284-anjar-pengembangan turbin air type cross

Pusat Penelitian Informatika - LIPI

Kedeputian Ilmu Pengetahuan Teknik 1

PENGEMBANGAN TURBIN AIR TYPE CROSS-FLOW DIAMETER RUNNER 400 MM

Anjar Susatyo Pusat Penelitian Tenaga Listrik Dan Mekatronik

Lembaga Ilmu Pengetahuan Indonesia

ABSTRAK

Pengembangan turbir Air merupakan kegiatan penelitian guna mendapatkan suatu

prototype turbin dengan desain yang kokoh dan handal. Pada kegiatan ini di rancang

turbin type cross-flow dengan diameter runner 400mm.

Pada perancangan ini dilakukan tahap perrhitungan hidrodinamik untuk mendapatkan

dimensi turbin khususnya dibagian runner. Dari hasil perhitungan ini dirancang

konstruksi runner secara keseluruhan dan dianalisa tegangan pada beban maksimal.

Setelah seluruh bagian di rancang dalam bentuk gambr desain selanjutnya dibuat

prototype.

PENDAHULUAN

Latar Belakang

Pengembangan turbir kompatibel merupakan kegiatan penelitian guna mendapatkan suatu

prototype turbin dengan desain yang kokoh dan handal. Pada kegiatan ini di rancang turbin

type cross-flow dengan diameter runner 400mm.

Kegiatan ini sangat penting mengingat potensi tenaga air tersebar hampir di seluruh

Indonesia dan diperkirakan mencapai 75.000 MW, sementara pemanfaatanya baru sekitar

2,5% dari potensi yang ada. Untuk memenuhi kebutuhan listrik daerah pedesaan yang

belum terjangkau oleh PLN, dan mengingat tenaga air merupakan salah satu potensi

sumber energi yang cukup besar namun dan pemanfaatannya masih di bawah potensinya,

maka penerapan PLTMH merupakan alternatif yang paling baik. Pembangkit Listrik

Tenaga Mikrohidro (PLTMH) telah dikembangkan diberbagai daerah pedesaan di

Indonesia. Pertimbangannya adalah karena PLTMH beranjak dari konsep :

Pemanfaatan sumber daya alam yang terbarukan.

Bandung, 29 30 Juli 2003

2 Pemaparan Hasil Litbang 2003

Pemanfaatan energi air yang terbuang agar dapat dilakukan penghematan sumber energi lainnya seperti minyak bumi.

Peningkatan perekonomian dipedesaan.

Turbin cross-flow merupakan turbin impuls dengan tipe aliran radial. Awal pengembangan

turbin cross-flow (turbin banki) di Nepal didasarkan pada teori profesor Donat Banki yang

mempatenkan konsepnya sekitar tahun 1920. Turbin cross-flow sekarang ini sudah jarang

dipakai dan digantikan oleh turbin-turbin yang lebih modern seperti turbin Pelton, Francis

atau pun Kaplan. Tetapi bagaimanapun juga, turbin cross-flow mempunyai keunggulan-

keunggulan tersendiri yang tidak dimiliki turbin jenis lain.

Tujuan kegiatan

Tujuan kegiatan ini adalah mendapatkan suatu protipe turbin type cross-flow dengan

desain kokoh dan handal dengan diameter runner 400mm.

Metodologi

Metodologi penelitian yang dilakukan adalah:

Perhitungan hidrodinamik dari turbin.

Perhitungan konstruksi turbin.

Gambar desain turbin

Pembuatan prototype turbin

TEORI DASAR

Untuk mempelajari lebih jauh tentang turbin cross flow, ada beberapa hal dasar yang harus

dipahami lebih dahulu. Hal-hal tersebut menyangkut kondisi aliran, persamaan-persamaan

dan hubungan-hubungan dasar yang diperlukan dalam pembahasan turbin cross flow. Dan

yang juga sangat penting adalah perilaku aliran pada sudu-sudu roda turbin yang dapat

diketahui dengan mempelajari segitiga kecepatan,, baik saat masuk maupun keluar roda

turbin.

Aliran Pada Kondisi Tunak (steady state)

Aliran akan berada pada kondisi steady jika hubungan antara dua harga kecepatan yang

diamati pada titik yang berbeda bernilai konstan. Pada gambar 2.1, laju aliran fluida

melalui dua penampang A dan B besarnya sama. Aliran air dari tangki dengan tinggi



permukaan air yang konstan yang terletak lebih tinggi, melalui suatu pipa ke titik yang

posisinya lebih rendah adalah konstan. Jika luas penampang pipa keluaran diubah

besarnya, maka aliran akan mencapai kondisi steady setelah tercapai kondisi

kesetimbangan yang baru.

Gambar 2.1. Aliran pada kondisi tunak

Persamaan Kontinuitas

Jika laju aliran fluida Q (m3/s) melalui suatu penampang A (m2) dengan kecepatan seragam

V (m/s) pada setiap titik, maka persamaan kontinuitas akan dipenuhi pada kondisi steady :

Q = A.V = konstan ( 2.1 )

Pemilihan luas penampang A harus tegak lurus terhadap arah aliran fluida. Untuk

kepentingan praktis, ini adalah kasus dimana luas penampang tegak lurus terhadap axis

dari suatu pipa saluran.

Persamaan Bernoulli

Energi yang mengalir di setiap elemen suatu aliran fluida tersusun atas tiga komponen :

a. Energi Potensial, besarnya W . h

dimana W (kgm/s2) adalah berat cairan dan h adalah jarak tegak lurus atau head di atas

suatu titik referensi.

b. Energi Tekanan , besarnya pW .

dimana p adalah tekanan (N/m2) dan adalah kerapatan fluida (kg/m3) atau dengan kata lain p / adalah head tekanan

c. Energi Kinetik (kecepatan) , besarnya gVW

2. 2

yang diperoleh dari head kecepatan g

V2

2

, (hukum Toricelli, c = gh2 ),



dimana g (m/s2) adalah konstanta gravitasi dan W adalah berat fluida.

Sehingga head energi yang terkandung dalam 1 kg fluida adalah :

He = h + p +

gV2

2

+ g

c2

2

(mkg/kg) ( 2.2 )

Untuk keperluan praktis dari studi tentang aliran, kita bisa mengasumsikan bahwa semua

elemen fluida mengandung jumlah energi yang sama di entry point hingga ke sistem yang

diamati, sehingga persamaan (2.2) berlaku untuk seluruh sistem. Jika tidak ada energi yang

dimasukkan atau diambil ke dalam sistem,

maka : h + p +

gV2

2

= konstan ( 2.3 )

Persamaan (2.3) dikenal dengan Persamaan Bernoulli, yang menyatakan bahwa tidak ada

energi yang hilang pada sistem aliran saat steady state untuk fluida yang bebas gesekan

(inviscid fluid).

Untuk h = konstan dan untuk aliran tegak lurus dengan luas penampang referensi :

p +

gV2

2

= konstan ( 2.4 )

Dari persamaan (2.4) bisa disimpulkan bahwa titik yang bertekanan rendah, kecepatannya

akan tinggi, dan sebaliknya. Pada suatu pipa saluran yang luas penampangnya secara

kontinyu mengecil, sedemikian hingga kecepatan aliran naik secara proporsional,

berdasarkan persamaan (2.1), dengan penurunan luas penampang, maka tekanan akan

turun secara kontinyu. Tetapi jika kecepatan fluida naik terlalu tinggi akan mengakibatkan

penurunan tekanan secara berlebihan sehingga menyebabkan pemisahan fluida. Pada

situasi seperti ini akan terbentuk gelembung-gelembung uap sesaat setelah tekanan fluida

turun hingga lebih rendah daripada tekanan jenuhnya. Fenomena ini dikenal dengan nama

kavitasi dan biasanya disertai dengan suara-suara yang ditimbulkan oleh gelembung-

gelembung uap air yang membentur dinding saluran.

TEORI DASAR TURBIN CROSS-FLOW

Turbin cross-flow terdiri dari dua bagian utama, nosel dan roda turbin. Roda turbin terbuat

dari dua piringan lingkaran yang disatukan pada rim oleh sudu-sudu. Nosel yang

mempunyai penampang persegipanjang, memancarkan air masuk memenuhi seluruh lebar



turbin dengan sudut absolut 160. Air membentur sudu (gambar 3.1), mengalir melalui

sudu, dan meninggalkan sudu melalui suatu ruangan kosong antara rim sebelah dalam lalu

masuk kembali ke rim di sisi yang lain kemudian akhirnya keluar.

Lintasan Pancaran Air (jet) Melalui Turbin

Dengan asumsi bahwa pusat pancaran air masuk roda turbin pada titik A (gambar 3.1)

dengan sudut absolut 1 , maka kecepatan air keluar nosel adalah : C1 = C (2gH)0.5 ( 3.1 )

dimana : C1 = kecepatan absolut air

H = head pada titik acuan

C = koefisien nosel

Kecepatan relatif air pada sisi masuk, w1, bisa diketahui jika kecepatan tangensial pada sisi

masuk tersebut, u1, diketahui. Sudut yang dibentuk oleh kecepatan relatif dengan kecepatan

absolut dinamai sudut relatif , 1. Untuk mencapai efisiensi maksimum , sudut sudu harus sama dengan 1. Hal yang sama berlaku pada sisi keluar rim. Jika AB merepresentasikan sudu, maka kecepatan relatif air keluar dari rim, w2 membentuk sudut 2 terhadap kecepatan tangensial , u2 , dan kecepatan absolutnya dapat ditentukan dari w2, 2 , dan u2. Sudut antara kecepatan absolut tersebut dengan kecepatan tangesial adalah 2 .

Gambar 3.1 Lintasan air melalui turbin



Dengan asumsi tidak ada perubahan kecepatan absolut, maka titik C, melalui mana air

masuk lagi ke rim bisa ditentukan. Kecepatan absolut c2 di titik ini menjadi c1 dan

lintasan absolut air melalui sudu CD, dari titik C ke titik D bisa diketahui dengan pasti.

Sehingga :

1 = 2 1 = 2 1 = 2

karena semuanya merupakan sudut-sudut yang saling berkaitan pada sudu yang sama.

Gambar 3.2 Aliran air dalam roda turbin saling berinterferensi

Terlihat bahwa tidak semua pancaran air mengikuti lintasan tersebut, karena beberapa

partikel air cenderung saling memotong di bagian dalam wheel. , seperti ditunjukkan

gambar 3.2. Sudut defleksi dan 1 akan mencapai maksimum pada sisi paling luar masing-masing jet.

Efisiensi Turbin

Daya poros yang dihasilkan turbin cross flow dirumuskan sebagai berikut :

Ps = gQH (C1 cos 1 + C2 cos 2) U1 ( 3.2 ) Dengan memperhatikan segitiga kecepatan pada gambar 3.3 , dimana :

C2 cos 2 = W2 cos 2 U1 ( 3.3 ) Dengan mengabaikan kenaikan kecepatan air akibat tinggi h2 (gambar 3.1) yang biasanya

kecil di banyak kasus, maka :

W2 = W1 ( 3.4 ) dimana adalah koefisien sudu (sekitar 0,98). Dari diagram kecepatan pada gambar 3.3, W1 = (C1 cos 1 U1) / cos 1 ( 3.5 )



Substitusi persamaan (3.3), (3.4), dan (3.5) ke persamaan (3.2) diperoleh :

Ps = gQH (C1 cos 1 U1) . (1 + cos 2 / cos 1) ( 3.6 ) Secara teoritik daya poros (mengacu pada H) adalah :

P = gQH C12 / C2 2g ( 3.7 ) Sehingga efisiensi dari turbin air tersebut sama dengan perbandingan daya keluaran

terhadap daya masukan :

E = (2C2 U1 / W1) (1 + cos 2 / cos 1) . (cos 1 U1/C1) ( 3.8 ) jika : 2 = 1 maka : efisiensi = (2C2 U1 / W1) (1 + ) . (cos 1 U1/C1) ( 3.9 )

Gambar 3.3 Diagram kecepatan

Dengan menganggap semua variabel sebagai konstanta, kecuali efisiensi dan U1/C1 dan

mendiferensialkan lalu menyamakan dengan nol, diperoleh :

U1/C1 = cos 1/2 ( 3.10 ) Dan untuk efisiensi maksimum :

emax = C2 (1 + ). Cos2 1 ( 3.11 ) Bisa dilihat pada gambar 3.3 bahwa arah C2 ketika U1 = C1 Cos 1 adalah tidak

radial. Aliran keluar akan radial dengan :

U1 = [C/(1 + )] . (C1 cos 1) ( 3.12 ) jika dan C berharga 1, yaitu dengan menganggap tidak ada rugi head karena gesekan di nosel dan sudu. Untuk mendapatkan efisiensi mekanik yang maksimal, sudut masuk 1 harus sekecil mungkin dan besar 1 = 160 bisa dicapai tanpa banyak kesulitan. Untuk harga tersebut, cos 1 = 0,96 dan cos2 1 = 0,92. Dengan memasukkan harga tersebut ke persamaan (3.11) dengan C = 0,98 dan = 0,98 diperoleh effisiensi maksimum sebesar 87,8 %. Karena effisinsi nosel bervariasi terhadap



kuadrat koefisien nosel, perhatian khusus harus diberikan untuk menghindari rugi di sini.

Rugi hidrolik karena air menumbuk bagian dalam dan luar keliling roda turbin , tidak

terlalu besar. Jumlah sudu yang tepat dan bentuknya yang setipis dan semulus mungkin

memungkinkan dicapai harga sebesar 0,98.

Gambar 3.4. Jarak antar sudu (blade spacing)

Proporsi Bagian-Bagian Turbin

Sudut sudu (blade angle)

Sudut sudu (blade angle), sudut sudu 1 bisa ditentukan dari 1, C1, dan U1 seperti terlihat pada gambar 3.1 dan 3.3.

Jika : U1 = cos 1 ( 3.13 ) maka : tan 1 = 2 tan 1 Dengan asumsi : 1 = 160 maka : 1 = 290 50 atau kurang lebih 300

Sudut antara sudu pada keliling dalam roda turbin dengan tangensialnya (2) bisa ditentukan dengan cara sebagai berikut (ditunjukkan pada Gambar 3.5). Gambar dua

segitiga kecepatan yang berada di sebelah dalam roda turbin dengan cara memindahkan

kedua sudu secara bersama-sama sedemikian hingga titik C dan B berimpit. Dengan

asumsi kecepatan absolut keluar (C2) dan masuk (C1) segitiga besarnya sama dan karena

2 = 1 maka segitiga kecepatan tersebut kongruen dan arah W2 dan W1 sama.



Gambar 3.5 Diagram kecepatan gabungan

Asumsikan tidak ada rugi goncangan pada sisi masuk (titik C) maka 2 = 900 sehingga ujung sudu sebelah dalam harus radial. Dalam perhitungan beda ketinggian antara titik C

dan titik B , kecepatan absolut C1 mungkin berbeda dari C2 jika tidak ada rugi-rugi

antara titik-titik tersebut.

C1 = [2gH + (C1)2]0.5 ( 3.14 )

Asumsi 2 = 900 (Gambar 3.6.a) maka W1 tidak tepat berada pada sudut sudu dan karenanya akan timbul rugi goncangan. Untuk menghindari hal tersebut, 2 harus melebihi 900. Beda C2 dan C1 biasanya kecil karena h2 kecil, sehingga 2 bisa berharga 900 untuk semua kasus.

Gambar 3.6 Perbandingan dua diagram kecepatan

3.3.2 Radial Rim Width

Pada gambar 3.4, tebal s1 (jet entrance) ditentukan oleh jarak antar sudu (blade

spacing) t :

S1 = t sin 1 ( 3.15 )



Dengan asumsi 2 = 900 , maka jarak antar sudu bagian dalam (inner exit blade spacing) diketahui untuksetiap rim width (a)

S2 = t (r1/r2) ( 3.16 )

Selama (a) kecil, maka ruang antar sudu tidak akan dipenuhi oleh pancaran air. Jika harga

(a) membesar , s2 mengecil sehingga (a) harus dibatasi oleh :

S2 = W1s1 / W2 ( 3.17 )

Dianjurkan untuk tidak menaikkan harga (a) sampai melebihi batas tersebut karena

jumlah air yang membentur sudu tidak akan dapat mengalir melalui suatu penampang yang

terlalu kecil dan juga akan menimbulkan tekanan balik. Selain itu juga menimbulkan

inefisiensi karena pancaran air yang terpisah akan mengalir melalui spacing antar sudu

pada lingkaran dalam.

Untuk menentukan rim width (a) diperlukan W2 yang diakibatkan oleh gaya

sentrifugal (lihat gambar 3.5).

(W1)2 - (W2)2 = (U1)2 (U2)2

atau (W2)2 = (U2)2 (U1)2 + (W1)2 ( 3.18 )

dan W2 = W1 (s1 / s2) = W1 (r1 / r2) ( 3.19 )

U2 = U1 (r2 / r1)

karena : x = (r2 / r1)2

X2 - [ 1- (W1 / U1)2 ] x (W1 / U1)2 sin2 1 = 0 ( 3.20 ) Jika kecepatan ideal roda turbin adalah U1 = cos 1 , maka : W1 / U1 = 1 / cos 1 ( 3.21 ) Dengan asumsi : 1 = 160 dan 1 = 300 Maka : W1 / U1 = 1/ 0,866 = 1,15

(W1 / U1)2 = 1,33

1 - (W1 / U1)2 = - 0,33 ; sin2 1 = Sehingga persamaan (3.20) menjadi :

X2 + 0,33 x 0,33 = 0

x = 0,435

x0,5 = r2 / r1 = 0,66

2 r1 = D1

Sehingga a = 0,17 D1 = radial rim width , dimana D1 adalah diameter luar roda turbin.

Harga (a) tersebut secara grafis diperoleh dari perpotongan dua kurva (gambar 3.4)



(W2)2 = (r2 / ra) (U1)2 + (W1)2 (U1)2 ( 3.18 )

dan W2 = W1 (r1 / r2) sin 1 ( 3.19 ) Sudut pusat bOC (gambar 3.7) bisa ditentukan dari persamaan (3.18 )

2 = bOC/2 W1 = U1 / cos 1 = U1 / 0,866 R1/r2 = 0,66

W2 = U1 [ (0,66)2 + 1.33 1 ] 0,5

W2 = 0,875 U1 ( 3.23 )

tan 2 = W2 / U2 ( 3.24 ) = 0,875 U1 / 0,66 U1

= 1,326

2 = 530 sudut bOC = 1060 ( 3.25 )

Tebal jet (y) di sebelah dalam roda turbin bisa dihitung dari persamaan kontinuitas aliran

(gambar 3.7),

C1 s0 = C2 y ( 3.26 )

C2 cos 2 = U2 = (r2 / r1) U1 = (r2 / r1) C1 /2 cos 1 y = 2 cos 2 s0 (r2 / r1) cos 1 ( 3.27 ) y = (3,03).(0,6) s0 / 0,961

y = 1.69 s0 ( 3.28 )

Jarak antara sisi sebelah dalam dari jet saat melalui roda turbin dan poros roda turbin

adalah y1, (gambar 3.7)

Y1 = r2 sin (90-2) 1,89 s0 /2 d/2 ( 3.29 ) karena : s1 = kD1

maka : y1 = (o,1986-0,945k)D1 d/2 ( 3.30 )

Secara analog, jarak antara sisi sebelah luar dari jet dengan keliling dalam, y2 ,

Y2 = (0,1314-0,945k)D1 (3.31 )

Untuk banyak kasus , k = 0,075 s.d 0,10

maka y1 + d/2 = 0,128 D1 s.d 0,104 D1

Y2 = 0,0606 D1 s.d 0,0369 D1



Gambar 3.7 Lintasan jet dalam roda turbin

Diameter roda

Diameter roda bisa ditentukandari persamaan berikut :

U1 = D1 N / (12) (60) ( 3.32 ) 1/2 C1 cos 1 = D1 N / (12) (60)

1/2 (2gH)1/2 cos 1 = D1 N / (12) (60) D1 = 360 C (2gH)1/2 cos 1 / N ( 3.33 ) dimana D1 adalah diameter roda turbin (dalam inch) dan untuk 1 = 160, C = 0,98 D1 = 862 H1/2 / N ( 3.34 )

Ketebalan s0 dari pancaran air (jet) di nosel bergantung pada dua kondisi yang saling

berpengaruh. Harga s0 yang besar akan menguntungkan karena rugi karena filling and

emptying roda turbin kecil. Tetapi harga s0 yang besar juga akan menyebabkan angle of

attack of the outer filamen roda turbin akan bervariasi tidak lagi 160. Oleh karena itu harga

s0 yang memuaskan harus ditentukan melalui eksperimen.

Dalam menentukan wheel breadth (L) perhatikan persamaan-persamaan di bawah ini :

Q = (Cs0L / 144)(2gH)1/2 ( 3.35 )

= C(kD1L / 144)(2gH)1/2

D1 = 144Q / CkL (2gH)1/2

= (862 / N) H1/2 ( 3.36 )

144Q / CkL (2gH)1/2 = (862 / N) H1/2



L = 144QN / 862 H1/2 C k (2gH)1/2

= 0.283 QN / H hingga 0.212 QN / H

dimana : k = 0,075 dan 0,10

Kurva sudu

Kurva sudu bisa dipilih dari suatu lingkaran yang pusatnya terletak pada perpotongan

antara garis yang tegak lurus pada kecepatan relatif w1 (di titik A) dan garis yang tegak

lurus pada jari-jari dan berpotongan di titik B (gambar 3.8).

Gambar 3.8 Kurva sudu

Dari segitiga AOC dan BOC,

12222 cos)(.)(2)()()()()( ACAOACAOBCOBCO +=+=

karena : AO = r1

OB = r2

AC = BC = = [(r1)2 (r2)2] / 2 r1 cos 1

Untuk : r2 = (0,66 r1) dan cos 1 = cos 300 = 0,866 Maka : = 0,326 r1 ( 3.37 )



Sudut pusat

r1/r2 = sin (1800 1/2) / sin (900 (1/2 + 1) = sin (1/2) / cos (1/2 + 1)

tan (1/2) = cos 1 / (sin 1 + r2/r1) = 730 28

Geometri sudu

Untuk dapat mendisain runner turbin cross flow dengan benar, penentuan geometri sudu

menjadi sangat penting. Untuk itu diasumsikan bahwa parameter-parameter berikut ini

telah dipilih berdasarkan segitiga kecepatan yang diinginkan :

R1 = radius roda turbin luar

R2 = radius roda turbin dalam

1 = sudut sudu luar 2 = sudut sudu dalam

Juga biasa diasumsikan pada turbin cross flow bahwa sudu merupakan suatu

segmen/bagian dari suatu lingkaran. Parameter geometri yang lain yang penting adalah :

Rb radius kurva sudu

rp radius lingkaran pitch

sudut segmen sudu

Untuk menyatakan hubungan geometri antara parameter R1, R2, 1, 1, rb, rp dan , sejumlah parameter tambahan diperlukan seperti terlihat pada gambar 3.9, yaitu : , , , c, d. Gambar tersebut menunjukkan penyelesaian secara grafis masalah geometri sudu.

Urutan penggambaran sebagai berikut :

Pertama-tama gambar lingkaran luar roda turbin dengan radius R1 dan lingkaran dalam

dengan radius R2. Sudut (1+2) digambar dari pusat roda turbin sedemikian hingga satu vektor memotong lingkaran dengan radius R1 di titik A dan vektor yang lain memotong

lingkaran dengan radius R2 di titik B. Garis yang menghubungkan titik perpotongan di R1

dan R2 disebut garis c. Garis c memotong lingkaran dengan radius R2 pada jarak 2d dari

titik perpotongan lingkaran dengan radius R1. Dengan menarik garis melalui setengah AB

dan tegak lurus, kita memperoleh garis yang merupakan lokasi pusat radius kurva sudu rb.



Selanjutnya gambar garis yang membentuk sudut 1 terhadap tangensial dari lingkaran dengan radius R1, lalu buat garis yang tegak lurus dengan garis yang baru saja kita gambar.

Garis yang paling akhir kita gambar tersebut akan memotong garis yang merupakan lokasi

pusat radius kurva sudu (yang sebelumnya telah kita gambar) pada jarak radius lingkaran

pitch (rp) dan titik potongnya sekaligus merupakan pusat kurva sudu yang mempunyai

radius rb.

Gambar 3.9 Penentuan kurva blade secara grafis

Sekarang kita sudah dapat menggambar kurva sudu yang merupakan segmen dari

lingkaran sudu dengan radius rb dan melalui titik A dan B. Jika dari masing-masing titik

tersebut ditarik garis ke pusat lingkaran sudu maka kedua garis tersebut akan membentuk

sudut . Selanjutnya dengan mudah dapat ditentukan sudut yang dibentuk oleh garis AO dan garis BO.

Di bawah ini terdapat daftar rumus-rumus yang diperlukan untuk menghitung parameter-

parameter , rb, dan rp berdasarkan parameter-parameter yang telah diketahui sebelumnya,



yaitu R1, R2, 1, dan 2. Konstruksi geometri sudu secara grafis bisa dipakai untuk mengoreksi kebenaran angka hasil perhitungan.

Rumus-rumus tersebut adalah :

( )2112221 cos2 ++= RRRRc ( 3.38)

+=

cR

arc)(sin

sin 212 ( 3.39 )

)(180 210 ++= ( 3.40 )

)2180( 021 += ( 3.41 )

)180(sin2

sin0

1

=

Rd ( 3.42 )

)(2180 10 += ( 3.43 )

)(cos 1 +=drb ( 3.44 )

112

12 cos2 RrRrr bbp += ( 3.45 )

Inlet Width

Flow admission area adalah hasil perkalian antara inlet widh bo dan pangjang L dari sudut

admission, seperti terlihat pada gambar 3.10

A = b0 . L ( 3.46 )

dimana panjang busur admisi L ditentukan oleh sudut busur admisi dan diameter roda turbin D1.

L = 00

360..1 D

( 3.47 )

Luas admisi aliran yang diperlukan bergantung pada laju aliran yang diinginkan melalui

turbin dengan kondisi head spesifik, berdasarkan persamaan :

Q = A . V ( 3.48 )

dimana : Q = laju aliran melalui turbin (m3/s)

A = luas admisi aliran

V = kecepatan aliran tegak lurus luas admisi area



Gambar 3.10 Luas admisi aliran dari Turbin Cross Flow

Komponen kecepatan yang tegak lurus luas aliran admisi adalah sama dengan komponen

kecepatan absolut dalam arah meridional, cm , karena itu :

Q = A . cm ( 3.49 )

Komponen kecepatan absolut dalam arah meridional, cm juga bisa dinyatakan oleh

hubungan :

cm = c . sin ( 3.50 ) dimana : = sudut kecepatan absolut c = kecepatan absolut

Jika kita substitusikan komponen kecepatan absolut dengan kecepatan pancaran air dengan

tidak memperhitungkan rugi karena gesekan aliran, c bisa dinyatakan dalam :

c = Hg2

dimana : g = konstanta gravitasi

H = head bersih

Dengan mempertimbangkan hal-hal di atas maka laju aliran melalui turbin bisa ditulis

dengan cara yang berbeda :

Q = A . cm

Q = b0 . L . cm

Q = 00

0

360...1. mcDb

Q = 01

00

360sin...1. cDb

( 3.51 )



HASIL

Hasil Perhitungan Hidrodinamik

Hasil perhitungan ditabelkan sebagai berikut :

Symbol Value Unit Data Teknis 1. Net Head Hnet 40,0 m 2. Total discharge Q 0,400 m^3/s 3. Nozzle efficiency C 98,0 % 4. Blade efficiency 98,0 % 5. Mechanical efficiency 75,0 % 6. Rotation speed N 630,0 rpm 7. Absolut velocity angle 1 16,0 deg 8. Admission angle 70,0 deg 9. Shaft diameter ds 0,100 m 10. Eff. Generator 0,980 % Constants 1. Density of water 1000,0 kg/m^3 2. Constant of gravity g 9,810 m/s^2 3. PI 3,140 - 4. Contant 0,1 - 5. Diameter runner Do' 0,400 meter Calculation Result 1. Power available Pav 156,96 kW 2. Total efficiency tot 72,03 % 3. Power developed Ps 113,06 kW 4. Absolut velocity C1 27,45 m/s 5. Relative velocity angle 30,00 deg 6. Tangensial velocity U1 13,195 m/s 7. Runner outside diameter D1 0,400 m 8. Runner inside diameter D2 0,264 m 9. Rim width a 0,068 m 10. Number of blade z 29,000 - 11. Blade spacing t 0,244 m 14. Original thickness of jet s0 0,070 m 15. Thickness of jet y 0,132 m 16. The distance 1-shaft y1 0,001 m 17. The distance 2 y2 0,024 m



Hasil Perancangan Konstruksi Turbin

Hasil perancangan berdasarkan hasil perhitungan hidrodinamik turbin dituangkan dalam

laporan gambardesain. Untuk komponen runner dilakukan analisis tegangan menggunakan

software Nastran.

gambar 4.2. Perhitungan pada runner turbin

Pembuatan prototipe

Setelah dihitung secara hidrodinamik dan analisis kekuatan struktur dan dibuat blue print/

gambar desain dibuatlah prototipe.

Gambar 4.3.1. Prototipe runner turbin Gambar 4.3.2 Prototipe turbin



Gambar 4.3.3 Prototipe susunan pembangkit listrik tenaga mikro Hidro 100KW

KESIMPULAN

Dari hasil perhitungan hidrodinamik dan perhitungan konstruksi di peroleh prototipe turbin

dengan konstruksi handal dan kokoh terutama pada bagian sistem bearing, hal ini

merupakan perbaikan dari sistem yang ada dilapangan dimana sistem ini dirancang untuk

mempermudah pebaikan.

Saran :

Konstruksi ini perlu diuji lapangan agar benar-benar dapat diuji kehandalanya.

Perbaikan perbaikan desain berdasarkan pengalaman lapangan sangat diperlukan. Selain

dari kekuatan dan effisiensi masalah pemasangan dan perakitan sangat penting sebagai

pertimbangan perancangan turbin

DAFTAR PUSTAKA

Alex Arter. (1990), Hydraulic Engineering Manual, SKAT, Switzerland

A.T. Sayers. (1992), Hydraulic and Compressible Flow Turbomachines, McGraw-Hill

Book Company, London.

T.R. Banga. (1977), Hydraulic Machines, Khanna Publishers, New Delhi.

M.M. Dandekar. (1991), Pembangkit Listrik Tenaga Air, Penerbit UI, Jakarta.

284-anjar-pengembangan turbin air type cross

Documents