mesin-mesin fluida

Nama : Riska Ayu NRP : 2412100012

TUGAS MESIN-MESIN FLUIDA

Mesin fluida adalah mesin yang berfungsi untuk mengubah energi mekanik (poros) menjadi energi

potensial ataupun sebaliknya. Secara umum mesinn fluida dibagi menjadi dua jenis, yaitu mesin tenaga

dan mesin kerja. Mesin tenaga adalah mesin yang mengubah energi fluida (energi potensial dan energi

kinetic) menjadi energi mekanis poros, contohnya turbin. Sedangkan mesin kerja adalah mesin yang

mengubah energi mekanis poros menjadi energi fluida (energi potensial dan energi kinetic), salah satu

contohnya pompa. Dalam hal ini akan dibahas mengenai perancangan turbin dan hal-hal aerodinamika

yang mempengaruhinya. Dalam perancangan turbin, perlu dilakukan analisis pada blade yang digunakan.

Airfoil

Kebanyakan turbin memakai blade airfoil, karena efisiensinya tinggi dan menghasilkan beda tekanan

yang besar di antara kedua sisi blade untuk berputar dengan momen gaya yang cukup besar. Berikut

adalah penampang airfoil

Gambar 1 Airfoil

Bentuk dan ukuran airfoil ditentukan oleh Aspect Ratio yang merupakan perbandingan antara

kuadrat span dan wing area pada airfoil, dimana persamaannya adalah 𝐴𝑅 =𝑠2

𝐴.

Axial & Radial Flow Turbines

Dalam perancangan, juga diperhatikan jenis turbin yang akan digunakan. Turbin dibagi menjadi dua

jenis yaitu axial dan radial. Berikut adalah perbedaan keduanya.

Axial - Untuk Mesin Besar - Mass flow rate besar - Effisiensi lebih besar - Mahal - Sulit dibuat

Radial - Untuk Mesin Kecil - Mass flow rate Kecil - Effisiensi rendah - Murah - Mudah dibuat


Segitga Kecepatan

Segitiga kecepatan adalah dasar kinematika dari aliran fluida gas yang menumbuk sudu turbin.

Dengan pemahaman segitiga kecepatan akan sangat membantu alam pemahaman proses konversi

pada sudu-sudu turbin. Berikut adalah segitiga kecepatan pada axial flow turbine.

Dari segitiga kecepatan diatas, panjang pendeknya garis adalah mewakili dari besar kecepatan masing-

masing. Dimana variabel pada segitiga kecepatan adalah sebagai berikut.

C2 : kecepatan absolut fluida meninggalkan nozzle

V2 : kecepatan relative fluida

U : Kecepatan putar blade

C3 : kecepatan absolut fluida meninggalkan rotor

V3 : kecepatan relative fluida

Perhitungan kerja Asumsi Ca Constant, C2= C3 Maka, U = Ca tan 𝛼2 - Ca tan 𝛽2

Angular Momentum

∆𝑇0𝑠 =𝑈 𝐶𝑎 (tan 𝛼2 + 𝑡𝑎𝑛 𝛼3)

𝐶𝑝

𝐶𝑝 = 1.148 𝛾 = 1.333 𝑑𝑎𝑛 𝛾

𝛾 − 1= 4


Teori dasar Axial Turbine (Sistem isentropic)

∆𝑇0𝑠 = 𝜂𝑠 𝑇01 [1 − (1

𝑃01/𝑃03)

𝛾−1

𝛾]

Blade Loading Coefficient

2

2sp oC T

U

2 32 (tan tan )/aC U

Degree of Reaction (0 ≤ Λ ≤ 1 )

2,3 2,3 2 3

1,3 1 31,3

rotor

total

h T T T

T T Th

Compressor

Pressure ratio per stage adalah perbandingan tekanan sebelum dan setelah dikompres, dimana

nilainya selalu >1. Berdasarkan kecepatan alirannya, flow dibagi menjadi 3 yaitu.

Tabel 1 Aliran Compressor

No Flow Mach

Number Pressure Ratio

Perstage Efficiency Per

stage

1 Subsonic 0,4-0,8 1,05-1,2 88%-92%

2 Transonic 0,7-1,1 1,15-1,6 80%-85%

3 Supersonid 1,05-2,5 1,8-2,2 75%-85%

Pada axial flow compressor, Analisis energi yang dihitung berdasarkan perubahan enthalpy

𝑃 = �̇�(ℎ02 − ℎ01)

= 𝑚 𝐶𝑝̇ (𝑇02 − 𝑇01)

= �̇� 𝐶𝑝 [(𝑇2 +𝑉𝑎2

2

2𝐶𝑝−) − (𝑇1 +

𝑉𝑎12

2𝐶𝑝−)]

= �̇� [ℎ2 − ℎ1 + (𝑉𝑎2

2

2𝐶𝑝−

𝑉𝑎12

2𝐶𝑝)]


Horseshoe Vortex

Bila suatu aliran fluida terhalang oleh suatu benda, maka pola aliran fluida tersebut akan terganggu

dari kondisi stasionernya lalu akan mecari kondisi kesetimbangan barunya. Pada suatu benda yang dikenai

aliran akan terjadi pola aliran di sekelilingnya. Salah satu parameter yang yang menentuka pola aliran ini

adalah Reynold number. Berdasarkan percobaan visualisasi, aliran yang mengenai benda dapat timbul

pusaran-pusaran local fluida (vortex). Losees aliran ini merugikan untuk mesin-mesin aplikatif seperti

turbin dan compressor, sehingga harus diminimalisir dengan bentuk foil yang lebih efisien.

Vortex ini dibagi menjadi berbagai jenis, salah satunya adalah horseshoe vortex. Kubendran, Mc

Mahon dan Hubbartt [1986] yang meneliti tentang aliran turbulen pada sayap / flat plate tipe

sambungan, menemukan bahwa kuantitas aliran turbulen dipengaruhi oleh kekuatan dan lokasi

horseshoe separation vortex. Pierce dan Shin [1992] melaporkan bahwa sistem horseshoe vortex juga

terjadi pada sambungan silinder dan flat plate.

Selain vortex terdapat pula istilah losses aliran yaitu surging yang terjadi jika terdapat blade yang

mengalami stall akibat adanya perbedaan tekanan. Biasanya perbedaan tekanan ini diakibatkan oleh

timbulnya secondary flow.

Gambar 2 Contoh Horseshoe Vortex


Review Jurnal Turbulent Interactions fo Rotating Blades and Wakes

Pemodelan dan analisis asymptotic dari aliran turbulen dideskripsikan pada sistem rotating blade

atau cut-disk, cut-disk dibuat disk tipis dengan menghapus nilai soliditasnya. Hal ini didasarkan pada

persamaan Navier-Stokes dan Reynolds dalam bentuk lapisan tiga dimensi dengan model eddy-

viskositas, dengan struktur aliran yang dianalisis untuk nomor Reynolds tinggi. Interaksi antara blade

dan wake merupakan bagian yang penting untuk diperhatikan. Hubungan antara aliran tiga dimensi

dan aliran dua dimensi atau axisymmetric diasumsikan pada isolated blade dan rotating disk dan

menujukkan bahwa sebagian besar aliran pada cut disk mengarahkan aliran lain, sama seperti pada

roating disk. Sebuah parameter fisik, soliditas disk, memiliki peran penting dalam menghubungkan

dua arus ini. The membatasi kasus soliditas disk rendah menghasilkan aliran melewati sebuah blade

yang terisolasi secara local.. Batas rendah soliditas ini juga memungkinkan solusi yang lebih analitis

yang menunjukkan perjanjian dengan temuan numerik.

SIMPLE WIND TURBINE THEORY


Gambar 4 Simple Analysis WT Performance

Berdasarkan Hukum Bernouli diperoleh persamaan daya yang dihasilkan adalah :

𝑃 =1

2 𝜌𝐴𝑇𝑉𝑇(𝑉0

2 − 𝑉12)

Berdasarkan kesetimbangan momentum, diperoleh bahwa

(𝑝+ − 𝑝−)𝐴𝑇 = �̇�(𝑉0 − 𝑉1)`

𝑝𝑎 + 1

2𝜌𝑉0

2 = 𝑝+ + 1

2𝜌𝑉𝑇

2 = 𝑝− + 1

2𝜌𝑉𝑇

2 = 𝑝𝑎 + 1

2𝜌𝑉1

2

𝑝+ − 𝑝− =1

2𝜌 (𝑉0

2 − 𝑉12)

𝑉𝑇 =𝑉0 + 𝑉1

2

𝑃 =1

4 𝜌𝐴𝑇{(𝑉0 − 𝑉1)(𝑉0

2 − 𝑉12)}

𝑑𝑃

𝑑𝑉1=

1

4 𝜌𝐴𝑇{(𝑉0 − 𝑉1)(−2𝑉1)(𝑉0

2 − 𝑉12)(+1) = 0

𝑉1 =𝑉0

3


Maka Daya Maksimal yang dapat dihasilkan dari Wind Turbine adalah

𝑃𝑀𝐴𝑋 = 16

27{1

2𝜌 𝐴𝑇 𝑉0

3}

𝑃𝑀𝐴𝑋 = 0.593 ∙ 𝑃𝑊𝐼𝑁𝐷

𝐶𝑃𝑀𝐴𝑋= 𝐵𝐸𝑇𝑍 𝐶𝑂𝐸𝐹𝐹𝐼𝐶𝐼𝐸𝑁𝑇 = 0.593

𝐶𝑝 =𝐷𝐸𝐿𝐼𝑉𝐸𝑅𝐸𝐷 𝑃𝑂𝑊𝐸𝑅

12

𝜌 𝐴𝑇 𝑉03

mesin-mesin fluida

Documents