cm2.

Tegangan radial pada jari-jari r2 akibat gaya sentrifugal sudu-sudu dan pelek (rim)

adalah r2 = 1902,96 kg/cm2.

ro = jari-jari dalam cakram = 0,5 dp = 0,5 x 110 = 55 mm

r2 = jari jari luar cakram = (923/2)-(356/2) = 283,5 mm

r1 = jari jari hub = r2/2 = 283,5/2 = 141,75 mm


Y1 = tebal kaki cakram = 40 mm (ditetapkan)

Y = tebal cakram bagian atas = 12 mm (ditetapkan)

Y0 = tebal hub = 2.y1= 2 x 45 = 80 mm (ditetapkan)

Gambar 4.3. Penampang Cakram Kelepak Konis

Jari-jari konis sempurna (R pada gambar 4.3) dihitung dengan persamaan :

Tegangan lentur pada bagian cakram yang tipis pada jari-jari R = 18,0 cm

dihitung dengan persamaan :

u = g

U2 (kg/cm2)

Dimana :

U = 14836,5 cm/det (Kecepatan keliling pada jari-jari R)

= 0,00785 kg/cm3 (bobot spesifik bahan cakram)


Sehingga:

Tegangan pada bagian dalam cakram pada jari-jari r1 dihitung dari :

u = g

U12 (kg/cm2)

dimana:

Maka:

Untuk menghitung tegangan-tegangan pada bagian penting konis

cakram, dihitung dari persamaan :

a. Tegangan radial pada jari-jari r2

r2 = u . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2) ..... [4.1]

b. Tegangan radial dan tangensial pada kelepak (collar) jari-jari r1

r1 = u . p0 + A.p1 + B.p2 (kg/cm2) ..... [4.2]

t1 = u . q0 + A.q1 + B.q2 (kg/cm2) ..... [4.3]

A dan B adalah konstanta integrasi yang diperoleh dari kondisi batas, dan

p dan q adalah koefisien yang tergantung pada perbandingan r/R = x.


Untuk bagian hub:

a. Pada jari-jari r hub = r1

t1 = hub + (1-y1/y0). v. r1 (kg/cm2) ..... [4.4]

Dengan v koefisien pemampatan melintang = 0,3

b. Pada permukaan melingkar cakra pada jari-jari r0:

r0 = lo. u + l1o 0

1

yy

. r1 + l2o thub (kg/cm2) ..... [4.5]

Koefisien p0, p1, p2, q0, q1 dan q2 diperoleh dari kurvakurva yang

diberikan pada gambar 4.4.berikut :

Gambar 4.4. Berbagai Koefisien untuk Cakram Konis

Koefisien-koefisien untuk persamaan [4.1] diperoleh dari :

Diperoleh: p0 = 0,0814 ; p1 = 5,43 ; p2 = -0,29


Koefisien untuk persamaan [4.2] dan [4.3]:

X =075,33175,141 =

Rr

= 0,229

Diperoleh: p0 = 0,18 ; p1 =1,75 ; p2 = -12,1 ; q0 = 0,177 ; q1 = 1,65 ; q2 = 17,57

Koefisien - koefisien 1o, 11o, l2o dihitung dari ro/r hub = 112/14,175 = 0,7901 atau

rhub/r0 = 14,175/112 =1,2625, sehingga:

1o = 3,3/8 [0,7875 (r0/rhub)2 + 0,2125(rhub/r0)2]

1o = 3,3/8 [0,7875 (0,7901)2 + 0,2125(1,2625)2] = 0,2077

l1o = 0,5 [1 + (r0/rhub)2] (rhub/r0)2

l1o = 0,5 [1 + (0,7901)2] (1,2625)2 = 1,301

12o= -0,5 [1 - (r0/rhub)2] (rhub/r0)2

12o = -0,5 [1 - (0,7901)2] (1,2625)2 = -0,301

Dengan mensubstitusikan koefisien koefisien dan nilai numerik y1, yo

dan y ke persamaan [4.1 - 4.5] dengan bilangan yang belum diketahui pada sisi

kiri diperoleh:

1902,96 = 3118,76 x 0,058 + A x 7,2 + B(-0,17)

7,2 A 0,17 B = 1722,072 ..... [4.6]

r1 = 3118,76 x 0,165 + A x 2,27 + B(-2,62)

2,27 A 2,62 B - r1 = -514,595 ..... [4.7]

t1 =3118,76 x 0,172 + A x 2 + B x 6,16

2 A + 6,16 B - t1 = -536,427 ..... [4.8]

t1 = thub + (1- 80/160) 0,3 . r1

thub + 0,15r1 - t1 = 0 ..... [4.9]


-100 = 0,2077 x 572,83 + 1,301 x (80/160) . r1 + (-0,301). t hub

0,6505 r1 0,301thub = -218,977 ..... [4.10]

Persamaan diatas diselesaikan dengan jalan menghilangkan bilangan yang

tidak diketahui secara berurutan. Dengan membagi persamaan [4.10] dengan

0,301 dan menambahkannya ke persamaan [4.9] diperoleh :

2,31 r1 - t1 = -727,498 ..... [4.11]

Persamaan [4.8] dikurangkan dengan persamaan [4.11] diperoleh:

2 A + 6,16 B 2,31 r1 = - 191,071 ..... [4.12]

Dengan membagi persamaan [4.12] dengan 2,31 dan mengurangkannya dari persamaan [4.7] diperoleh:

1,404 A +(-5,287) B = -431,88 ..... [4.13]

A dan B dapat dihitung dari persamaan [4.6 - 4.13] :

7,2 A 0,17 B = 1722,072

1,404 A - 5,287 B = - 431,88

diperoleh : A = 242,627 B = 146,118

Maka tegangan tegangan r1, t1, thub dan rhub dapat dihitung:

r1 = 3118,76 x 0,165 + 242,627 x 2,27 + 146,118 x (-2,62)

= 682,530 kg/cm2 (dari persamaan [4.7])

t1 = 3118,76 x 0,172 + 242,627 x 2 + 146,118 x 6,16


t hub = 1921,768 0,15 x 682,530



Tegangan pada permukaan-permukaan silindris pada jari-jari hubr adalah

seragam,maka :

rhub = 1r0

1 .yy

= 530,68216080

= 341,265 kg/cm2.

Jenis baja yang digunakan untuk konstruksi cakram turbin tergantung pada

besarnya tegangan yang dialami dan kondisi operasi yang dibagi menjadi

3 kategori seperti terdapat pada tabel 4.2 berikut ini:

Tabel 4.2 Sifat sifat Baja yang digunakan pada pembuatan cakram

Kategori Cakra

Tegangan Ultimate, kg/mm2

Titik serah, kg/mm2

Perpanjangan relatif, %

Pengecilan luasan relatif, %

Kelentingan spesifik, kg.m/cm2

Kekerasan Brinell, kg/mm2

I 63 32 17 35 4 170 207

II 75 40 17 35 4 187 223 III 90 75 15 35 3 289 321

Tegangantegangan yang diizinkan untuk masingmasing hal ditentukan

dengan memperhatikan sifatsifat fisis baja maupun temperatur operasi cakra

yang direncanakan. Umumnya tegangan-tegangan yang diizinkan tidak pernah

lebih dari 0,4 kali tegangan titik serah bahan pada temperatur yang direncanakan.

Dari hasil perhitungan tegangan-tegangan pada bagian-bagian yang

penting untuk cakram yang direncanakan, bahan yang dipakai dipilih dari kategori

I dimana titik serahnya: 63 kg/mm2 (6300 kg/cm2).


Dan tegangan yang diizinkan adalah:

max = t1 0,4 x 7500

t1 = 1921,786 2520 kg/cm2

Sehingga desain cakram ini sudah memenuhi.

4.5 Perhitungan putaran kritis

Putaran kritis adalah putaran permenit yang secara numerik berimpit

dengan frekuensi alami getaran poros. Secara teoritis putaran kritis menyebabkan

lendutan poros cenderung untuk memperbesar sampai ke tak hingga. Jadi

pengoperasian pada putaran kritis haruslah dihindari ,untuk menghitung putaran

kritis harus menghitung terlebih dahulu pembebanan yang terjadi pada poros.

Pembebanan yang dimaksud adalah pembebanan statis yang disebabkan berat

cakram, sudu gerak, dan berat poros itu sendiri. Berat cakram pada baris kedua

dapat dihitung melalui persamaan berikut ini :

Berat sudu gerak :

Berat sudu gerak baris 1

wsg1 = . F . l1 . z1

Dimana :

F = luas penampang sudu = 1,135 cm2

l1 = tinggi sudu gerak rata-rata = 2,039 cm2

z1 = jumlah sudu gerak = 159 buah

= berat spesifik bahan sudu, 0,00785 kg/cm3


maka : wsg1 = 0.00785 x 1,135 x 2,039 x 159 = 2,888 kg,

Berat sudu gerak baris 2

wsg2 = . F . l2 . z2

Dimana :

F = luas penampang sudu = 1,135 cm2

l2 = tinggi sudu gerak rata-rata = 3,288 cm2

z2 = jumlah sudu gerak = 191 buah

= berat spesifik bahan sudu, 0,00785 kg/cm3

maka : wsg2 = 0.00785 x 1,135 x 3,288 x 191 = 5,595 kg,

Berat cakram :

Dimana :

R = jari-jari cakram tertular = 39,29 cm

r2 = jari-jari cakram sampai pelek (rim) = 13,15 cm

r1 = jari-jari cakram sampai kelepak = 9 cm

y = tebal cakram pada jari-jari r2 = 1,2 cm

y1 = tebal cakram pada jari-jari r1 = 4,5 cm

y0 = tebal cakram pada jari-jari r0 = 8 cm

maka :


Berat poros, WP

Dimana : dp = diameter poros = 104,779 mm = 10,477 cm

= bobot spesifik bahan = 0,00785 kg/cm3

l = panjang poros = 100 cm

Maka bobot pada poros sebesar (w0) :

W0 = (Wsg1 + Wsg2) + Wck + Wp

W0 = (2,888 + 5,595) + 191,51 + 67,641

W0 = 267,634 kg

Sebelum menghitung putaran kritis poros terlebih dahulu ditentukan:

a. Modulus elastisitas poros E = 2,1 x 106 kg/cm2

b. Mencari reaksi pada bantalan

Gambar 4.5 Pembebanan pada Poros

80 24

Satuan cm

22

Wp

100

Fcr F10 22

25

RA RB


MA = 0 ;

Wck(60) + WP(50) RB(100) = 0

191,51(60) + 135,282(50) RB(100) = 0

RB = 250,188 kg

Fy = 0 ;

RA + RB (Wck + Wp) = 0

RA + 250,188 (191,51 + 135,282) = 0

RA = 76,604 kg

c. Momen inersia untuk poros, dicari dengan persamaan :

d. Defleksi pada poros ditentukan dengan :

Selanjutnya ditentukan:

Fiyi = Wp. 1 + Wck . 2

= 135,28 x 0,002276 + 191,51 x 0,00699

= 2,9852 kg.cm

Fiyi2 = 135,28 x 0,0022762 + 191,51 x 0,006992 = 0,01005 kgcm2


Maka Putaran kritis diperoleh dengan persamaan :

Sehingga besarnya perbedaaan putaran kritis dengan putaran normal turbin,

diperoleh :

Dari praktek ternyata, bila putaran kritis berbeda dengan putaran

normal sebesar 15 sampai 20 %, dapat dipastikan bahwa turbin sudah berada

dalam operasi yang aman, akan tetapi kebanyakan pabrik pembuat turbin

memakai kepesatan operasi normal lebih tinggi atau lebih rendah daripada

kepesatan kritis sebesar 30 % sampai 40%.

4.6 Roda Gigi

Oleh karena putaran poros turbin melebihi putaran maksimum generator

dimana putaran poros turbin yang besarnya 5000 rpm dan putaran yang dihasilkan

generator sebesar 1500 rpm maka digunakan roda gigi reduksi dengan demikian

perbandingan kecepatannya adalah : i = 5000/1500 = 3,33. Untuk menghindari

terjadinya beban kejut dan getaran yang besar akibat dari tingginya putaran yang

disuplai dari poros turbin maka roda gigi yang dipilih adalah roda gigi miring,

dimana pasangan roda gigi jenis ini mempunyai kontak yang halus, dan getaran

yang dihasilkan rendah, dan kontak tiap giginya lebih luas dibanding roda gigi

jenis lain. Dari pertimbangan diatas maka roda gigi yang direncanakan adalah

roda gigi miring tersusun seperti gambar berikut :


Gambar 4.6 Roda gigi miring

Untuk sebuah rangkaian roda gigi tersusun, rasio kecepatan ditulis :

327,32

1

1

2 ===nn

ZZi

Dalam hal ini direncanakan z1 = 21, sehingga :

Z2 = i2 22 = 3,327 22 = 70 buah

Harga-harga yang ditetapkan

m (modul) = 6 mm

n ( sudut tekan pada bidang normal) = 20

(sudut kemiringan gigi) = 30

Sudut tekan, (t) = tan-1(tan n/cos)

= tan-1(tan 20/cos30)

= 22,8

Jarak bagi lingkar (P) :

P = m (mm)

P = (6) = 18,84 mm


Jarak bagi lingkaran dari bidang normal (Pn) :

Pn= P cos

Pn= 18,84 cos 30 = 16,31mm

Diameter picth untuk pinion (D1) :

D1 = m z1 D1 = 6 21 =126 mm

Diameter picth untuk roda gigi 2 (D2) :

D2 = m . z2

D2 = 6 70 = 420 mm

Tinggi gigi (H)

H = 2m + ck

Dimana ck = 1,5

maka H = 2(6) + 1,5

H = 13,5 mm

Diameter lingkaran kepala

Dk1 = (Z1 + 2) m

Dk1 = (21 + 2) 6

Dk1 = 138 mm

Dk2 = (Z2 + 2) m

Dk2 = (70 + 2) 6

Dk2 = 432 mm

Kecepatan tangensial u pada diameter pitch untuk pinion adalah :

u = D1 n/60

u = (0,126) 5000/60

u = 32,98 m/det


Gaya tangensial yang dipikul roda gigi pinion (Ft) adalah :

kguN

F efft

=102

Dimana : Neff (daya efektif yang dihasilkan poros turbin) = 1405,72 KW

Maka :

Sehingga :

Gaya radial pada roda gigi (Fr)

Fr = Ft tan t

= 4347,587 tan 22,8

= 1827,557 kg

Gaya aksial pada roda gigi (Fa)

Fa = Ft tan

= 4347,587 tan 30

= 2510,08 kg

Gaya total (F)


Dalam pemilihan bahan roda gigi, baja adalah bahan yang memuaskan

karena mempunyai kekuatan yang tinggi. Bahan roda gigi dibuat dari baja paduan

dengan kekerasan kulit SCN 21 dengan tegangan lentur yang diizinkan a = 40

kg/mm2, tegangan tarik B = 80 kg/mm2 . Besarnya tegangan lentur yang

diizinkan persatuan lebar sisi Fb dihitung dari persamaan :

Fb = a . m . Y . fv ( kg/mm)

Dimana :

m = modul roda gigi = 6 mm

Y = faktor bentuk gigi = 0,327

fv = faktor dinamis, untuk u = 20 50 mm

= u+5,5

5,5

= 97,325,5

5,5+

= 0,5

Sehingga :

Fb = (40) (6) (0,327) (0,5)

Fb = 39,24 kg/mm

Maka lebar roda gigi (b) :

b = Ft/Fb = 3709,219/39,24 = 80,26 mm

Tegangan tarik yang timbul pada roda gigi adalah :

Dari persamaan diatas diperoleh B b, dengan demikian kostruksi roda gigi

aman terhadap tegangan tarik dan beban lentur yang terjadi.


4.7 Bantalan dan Pelumasan

Bantalan merupakan bagian utama dari elemen mesin sehingga dalam

pemilihannya harus dipertimbangkan peranannya. Bantalan yang dipakai pada

rancangan ini adalah bantalan luncur, mengingat beban yang dialami cukup besar

dan putaran yang tinggi. Bantalan disuplai dengan minyak pelumas yang biasanya

pada tekanan 0,4 sampai 0,7 atm pengukuran (gauge). Ruang bebas disediakan

diantara poros dan permukaan bantalan untuk dapat memberi tempat bagi lapisan

minyak pelumas. Secara umum bantalan luncur dapat digambarkan sebagai

berikut :

Gambar 4.7 Bantalan Luncur

Pendesainan bantalan ini dilaksanakan menurut metode yang disarankan

oleh M.I. Yanovsky untuk bantalan luncur 1800. Jenis bantalan yang digunakan

adalah bantalan radial (journal bearing).

Untuk ruang bebas a dan b dipilih sesuai dengan diameter poros. Ruang bebas

yang diperbolehkan untuk bantalan luncur yang didasarkan pada data operasi

turbin uap diberikan pada tabel 4.7 berikut :


Tabel 4.3 Ruang bebas yang diperbolehkan untuk bantalan luncur

Ruang bebas a dan b dipilih sesuai dengan diameter poros (Tabel 4.3),

dengan interpolasi didapat harga a untuk diameter 224 mm yang dipilih untuk

bantalan dengan lapisan logam putih (a = 0,15 mm dan b = 0,25 mm).

Gambar 4.8 Dudukan poros pada bantalan pada berbagai kecepatan

Perbandingan d/L biasanya diandaikan sebesar 1 sampai 1,2 akan tetapi

untuk bantalan yang dibebani dengan beban yang berat, nilai-nilai yang lebih

besar dapat dipakai (diambil 2).

L = d/1,2 = 100/1,2

L = 83,33 mm.

Gaya tangensial yang terjadi pada poros sebesar :


Beban pada poros sebesar :

W = berat poros + berat cakram

W = (135,282 + 191,51)kg = 326,792 kg

Maka gaya radial sebesar :

Koefisien (kriteria beban) bantalan diperoleh dari persamaan :

( )

..

2

uLd

aFrv =

Dimana : Fr = beban bantalan = 3909,681 kg

L = panjang permukaan bantalan = 83,33 mm

u = kecepatan keliling permukaan poros

= viskositas rata-rata minyak pelumas = 0,3 x 10-6 kg.det/cm2

(untuk minyak jenis TZOUT (GOST 32-53))

maka :

Besar harga koefisien x diperoleh dari gambar 4.9. Untuk bantalan luncur

= 1800 dan harga = 1,2 diperoleh x = 0,565


Gambar 4.9 Grafik koefisien v (kriteria beban)

Koefisien gesek f untuk bantalan dapat dihitung dengan menggunakan

data-data pada gambar 4.10. Untuk bantalan luncur = 1800 dan harga = 1,2

dan x =0,72, diperoleh s = 3,775

Gambar 4.10 Grafik untuk menentukan koefisien s

maka :

Kerja untuk melawan gesekan :


Dengan mengabaikan kerugian akibat radiasi, maka jumlah minyak yang

dibutuhkan untuk menyerap kalor yang timbul akibat gesekan pada bantalan akan

sebesar : ).(.

.60

12 ttCQq x

=

Dimana : = bobot spesifik pelumas (0,92 kg/ltr)

C = kapasitas termal rata-rata minyak pelumas (0,4 kkal/kg0C)

t1 = temperatur minyak pada sisi masuk, diandaikan (35 45)0C.

untuk perencanaan ini diambil 400C.

t2 = temperatur minyak pada sisi keluar

t2 = t1 + (10 45)0C.

Temperatur minyak pada sisi keluar dari bantalan tidak boleh lebih dari

600C, karena pada temperatur yang lebih tinggi kualitas minyak pelumas menurun

dengan cepat yang menjadi tidak dapat dipakai lagi untuk pemakaian selanjutnya

maka ditetapkan, t2 = 520C.

maka :

4.8 Rumah Turbin

Stator turbin mempunyai bentuk yang rumit, perhitungan yang tepat untuk

dinding silinder akan menjadi sangat sulit. Dengan mengabaikan pengaruh

dinding samping, rusuk-rusuk pengukuh, flens, variasi tekanan dan temperatur

menurut panjangnya dan lain-lain, kita dapat mengandaikan silinder itu berbentuk

drum.


Dalam hal ini gaya-gaya yang bekerja pada dinding stator dapat

dinyatakan dengan rumus :

2PD

t

=

Dimana: D = diameter dalam silinder = 80 cm

P = Tekanan pengukuran gauge uap masuk nosel = 19 kg/cm2

= tebal dinding selider, ditetapkan 3 cm

Maka :

Silinder untuk turbin kapasitas kecil dan menengah biasanya terbuat dari

besi cor kelabu JIS G 5501 FC20 dengan tegangan tarik b = 20 kg/mm2 atau

2000 kg/cm2 dan nilai faktor keamanan k = 4 (diambil) sehingga :

b izin = 2000/4 = 500 kg/cm2

dengan demikian :

b izin > , maka konstruksi ini aman


BAB V

SISTEM PENGATURAN TURBIN

5.1 Pengaturan Putaran Turbin

Untuk pembangkit listrik yang saling berhubungan dengan pembangkit

lainnya, keseluruhan pembangkit harus sikron dengan yang lainnya. Untuk

mendapatkan sinkronisasi frekuensi dan gelombang sinusoida harus sama, maka

untuk mendapatkan frekuensi yang tetap maka putaran harus konstan.

Daya turbin uap ditentukan berdasarkan jumlah massa uap dan tekanan

atau suhu uap masuk turbin. Perubahan daya turbin akibat perubahan variasi

tekanan yang tidak konstan yang menyebabkan putaran turbin berubah. Putaran

turbin akan dapat dijaga konstan dengan mengatur jumlah massa aliran uap

memasuki turbin dengan menggunakan katub regulator (katup pengatur).

5.2 Governor

Turbin uap dijalankan dan dihentikan berturut-turut dengan membuka

penuh dan menutup rapat katup penutup uap. Kemudian mengatur jumlah uap

masuk nozel turbin dilaksanakan dengan mengatur pembukaan katup pemasukan

uap. Besarnya pembukaan katup pemasukan uap dikendalikan oleh alat yang

dinamai governor.

Jenis governor yang dipakai pada turbin uap ada dua macam yaitu :

1. Governor pengatur kecepatan, yaitu diperlukan apabila kecepatan harus

konstan, misalnya pada turbin penggerak arus bolak balik.


2. Governor pengatur tekanan, yaitu digunakan pada turbin dimana sebagian

tekanan uap yang diekstraksikan (keluar dari turbin untuk suatu proses) harus

diusahakan konstan.

Jenis governor yang dipakai pada rancangan ini adalah jenis governor

pengatur kecepatan.

Gambar 5.1 Governor pengaturan putaran turbin

Keterangan Gambar :

1. Selonsong 2. Pompa minyak 3. Roda gigi reduksi

4. Katup pengatur 5. Piston 6. Servomotor

7. Piston 8. Katup pandu/distribusi 9. Pengatur sentrifugal

10. Bak minyak.


5.3 Analisa Pengatur Sentrifugal

Gambar 5.2 Pengatur Sentrifugal

Dengan meningkatnya kepesatan (putaran) poros, maka bobot m akan

terlempar keluar akibat pengaruh dari gaya sentrifugal. Hal ini menyebabkan

posisi bobot m akan berubah pada suatu titik tertentu dan juga selongsong akan

berpindah keatas dimana selongsong tersebut dihubungkan dengan tuas

penghubung yang berhubungan dengan katub pengatur.

Adapun analisa gaya yang terjadi sebagai berikut :


Gambar 5.3 Analisa gaya pada pendulum

Dari gambar tersebut diperoleh persamaan :

T sin = Fs

T cos = m g

T = cos

mg

cosmg sin = Fs

Adapun besarnya gaya sentrifugal yang terjadi sebesar :

rmFs 2=

Dimana :

Fs = Gaya sentryfugal

m = massa bobot

= kecepatan sudut


602 n = ( n = putaran)

r = l sin 1 = jari-jari rotasi

Maka persamaan diperoleh :

cosmg sin = Fs

cosmg sin = m 2 l sin

Cos = l

g2

= arc cos l

g2

Jika diambil perbandingan reduksi (i = 1,5) maka diperoleh putaran pengatur

sentrifugal saat kondisi normal sebesar :

n1 = n0 i

n1 = 5000 (1,5)

n1 = 7500 rpm

Pada saat putaran turbin tidak konstan putaran diandaikan sebesar n2 = 8500 rpm

(putaran turbin meningkat) dan n3 = 4000 rpm (putaran turbin menurun) dan

panjang l dan p ditetapkan sebesar 30 cm dan 40 cm.

Untuk memperoleh sudut dihitung dengan menggunakan aturan sinus yaitu :

sinsinpl

=

pl sinsin =

pl sinarcsin=


Tabel 5.1 Besarnya kecepatan sudut rotasi () dan sudut , ,

No n(rpm) = 602 n

(rad/det) = arc cos l

g2

p

l sinarcsin= = 180 - (+)

1

2

3

7500

8500

4000

785

889,67

418,67

89,9969

89,9976

89,9993

48,5903

48,5903

48,5903

41,4126

41, 4115

41,418

Untuk mencari panjang k1, k2, k3 dihitung dengan menggunakan aturan cosinus

yaitu :

k12 = l2 + p2 2 (l)(p) cos 1

k12 = (30)2 + (40)2 2 (30)(40) cos 41,4126

k1 = 26,46 cm

k22 = l2 + p2 2 ( l )( p) cos 2

k22 = (30)2 + (40)2 2 (30)(40) cos 41,4115

k2 = 26,47 cm

k32 = l2 + p2 2 ( l )( p) cos 3

k32 = (30)2 + (40)2 2 (30)(40) cos 41,418

k3 = 26,48 cm

Maka besarnya selongsong yang berpindah sejauh :

untuk putaran naik dari 8550 rpm hingga 9500rpm

z2 = k2 k1

z2 = 26,47 26,46 = 0,01 cm


Untuk putaran turun dari 8550 rpm hingga 4000 rpm

z1 = k3 k2

z1= 26,48 26,47 = 0,01 cm

Maka dapat disimpulkan bahwa besarnya perpindahan katup pengatur

tergantung pada besarnya putaran yang terjadi dan panjang lengan.

5.4 Sistem Pengaturan Tidak Langsung

Gambar 5.1 menunjukan salah satu metode pengaturan tidak langsung

(indirect method of governing) yang memakai servomotor jenis piston.

Pada kondisi operasi konstan, piston pada katup pandu dan servomotor

menempati kedudukan pada pertengahan jarak perpindahannya, yang baik lubang

masuk maupun lubang keluar katup pandu yang menghubungkan katup pandu itu

dengan servomotor adalah dalam keadaan tertutup. Katup pengatur untuk kondisi

ini juga menempati kedudukan tetap tertentu.

Setiap perpindahan selongsong pengatur kepesatan sentrifugal akan

menyebabkan perpindahan piston (7). Sejalan dengan arah perpindahan piston,

minyak bertekanan dari pompa minyak memasuki salah satu dari kedua ruang K

dan K1 pada servomotor. Bila minyak memasuki bagian atas, yakni ruang K,

katup pengatur akan mulai menutup dan mengurangi jumlah aliran uap melalui

turbin (daya yang dihasilkan oleh turbin akan berkurang). Pada waktu yang

bersamaan minyak dari ruang K1 mulai mengalir keluar melalui lubang katub

pandu dan masuk kedalam bak minyak. Sebaliknya jika minyak bertekanan

memasuki ruang K1 proses berlawanan akan diperoleh yang akan membuka katup

pengatur sehingga uap yang masuk keturbin semakin besar.


5.5 Cara kerja Governor

a. Bila beban turbin turun

Setelah beban turbin menurun maka kepesatan putar poros turbin akan

meningkat. Bobot pengatur sentrifugal akan terlempar kearah luar akibat kenaikan

gaya sentrifugal. Kemudian selongsong akan berpindah keatas yang bersama-

sama dengannya titik b akan berpindah juga, yang dikopel dengan piston (7)

relative terhadap titik putar c pada tuas ac. Ruang servomotor K sekarang

terhubung dengan ruang tengah katup pandu dan minyak bertekanan mulai masuk

kedalam bagian atas selinder utama K servomotor. Katup pengatur mulai menutup

dan saat bersamaan minyak dari bagian bawah selinder utama dikeluarkan kebak

minyak. Titik putar c tuas ac sekarang mulai bergerak kebawah, tuas ac yang

beroperasi pada titik a sebagai pusat putar dan pada proses tersebut memindahkan

piston (7) kebawah bersama-sama dengannya. Segera setelah piston menempati

posisi tengah awalnya pemasukan minyak keruang K dihentikan dan katup

pengatur menempati kedudukan yang baru. Jumlah uap yang mengalir ke turbin

akan berkurang sehingga daya yang dihasilkan akan menurun.

b. Bila beban turbin naik

Bila beban turbin naik maka kepesatan putar poros turbin akan menurun.

Bobot pengatur sentrifugal akan terlempar kearah dalam akibat gaya sentrifugal

yang kecil. Kemudian selongsong akan berpindah bawah yang bersama-sama

dengannya titik b akan berpindah juga, yang dikopel dengan piston (7) relative

terhadap titik putar c pada tuas ac.


Ruang servomotor K1 sekarang terhubung dengan ruang tengah katup

pandu dan minyak bertekanan mulai masuk kedalam bagian atas selinder utama

K1 servomotor. Katup pengatur mulai membuka dan saat bersamaan minyak dari

bagian bawah selinder utama dikeluarkan ke bak minyak. Titik putar c tuas ac

sekarang mulai bergerak keatas, tuas ac yang beroperasi pada titik a sebagai pusat

putar dan pada proses tersebut memindahkan piston (7) keatas bersama-sama

dengannya. Segera setelah piston menempati posisi tengah awalnya pemasukan

minyak ke ruang K1 dihentikan dan katup pengatur menempati kedudukan yang

baru. Jumlah uap yang mengalir ke turbin akan meningkat sehingga daya yang

dihasilkan akan meningkat juga, dan putaran turbin akan normal kembali.


BAB VI

KESIMPULAN

Dari perhitungan-perhitungan yang dilakukan, maka dapatlah dibuat

beberapa kesimpulan, yaitu :

6.1. Spesifikasi Turbin Uap

1. Tekanan uap masuk : 20 bar

2. Temperatur uap masuk turbin : 260 0C

3. Tekanan uap keluar turbin : 3 bar

4. Daya turbin : 1460,527 kW

5. Jenis turbin : Turbin implus

6. Laju aliran massa uap : 7,022 kg/det

7. Putaran Turbin : 5000 rpm

6.2. Dimensi Bagian Utama Turbin

a. Poros

1) Diameter : 120 mm

2) Panjang : 100 cm

3) Bahan : JIS 4102 SNC 21

b. Nozel

1) Jenis : Konvergen-divergen

2) Tinggi : 16 cm

3) Jumlah : 20 buah

c. Cakram

1) Jari-jari dalam cakram : 55 mm

2) Jari-jari luar cakram : 283,5 mm


d. Sudu Gerak

1) Sudu gerak baris pertama

a) Jumlah : 159 buah

b) Tinggi sisi masuk : 18 mm

c) Tinggi sisi keluar : 22,79 mm

2) Sudu gerak baris kedua


b) Tinggi sisi masuk : 31 mm

c) Tingi sisi keluar : 34,76 mm

3) Sudu pengarah


b) Tinggi sisi nmasuk : 23,89

c) Tinggi sisi keluar : 29 mm

e. Bantalan dan pelumasan

1) Jenis : Bantalan luncur

2) Diameter dalam : 110

3) Panjang : 83,33

4) Minyak pelumas : TZOUT(GOST32-53)

5) Viskositas : =0,3 .10-6 kg.det/cm2


Chapter III-VI_perencanaan PLTU

Documents