Perancangan Heat Exchanger Type Shell And Tube Untuk After Cooler Kompressor Dengan Kapasitas 8000 m3/hr Pada Tekanan 26,5 Bar

SKRIPSI

ALAT PENUKAR KALOR

PERANCANGAN HEAT EXCHANGER TYPE SHELL AND TUBE UNTUK AFTERCOOLER KOMPRESSOR DENGAN KAPASITAS

8000 m3/hr PADA TEKANAN 26,5 BAR

OLEH :

FRANKY S SIREGAR NIM : 080421005

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, atas

berkat dan kasih-Nya penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini. Tugas sarjana

ini merupakan syarat dalam memperoleh gelar sarjana di Departemen Teknik

Mesin Universitas Sumatera Utara.

Tugas sarjana ini diambil dari bidang mata kuliah Alat Penukar Kalor

dengan judul “ PERANCANGAN HEAT EXCHANGER TYPE SHELL AND

TUBE UNTUK AFTER COOLER KOMPRESSOR DENGAN KAPASITAS 8000 m3/hr PADA TEKANAN 26,5 BAR”

Dalam penyelesaian tugas sarjana ini, penulis mendapat banyak bimbingan

dan dukungan dari dosen pembimbing bapak Ir. Tekad Sitepu dan teman – teman

di Departemen Teknik Mesin Ekstensi Universitas Sumatera Utara, baik berupa

saran dan nasehat serta ilmu pengetahuan.

Dalam kesempatan ini, penulis ingin mengucapkan terima kasih yang

sebesar – besarnya kepada :

1. Kedua orang tua tercinta Ayahanda R. Siregar dan Ibunda M. br.

Hutabarat yang telah berjuang untuk membimbing dan memberi dorongan

moril serta buat semua doa-doanya selama ini kepada penulis.

2. Bapak Ir. Tekad Sitepu, sebagai dosen pembimbing yang telah

meluangkan banyak waktu serta menyumbangkan ilmu dan nasehat

3. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri, sebagai Ketua Departemen Teknik

Mesin Falkutas Teknik Universitas Sumatera Utara.

4. Bapak/Ibu dosen di Departemen Teknik Mesin Falkutas Teknik

Universitas Sumatera Utara yang telah mendidik penulis selama kuliah.

5. Bapak/Ibu staff pegawai yang banayk membantu penulis selama kuliah di

Departemen Teknik Mesin Falkutas Teknik Universitas Sumatera Utara.

6. Adik – adik penulis; Firman Alexander Siregar SST, Ns. Friska Triani

Siregar S.Kep, dan Andro Nikusnuari Siregar yang telah mendukung

penulis.

7. Rekan – rekan mahasiswa di teknik mesin: Jhoni M, Roni, Irwanto LG,

kang Naim dan semua teman – teman ekstensi St’08 dan St’07 yang telah

banyak mendukung dan membantu penulis selama perkuliahan maupun

dalam penyelesaian tugas sarjana ini.

Penulis menyadari tugas sarjana ini masih jauh dari sempurna, oleh karena

itu penulis mengharapkan saran dan kritik yang membangun dari pembaca dalam

penyempurnaan tugas sarjana ini. Akhir kata penulis berharap semoga tugas

sarjana ini dapat berguna bagi pembaca. Terima kasih.

Medan, April 2011

Penulis,

NIM: 08 0421 005 Franky S. Siregar

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR NOTASI... vii

DAFTAR GAMBAR ... viii

DAFTAR TABEL ... x

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang ... 1

1.2. Tujuan ... 2

1.3. Batasan Masalah ... 3

1.4. Metodologi Penulisan ... 3

1.5. Sistematika Penulisan ... 4

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Heat Exchanger ... 5

2.1.1. Klasifikasi Heat Exchanger ... 5

2.1.2. Heat Exchanger Tipe Shell and Tube... 9

2.1.3. Kebaikkan Heat Exchanger Tipe Shell and Tube ... 12

2.1.4. Bagian-bagian Heat Exchanger tipe Shell and Tube ... 13

2.2. Proses Perancangan ... 19

2.3. Perpindahan Panas pada Heat Exchanger tipe Shell and Tube ... 20

1. Psikometrik ... 22

2.3.2. Logaritmic Mean Temperature Difference (LMTD) ... 24

1. Heat Exchanger Aliran Berlawanan Murni ... 24

2. Heat Exchanger Aliran Searah Murni ... 25

3. Heat Exchanger dengan Aliran Tube Dua Laluan ... 26

2.3.3. Koefisien Perpindahan Panas Total ... 28

1. Aliran Internal ... 28

2. Aliran Eksternal ... 32

2.1. Metode Bell-Delaware ... 32

2.2. Metode Wills and Johnston ... 40

BAB III ANALISIS KESETIMBANGAN ENERGI (THERMODINAMIKA) 3.1. Data-data Kondisi Operasi ... 48

3.2. Analisi Kesetimbangan Energi ... 50

3.2.1. Analisis pada sisi Tube... 50

1. Perhitungan Laju Perpindahan Panas ... 50

BAB IV PERANCANGAN HEAT EXCHANGER TIPE SHELL And TUBE 4.1. Tahap Perancangan ... 54

4.2. Perhitungan LMTD dan Koefisien Perpindahan Panas ... 56

4.2.1. Logarithmic Mean Temperature Difference (LMTD) ... 56

4.2.2. Koefisien Perpindahan Panas Total yang Dibutuhkan ... 61

4.3.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas dan Penurunan

Tekanan untuk alairan di dalam Shell (External Flow) ... 61

4.4. Metode Delaware ... 63

4.4.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas untuk aliran di dalam Shell ... 63

4.4.2. Perhitungan Penurunan Tekanan ... 66

4.5. Metode Wills and Johnstone ... 69

4.5.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas dan Penurunan Tekanan untuk Aliran di dalam Shell ... 69

4.5.2. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas Total ... 72

4.6. Tabel Perhitungan Panas dan Penurunan Tekanan ... 75

BAB V DETAIL DESAIN HEAT EXCHANGER TIPE SHELL And TUBE BERDASARKAN PADA STANDAR TEMA 5.1. Tipe Heat Exchanger ... 76

5.2. Komponen-komponen Perancangan Heat Exchanger ... 77

5.3. Data-data Kondisi Desain ... 79

5.4. Detail Komponen-komponen Heat Exchanger ... 80

5.5. rangkuman Detail desain ... 90

BAB VI KESIMPULAN DAN SARAN 6.1. Kesimpulan ... 92

6.2. Saran ... 92

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas Permukaan Perpindahan Panas m2

Ta Temperatur air 0C

Tu Temperatur udara 0C

mu Laju aliran massa udara kg/s

ma Laju aliran massa air kg/s

Q Laju perpindahan panas kW

ε Efektivitas heat exchanger

ωi Rasio kelembaban udara

Pv,i Tekanan parsial uap air bar

LMTD Beda suhu rata-rata logaritma K

Do Diameter luar pipa mm

Di Diameter dalam pipa mm

t Tebal pipa mm

L Panjang pipa mm

NT Jumlah pipa

ρ Kerapatan udara _m3

kg

Cp Panas spesifik udara kJ_kgK

.

µ Viscositas (kekentalan) kg_ms

.

Pr Bilangan Prandtl

Vu Kecepatan udara m/s

Va Kecepatan air m/s

Re Bilangan Reynold

Nu Bilangan Nusselt

ho Koefisien perpindahan panas luar tube W_m2_.K

hi Koefisien perpindahan panas internal W_m2_.K

U Koefisien perpindahan panas total

K m W

.

2

tb Tebal baffle mm

Lb Jarak antar baffle mm

Ds Diameter dalam shell mm

PT Tube picth mm

Δtb Jarak antara tube dan baffle mm

Δsb Jarak antara shell dan baffle mm

Δby Jarak antara bundle dan shell mm

LC Jarak baffle cut mm

JC Faktor koreksi konfigurasi baffle mm

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Kriteriapengklasifikasian heat exchanger ... 7

Gambar 2.2 Tipe utama shell and tube ... 11

Gambar 2.3 Konfigurasi heat exchanger ... 14

Gambar 2.4 Susunan mekanik heat exchanger ... 15

Gambar 2.5 desain-desain baffle ... 18

Gambar 2.6 Diagram T-v untuk uap air ... 23

Gambar 2.7 Heat exchanger aliran berlawanan murni... 24

Gambar 2.8 Heat exchanger aliran searah murni ... 25

Gambar 2.9 Heat exchanger tipe shell and tube dua laluan ... 26

Gambar 2.10 Faktor f untuk heat exchanger dua laluan ... 27

Gambar 2.11 Faktor gesekan fungsi bilangan Reynold ... 31

Gambar 2.12 Faktor koreksi kebocoran shell dan baffle ... 36

Gambar 2.13 Faktor koreksi aliran bypass ... 37

Gambar 2.14 Faktor koreksi kebocoran antara tube dan baffle ... 39

Gambar 2.15 Faktor koreksi karena aliran bypass... 40

Gambar 2.16 Alira-aliran bedasarkan metode Wills and Johnston ... 41

Gambar 3.1 Ilustrasi sederhana proses pada heat exchanger ... 48

Gambar 4.1 Grafik Logarithmic Temperature Difference ... 56

Gambar 5.1 Pola desain heat exchanger ... 76

Gambar 5.2 Detail komponen utama heat exchanger ... 77

Gambar 5.3 Shell and tube heat exchanger tipe BEM ... 78

Gambar 5.4 Shell and tube heat exchanger tipe AJW ... 79

Gambar 5.5 Jenis-jenis susunan tube bedasarkan geometri ... 82

Gambar 5.6 Tipe-tipe baffle ... 84

Gambar 5.7 Susunan baffle tipe horizontal ... 84

Gambar 5.8 Detail baffle perancangan ... 84

Gambar 5.9 Tipe-tipe sambungan gasket ... 87

Gambar 5.10 Tipe-tipe tube to tube sheet joint ... 88

DAFTAR TABEL

Tabel 2.1 persamaan-persamaan konveksi aliran dalam pipa ... ...32

Tabel 4.1 Perhitungan koefisien Perpindahan panas dan Penurunan Tekanan ...75

BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang

Dalam kehidupan sehari-hari banyak terlihat fenomena perpindahan panas

dari material atau fluida yang mempunyai temperatur lebih tinggi ke material atau

fluida yang mempunyai temperatur lebih rendah. Dalam dunia industri fenomena

perpindahan panas tersebut dimanfaatkan untuk keperluan proses dengan

menggunakan suatu alat yang biasa disebut sebagai penukar panas atau heat

exchanger. Heat exchanger merupakan alat yang digunakan sebagai media untuk

memindahkan panas dari fluida yang bertemperatur lebih tinggi menuju fluida

yang bertemperatur lebih rendah. Dalam aplikasinya alat ini digunakan untuk

menaikkan maupun menurunkan temperatur, dan juga mengubah fase fluida.

Salah satu tipe heat exchanger yang banyak digunakan di dunia industri adalah

shell and tube heat exchanger.

Hal terpenting dalam proses perancangan heat exchanger adalah

perhitungan perpindahan panas yang terjadi di dalam heat exchanger itu sendiri.

Ada beberapa metode untuk menghitung perpindahan panas tersebut. Dalam

Tugas Sarjana ini akan dibandingkan antara dua metode perhitungan perpindahan

panas untuk heat exchanger tipe shell and tube, yaitu metode Delaware dan

metode Wills and Johnston. Metode-metode tersebut digunakan untuk

menganalisis perpindahan panas dan aliran fluida di dalam shell.

Dalam kaitannya dengan aplikasi pada dunia industri, Tugas Sarjana ini

sebagai aftercooler kompresor atau pendingin udara hasil kompresi yang akan

didistribusikan ke alat-alat dan instrumen lain pada perusahaan tersebut. Saat ini,

heat exchanger yang digunakan menunujukkan kinerja yang kurang memuaskan,

dimana terjadi laju pengotoran atau fouling yang tinggi, serta temperatur dan

kelembaban udara keluar heat exchanger lebih tinggi dari yang diharapkan. Oleh

karena itu, dalam Tugas Sarjana ini dilakukan perancangan ulang heat exchanger

untuk memperoleh desain heat exchanger yang paling optimal sesuai dengan

kebutuhan perusahaan baik dalam hal dimensi, biaya, maupun kapasitas

perpindahan panas.

Pada perancangan heat exchanger ini, fluida pendingin yang digunakan

adalah air sungai. Air sungai tersebut dialirkan di dalam shell, sedangkan udara

dari kompresor dialirkan di dalam susunan pipa-pipa atau tube.

1.2 Tujuan

Tujuan penulisan Tugas Sarjana ini bertujuan untuk memperoleh desain

heat exchanger yang paling optimal. Penggunaan metode Delaware dan metode

Wills and Johnstone dalam perhitungan perpindahaan panas bertujuan untuk

membandingkan hasil perhitungan dua metode tersebut sehingga diperoleh

metode yang paling baik dalam perhitugan perpindahan panas untuk fluida di

dalam shell. Selain itu, tujuan dari penulisan Tugas Sarjana ini adalah untuk

mengetahui pola aliran serta distribusi kecepatan, temperatur, dan tekanan fluida

1.3 Batasan Masalah

Masalah-masalah yang dibahas dalam Tugas Sarjana ini mencakup analisis

termodinamika, perhitungan perpindahan panas, perhitungan penurunan tekanan,

penentuan detail desain heat exchanger, pemilihan desain yang paling optimal.

Analisis termodinamika mencakup perhitungan psikometrik yang berfungsi untuk

mengetahui kelakuan udara basah di dalam shell. Perhitungan perpindahan panas

menggunakan metode logarithmic mean temperature difference (LMTD) untuk

menentukan koefisien perpindahan panas total yang dibutuhkan. Perhitungan

koefisien perpindahan panas dan penurunan tekanan untuk fluida di dalam tube

dilakukan berdasarkan bilangan Reynolds dari aliran fluida tersebut, sedangkan

perhitungan untuk fluida di dalam shell menggunakan metode Delaware dan Wills

and Johnston. Penentuan detail desain heat exchanger dilakukan berdasar pada

standar yang tercantum di dalam TEMA untuk kelas C. Pada penulisan Tugas

Sarjana ini tipe heat exchanger yang digunakan adalah tipe singel shell and

tube—passes dengan fluida kerja berupa udara pada sisi tube dan air pada sisi

shell.

1.4 Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan Tugas Sarjana ini adalah :

a. Survei lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat alat

penukar kalor yang berada di PT. ANEKA GAS INDUSTRI

b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan dan tulisan-tulisan yang

terkait dengan Alat Penukar Kalor.

1.5 Sistematika Penulisan

Penulisan Tugas Sarjana ini dibagi dalam beberapa bab dengan sistematika

sebagai berikut :

1. Bab I membahas tentang latar belakang, tujuan, batasan masalah,

metodologi penulisan, dan sistematika penulisan.

2. Bab II dasar teori dan tinjauan pustaka dalam hubungannya dengan

jenis-jenis serta bagian-bagian heat exchanger tipe shell and tube, teori

perpindahan panas pada heat exchanger tipe shell and tube, teori mengenai

analisis psikometrik, serta teori yang berhubungan dengan metode

Delaware dan metode Wills and Johnston.

3. Bab III membahas tentang analisis kesetimbangan energi.

4. Bab IV membahas tentang perancangan heat exchanger tipe shell and tube

untuk kondisi heat exchanger yang diinginkan yang mencakup data-data

awal perancangan, perhitungan perpindahan panas, perhitungan penurunan

tekanan, serta perbandingan hasil-hasil perhitungan.

5. Bab V membahas tentang detail desain heat exchanger berdasarkan

standar TEMA.

Gambar 2.1 Kriteria yang Digunakan dalam Pengklasifikasian Heat Exchanger

3. Satu fase atau dua fase

Evaporasi atau kondensasi yang terjadi pada salah satu maupun kedua

apabila dibandingkan dengan heat exchanger satu fase. Proses

perpindahan panas satu fase atau dua fase dapat dilihat pada gambar

2.1.iii.

4. Geometri

Ukuran dan bentuk heat exchanger sangat bervariasi tergantung dari

kebutuhan dan fungsinya. Bentuk-bentuk heat exchanger yang banyak

dipakai ditunjukan oleh gambar 2.1.iv, yaitu tube, plates, dan

enhanced surface.

Dalam menentukan bentuk maupun tipe heat exchanger yang tepat,

langkah pertama yang harus dilakukan adalah memilih antara tiga alternatif tipe

dasar, yaitu kontak langsung atau direct contact,regeneratif, atau recuperative

indirect (transmural heat transfer). Heat exchanger tipe kontak langsung

merupakan tipe yang paling murah, namun hanya dapat digunakan apabila kedua

fluida memiliki tekanan yang sama dan pada proses yang diperbolehkan terjadi

percampuran. Pada beberapa jenis regenerative heat exchanger, kemungkinan

terjadinya percampuran di antara kedua fluida dapat berkurang, namun juga

memerlukan tekanan yang sama. Oleh karena itu, heat exchanger tipe intramural

merupakan salah satu tipe heat exchanger yang paling banyak digunakan. Setelah

langkah pertama terpenuhi, langkah berikutnya adalah memelih geometri yang

2.1.2. Heat Exchanger Tipe Shell and Tube

Heat exchanger tipe shell and tube merupakan tipe heat exchanger

yang paling banyak di dalam industri proses. hal ini dikarenakan tipe shell and

tube dapat digunakan untuk proses-proses dengan cakupan variasi tekanan dan

temperatur yang luas. Selain itu, tipe shell and tube dapat dikonstruksi dengan

cakupan variasi material yang luas. Shell and tube dibagi lagi menjadi tiga tipe

utama, seperti yang diperlihatkan pada gambar 2.2. Susunan tipe shell and tube

secara konvensional diklasifikasikan berdasarkan nomenklatur dari Tubular

Exchanger Manufacturers Association (TEMA) yang ditunjukkan oleh gambar

2.3. Gambar 2.2 menunjukkan tiga tipe utama shell and tube heat exchanger,

yaitu:

1. Fixed tubesheet (Shell dengan pelat tube tetap)

Jenis ini sangat sederhana apabila dibandingkan dengan 2 jenis berikutnya.

Ciri yang dimiliki adalah adanya tubesheet yang tetap atau stasioner. Dari

segi perawatan, cara mekanik maupun kimiawi dapat diterapkan pada sisi

bagian dalam pipa. Cara mekanik dilakukan dengan menggunakan sikat

pembersih, sedangkan cara kimiawi dengan menggunakan cairan kimia

yang disemprotkan ke dalam pipa. Kesulitan yang muncul adalah apabila

harus melakukan pembersihan kerak yang berada pada sisi luar pipa,

mengingat adanya fixed tubesheet menyebabkan bagian luar pipa ini tidak

dapat diakses dari luar. Kelemahan dari penukar kalor tipe ini adalah

apabila terjadi ekspansi termal akan menyebabkan kebocoran pada sisi

digunakan pada temperatur yang terlalu tinggi. Penambahan ruang

ekspansi diperlukan untuk mengatasi masalah ekspansi termal tersebut.

2. U – tube type

Tipe ini memiliki bentuk yang tidak terlalu kompleks sepeti pada tipe fixed

tubesheet sehingga biaya pembuatannya pun tidak terlalu mahal. Heat

exchanger jenis ini memiliki pipa yang berbentuk U. Kelebihan dari tipe

ini adalah kemudahan perawatan untuk sisi luar pipa yaitu dengan melepas

tube bundle. Setelah tube bundle dikeluarkan dari shell, pembersihan

secara mekanik pada bagian luar pipa atau pada sisi shell dapat dengan

mudah dilakukan. Sebaliknya untuk pipa yang berbentuk U, maka

pembersihan secara mekanik cukup sulit dilakukan untuk bagian dalam

pipa karena adanya belokan U menyebabkan sikat penggosok tidak dapat

menjangkau bagian ini sehingga lebih disarankan untuk menggunakan

cairan kimiawi. Kelebihan lain dari jenis ini adalah ekspansi termal akan

terjadi pada sisi belokan pipa.

3. Floating head type

Heat exchanger jenis ini memiliki susunan paling kompleks apabila

dibandingkan dengan dua jenis sebelumnya. Hal ini karena adanya floating

head cover yang menyebabkan biaya pembuatan lebih mahal. Jenis ini

sangat tepat apabila bekerja pada kondisi tekanan dan temperatur tinggi.

Adanya ekspansi termal akan diterima oleh bagian floating head cover.

Tube bundle pada heat exchanger ini terdiri atas susunan pipa lurus yang

memiliki diameter yang lebih besar dari pada diameter dalam shell,

sedangkan pada sisi yang lain memiliki diameter tubesheet yang lebih

kecil dari pada diameter dalam shell. Tujuan pemilihan konfigurasi ini

adalah untuk kemudahan pada sisi floating head cover dalam bergerak

secara translasi apibila terjadi ekspansi termal. Perawatan sisi dalam

maupun luar pipa dapat dilakukan dengan mudah. Untuk sisi luar pipa

dapat dilakukan dengan melepas bagian tube-bundle sedangkan sisi dalam

pipa menggunakan sikat penggosok maupun cairan kimiawi.

Gambar 2.2 (Lanjutan)

2.1.3. Kebaikan-kebaikan Heat Exchanger Tipe Shell and Tube

Walaupun dewasa ini sangat banyak jenis heat exchanger yang

dikembangkan pada industri-industri, namun heat exchanger jenis shell and tube

ini masih jauh lebih banyak digunakan dibanding dengan jenis lainnya. Hal ini

adalah diakibatkan beberapa keuntungan yang diperoleh, antara lain adalah :

 Konfigurasi yang dibuat, akan memberikan luas permukaan yang besar dengan bentuk atau volume yang kecil.

 Mempunyai lay-out mekanik yang baik, bentuknya cukup baik untuk

operasi bertekanan.

 Menggunakan teknik fabrikasi yang sudah mapan (well-established)

 Dapat dibuat dengan berbagai jenis material, dimana dapat dipilih jenis material yang dipergunakan sesuai dengan temperatur dan tekanan

operasinya.

 Prosedur perencanaannya sudah mapan.

 Konstruksinya sederhana, pemakaian ruangan relatif kecil.

 Prosedur mengoperasikannya tidak berbelit-belit, sangat mudah

diketahui/dimengerti oleh para operator yang berlatar belakang pendidikan

rendah.

 Konstruksinya dapat dipisah-pisah satu sama lain, tidak merupakan satu kesatuan yang utuh, sehingga pengangkutannya relatif gampang.

2.1.4. Bagian-Bagian Heat Exchanger Tipe Shell and Tube a. Cangkang (Shell)

Shell Biasanya terbuat dari baja maupun paduannya. Mengenai

dimensi dan tebal dinding shell, standar TEMA mengatur dalam satuan inch dan

millimeter mulai dari 6 inch (152 mm) hingga 100 inch (2540 mm) untuk

diameter dalam shell dan 1/8 inch (3,2 mm) sampai dengan ½ inch (12,7 mm)

untuk ketebalannya. Sedangkan material yang digunakan untuk spesifikasi shell

disarankan mengacu kepada ASTM. Untuk shell cover, ketebalan yang dipakai

minimal sama dengan ketebalan dari shell.

Gambar 2.4 menunjukkan susunan mekanik penukar panas shell

and tube. Gambar 2.4(a) memperlihatkan susunan one shell and single tube-pass,

sedangkan Gambar 2.4(b) sampai dengan Gambar 2.4(d) menunjukkan susunan

one shell and two tube-passes. Gambar 2.4(b) merupakan susunan untuk tipe

U-tube, Gambar 2.4(c) untuk fixed tubesheet, dan Gambar 2.4(d) untuk floating

Gambar 2.4 Susunan Mekanik Heat Exchanger Tipe Shell and Tube

b. Pipa (Tube)

Karakteristik tube di dalam heat exchanger berpengaruh besar

dimensi, material, maupun susunannya. Dimensi dari pipa tersedia dalam satuan

inch. Dalam standar TEMA, diameter luar pipa dibatasi mulai dari ¼ inch (6,4

mm) sampai dengan 2 inch (50,8 mm). Tebal tipisnya dinding tube ini berkaitan

dengan tahanan termal pada sisi dinding pipa, semakin tebal berarti tahanan

termal semakin besar dan semakin buruk dalam menghantarkan panas. Material

pipa yang tersedia untuk pembuatan tube ini biasanya berupa baja karbon dan

paduannya, nikel dan paduannya, maupun aluminium dan paduannya.

c. Sekat Menyilang (Baffle)

Baffle berfungsi sebagai sekat untuk mengarahkan aliran fluida di

dalam shell dan menaikkan kecepatan aliran atau membuat aliran menjadi

turbulen. Adanya turbulensi akan meningkatkan koefisien perpindahan panas

sehingga akan meningkatkan laju perpindahaan panas. Meskipun demikian,

pemasangan baffle juga menaikkan penurunan tekanan atau pressure drop aliran

fluida. Baffle terpasang pada tie rod.

Dalam standar TEMA, diatur jarak antara satu baffle dengan baffle

yang lainnya yang disebut sebagai baffle spacing. Jarak antara baffle yang satu

dengan yang lainnya dibuat sama, apabila tidak memungkinkan maka bisa diambil

jarak yang terdekat adalah bagian yang berdekatan dengan ujung shell, sedangkan

yang lain dibuat jarak yang sama antara baffle satu dengan baffle yang lainnya.

Jarak antar baffle dibatasi paling dekat 1/5 dari diameter dalam shell. Hal ini

bertujuan untuk menghindari terjadinya pressure drop yang terlalu besar,

hal ini bertujuan untuk menghindari terjadinya getaran pada pipa. Apabila terjadi

getaran, maka pipa yang terpasang pada tubesheet akan ikut bergetar dam

berpotensi untuk menciptakan kebocoran. Dalam perancangan heat exchanger,

akan dipergunakan satu dari beberapa desain baffle seperti ditunjukkan pada

gambar 2.5.

Pada baffle diatas terdapat bagian yang terpotong sebagai jalan

fluida untuk mengalir. Nama baffle biasanya disesuiakan dengan beberapa persen

dari baffle yang terpotong. 25% segmental baffle cut berarti 25% dari diameter

baffle terpotong sebagai jalan masuknya fluida.

d. Tie Rod

Tie rod adalah batang silinder dengan diameter tertentu yang

berfungsi sebagai tempat bertumpunya baffle. Tie rod terpasang pada tubesheet

dengan mekanisme ulir, sedangkan pada ujung lainnya dilengkapi dengan

pasangan baut dan ulir untuk menahan baffle tetap berda pada posisinya.

Dalam standar TEMA, diatur tentang ukuran besar diameter tie rod

sebagai fungsi dari diameter dalam shell, semakin besar diameter dalam shell,

maka semakin besar pula diameter tie rod dan jumlahnya semakin banyak karena

Gambar 2.5 Desain-Desain Baffle

e. Tubesheet

Fungsi tubesheet ini adalah sebagai tempat terpasangnya pipa.

Susunan pipa yang terpasang bisa berbentuk triangular, rotated triangular,

square, maupun rotated square. Pipa biasanya terpasang tidak simetris.

Ketidaksimetrisan ini terdapat pada bagian yang berdekatan dengan nozzle tempat

fluida yang mengalir masuk ke dalam shell. Bagian tersebut tidak terdapat pipa

karena bertujuan untuk meminimalkan kontraksi yang terjadi pada perpipaan

f. Tube Pitch

Dalam standar TEMA, diatur bahwa jarak-jarak terpendek adalah

1- 1/4 kali dari titik pusat pipa. Jarak terdekat antara kedua lubang ini biasanya

disebut clearance. Keuntungan dari bentuk square pitch adalah kemudahan dalam

perawatan secara mekanik karena terdapat suatu clearance yang teratur posisinya

membentuk garis horizontal dan vertical, juga pressure drop yang dimiliki tipe ini

kecil karena aliran fluida tidak ada yang menghalangi. Apabila diinginkan laju

perpindahan panas yang lebih besar, dapat dipilih tipe triangular pitch. Pada tipe

ini aliran fluida tidak dapat mengalir lancar karena terhalang oleh pipa yang

berada di depannya sehingga terjadi turbulensi dan pressure drop menjadi besar.

Dari sisi perawatan secara mekanik tipe ini lebih sulit dalam pembersihan kerak

yang berada diluar pipa karena sikat penggosok tidak dapat melewati clearance

dengan mudah. Adanya susunan pipa yang berbentuk segitiga menghalangi sikat

penggosok.

2.2 Proses Perancangan

Banyak alternatif desain yang dapat digunakan dalam perancangan heat

exchanger namun perlu adanya optimalisasi desain untuk mengurangi biaya. Perlu

adanya teknik trial and error untuk mendapatkan desain yang paling optimal.

Beberapa parameter dan batasan yang digunakan dalam perancangan adalah :

1. Temperatur masuk dan keluar

2. Laju aliran massa fluida

4. Pressure loss/drop atau penurunan tekanan yang diijinkan pada kedua sisi

heat exchanger.

5. Sifat-sifat fluida

6. Fouling resistance atau tahanan pengotor untuk masing-masing aliran.

Dalam perancangan kita juga harus mempertimbangkan adanya penurunan

tekanan yang di dalam tube maupun di dalam shell. Selain itu, ada juga beberapa

parameter yang menjadi batasan, yaitu :

1. Kecepatan maksimum di dalam tube. Bila kecepatan aliran fluida di dalam

tube terlalu besar maka akan terjadi erosi.

2. Kecepatan minimum di dalam tube. Laju pengotoran dapat menigkat

apabila kecepatan fluida di dalam tube terlalu kecil.

3. Kecenderugan getaran-getaran pada tube. Banyak kegagalan pada heat

exchanger yang disebabkan oleh terjadinya flow-induced vibration pada

tube. Peristiwa ini terjadi karena terdapat kecepatan kritis pada tube yang

dapat menyebabkan getaran pada tube.

2.3 Perpindahan Panas pada Heat Exchager Tipe Shell and Tube

Persamaan dasar yang digunakan untuk menghitung laju perpindahan

panas dalam heat exchanger adalah :

Q = U . A . ΔT (2.1)

Dimana Q adalah laju perpindahan panas total, ΔT adalah perbedaan temperatur

(LMTD), A adalah luas permukaan perpindahan panas, dan U adalah koefisien

perpindahan panas total. Luas permukaan perpindahan panas diperoleh dari :

A =

n

_.(

π

_{.D.L) (2.2)}

dimana n adalah jumlah tube, dan L adalah panjang tube. Karena luas perpindahan

panas yang dipilih sebagai referensi adalah luas permukaan luar tube, maka

diameter D yang digunakan adalah diameter luar tube.

2.3.1. Laju Perpindahan Panas

Pada heat exchanger terjadi proses perpindahan panas dari fluida

bertemperatur lebih tinggi ke fluida bertemperatur lebih rendah. Berdasarkan

hukum keseimbangan energi, panas yang dilepaskan oleh fluida panas harus sama

dengan panas yang diterima fluida dingin sehingga laju perpindahan panas total

yang terjadi adalah :

) (

)

( _{h,in h,out c pc c,out c,in}

ph

hC T T M C T T

M

Q = − = − (2.3)

subscripth dan c masing-masing mempresentasikan fluida panas dan fluida

dingin.Mh dan Mcadalah laju aliran massa masing-masing fluida, Th,in dan Tc,in

adalah temperatur masuk masing-masing fluida. Th,out dan Tc,out adalah temperatur

keluar masing-masing fluida, serta cph dan cpc adalah kapasitas panas spesifik

masing-masing fluida.

Jika salah satu fluida yang mengalir dalam heat exchanger adalah udara

basah, maka terdapat kemungkinan terjadi kondensasi pada uap air yang

terkandung di dalam udara basah tersebut. Analisis yang berhubungan dengan

1. Psikometrik

Istilah udara basah digunakan untuk mempresentasikan campuran antara

udara kering dengan uap air dimana udara kering dianggap sebagai komponen

murni (bukan sebagai campuran). Sebagaimana dapat diperiksa dengan referensi

terhadap data sifat yang sesuai, campuran keseluruhan dan setiap komponen

campuran bereprilaku sebagai gas ideal pada kondisi-kondisi yang telah

ditentukan. Oleh karena itu, dalam perhitungan sifat-sifat udara basah dapat

digunakan konsep-konsep dalam perhitungan sifat-sifat gas ideal.

Sebuah tingkat kaeadaan tipikal uap air dalam udara basah diperlihatkan

pada gamnbar 2.6. Pada tingkat keadaan tersebut, ditetapkan dengan tekanan pv

dan temperatur campuran T, uap yang terjadi adalah uap super panas. Jika tekanan

parsial uap air dihubungkan dengan tekanan jenuh air pada temperatur campuran,

Pgpada gambar 2.6, maka campuran dikatakan sebagai campuran jenuh. Udara

jenuh merupakan campuran udara kering dan uap air jenuh. Jumlah uap air dalam

udara basah bervariasi (tergantung dari tekanan dan temperaturnya) dari nol pada

udara kering hingga maksimum pada kondisi campuran jenuh.

Kondensasi uap air terjadi pada temperatur titik embun, yaitu temperatur

jenuh pada tekanan parsial uap air tersebut. Tekanan parasial uap air dihitung

berdasarkan rasio kelembaban udara ω, yaitu perbandigan massa uap air (mv) terhadap massa udara kering (ma) yang dinyatakan sebagai :

a v

m m =

ω (2.4)

Gambar 2.6 Diagram T-v untuk Uap Air dalam Suatu Campuran Udara-Uap Air

Rasio kelembaban udara dapat dinyatakan dalam bentuk tekanan parsial

(pv) dan berat molekul (Mv)

a a

v v a

a v v a v

p M

p M RT V p M

RT V p M m m

= =

=

ω (2.5)

Dengan mengetahui bahwa pa = p – pv dan perbandigan antara berat molekul air

(18 kg/kmol) terhadap berat molekul udara kering (28.97 kg/kmol) adalah 0,622

maka

v v

p p

p − =0,622

ω (2.6)

2.3.2. Logaritmic Mean Temperature Difference (LMTD) 1. Heat Exchanger Aliran Belawanan Murni

Kasus heat exchanger aliran berlawanan murni diperlihatkan dalam

gambar 2.7. Panas berpindah dari suatu fluida panas pada temperatur Th menuju

fluida dingin pada temperatur Tc, dimana fluida yang satu mengalir dalam arah

yang berlawanan terhadap fluida lainnya.

Gambar 2.7 Heat Exchanger Aliran Berlawanan Murni

Pada kasus heat exchanger aliran berlawanan murni, perbedaan temperatur

rata-rata disebut sebagai logarithmic mean temperatur difference ΔTLM yang dinyatakan sebagai

(

) (

)

[

]

(

) (

)

[

hin cout hout cin

]

in c out h out c in h LM

M

T

T

T

T

T

T

T

T

T

T

, ,

, ,

, ,

, ,

/

ln

−

−

−

−

−

=

∆

=

2. Heat Exchanger Aliran Searah Murni

Kondisi untuk aliran searah murni diperlihatkan dalam gambar 2.8.

Perbedaan temperatur rata-rata dapat diperoleh melalui prosedur yang sama

seperti dalam perhitungan aliran berlawanan, yang dinyatakan dalam persamaan

berikut

(

) (

)

[

]

(

) (

)

[

hin cin hout cout

]

out c out h in c in h LM

M

T

T

T

T

T

T

T

T

T

T

, ,

, ,

, ,

, ,

/

ln

−

−

−

−

−

=

∆

=

∆

_(2.8)

Gambar 2.8 Heat Exchanger Aliran Searah Murni

Heat exchanger aliran searah murni mempunyai efisiensi yang lebih

rendah dari pada heat exchanger aliran berlawanan. Pada heat exchanger aliran

searah, temperatur keluar fluida dingin tidak bisa melebihi temperatur keluar

fluida panas. Sedangkan pada heat exchanger aliran berlawanan, temperatur

itu, heat exchanger aliran searah hanya digunakan dalam kondisi khusus seperti

pada saat dibutuhkan pendinginan awal suatu fluida yang cepat.

3. Heat Exchanger Tipe Shell and Tube dengan Aliran Tube Dua laluan

Kasus ini diperlihatkan secara skematik dalam gambar 2.9 dan telah

ditemukan solusinya oleh Underwood (1934). Pada kasus penukar panas tipe shell

and tube dengan aliran tube dua laluan atau one shell and two tube-passes

terhadap suatu faktor koreksi dalam menentukan perbedaan temperatur rata-rata.

Perbedaan temperatur rata-rata aktual diperoleh dengan cara mengalikan

perbedaan temperatur rata-rata pada kasus aliran berlawanan murni (persamaan

2.7) dengan nilai suatu faktor F sehingga diperoleh

LM

M

F

T

T

=

⋅

∆

∆

(2.9)

Nilai faktor F merupakan fungsi dari perbandingan temperatur R dan P yang

didefenisikan sebagai

(

)

(

cout cin

)

out h in h ph h

pc c

T T

T T c

M c M R

, ,

, ,

− − =

= (2.10)

(

)

(

hin cin

)

in c out c

T

T

T

T

P

, ,

, ,

−

−

=

(2.11)

dimana R dan P berkaitan erat terhadap efektivitas heat exchanger. Selanjutnya,

nilai faktor F dapat dihitung melalui persamaan

(

) (

)

[

]

(

1

)

ln

[

(

2

{

(

1

)

1

}

)

/

(

2

{

(

1

)

1

}

)

]

1

/ 1 ln 1

2 2

2

+ +

+ −

+ −

+ −

−

− −

+ =

R R

p R

R P R

PR P

R

F (2.12)

Persamaan 2.12 juga dapat digunakan untuk heat exchanger dengan

jumlah laluan empat, enam, delapan, dan lebih besar meskipun terdapat perbedaan

yang kecil. Persamaan tersebut banyak dipakai dalam perhitungan untuk semua

heat exchanger dengan jumlah laluan genap. Selain menggunakan persamaan

2.12, nilai faktor F juga bisa diperileh dari grafik pada gambar 2.10

2.3.3. Koefisien Perpindahan Panas Total

Koefisien perpindahan panas total (U) yang merupakan jumlah dari

seluruh koefisien perpindahan panas pada aliran internal, aloran eksternal, tahanan

pengotoran atau fouling resistance, dan tahanan dinding pipa dapat dihitung dari

persamaan

      +       + + + =

i o i i o i w o

o A

A h A A r r r h U

1 1

1

(2.13)

diamana ho dan hi adalah koefisien perpindahan panas untuk aliran eksternal dan

internal, ro dan ri, masing-masing adalah tahanan termal akibat pengotoran aliran

fluida eksternal dan internal, serta rwadalah tahanan termal dinding tube.Ao dan

Ai adalah luas permukaan luar dan dalam tube.

1. Aliran Internal

Penggambaran aliran fluida dalam pipa dapat dilihat kembali dari

penemuan bilangan Reynolds dimana pada kecepatan rendah aliran yang terjadi

adalah laminar, yaitu fluida mengalir dalam aliran-aliran yang halus disertai

perpindahan momentum dan panas di antara aliran-aliran yang diatur oleh

pergerakan molekul, serta penurunan tekanan dalam pipa berhubungan langsung

dengan konduktivitas termal yang dipengaruhi oleh viskositas dan perpindahan

panas. Pada kecepatan yang lebih tinggi, aliran yang terjadi adalah turbulen

dimana proses transport dipercepat oleh komponen-komponen lateral kecepatan

fluida sehubungan dengan adanya pusaran-pusaran yang terjadi. Peralihan dari

Re = ρ . U . D (2.14)

antara 2000 hingga 4000. Untuk beberapa perhitungan, suatu nilai kritis 2300

dapat digunakan, namun perlu diingat bahwa dalam kondisi sebenarnya,

perubahan pola aliran tidak diperlihatkan secara tajam sehingga diperiksa sebagai

pola aliran transisional.

1.1 Faktor Gesekan pada Aliran dalam Pipa

Faktor gesekan

f

o, didefenisikan sebagai

fo = ₀ 2

2 1

∞

U ρ

τ (2.15)

dimana

τ

0 adalah tegangan geser di dinding pipa dan U∞ adalah untuk kecepatan

fluida di luar lapisan batas. Faktor gesekan berhubungan dengan penurunan

tekanan sebagaimana dinyatakan dalam persamaan berikut untuk suatu pipa

dengan panjang L dan diameter D

DL U

f DL D

pπ τ π ρ π

  

  = =

∆ 2

0 0

2

2 1

4 (2.16)

atau

      =

∆

2 4

2 0

U D L f

p ρ (2.17)

Faktor gesekan adalah suatu fungsi dari bilangan Reynolds, ReD. Fungsi

tersebut dapat diturunkan secara analitik unutk aliran laminar, namun bergantung

pada kolerasi data ekperimental untuk aliran turbulen.

Faktor gesekan untuk aliran laminar fully developed di dalam suatu pipa

Re 16 16

0 = =

UD f

ρ η

(2.18)

sedangkan faktor gesekan untuk aliran turbulen fully developed di dalam suatu

pipa yang halus dinyatakan dengan

4 1 0 0,079Re

−

=

f untuk Re ≤ 2ҳ104 (2.19)

dan

5 1 0 0,046

−

=

f untuk Re > 2x104 (2.20)

Selain itu menggunakan persamaan-persamaan di atas, faktor gesekan

untuk aliran turbulen dapat dicari dari gambar 2.11. Pada gambar tersebut efek

kekasaran permukaan diklasifikasikan menurut nilai perbandingan e/D, dimana e

adalah tinggi kekasaran ekuivalen. Nilai f pada gambar merupakan empat kali dari

nilai fo, (f=4f0). Faktor gesekan untuk permukaan kasar yang mempunyai bilangan

Reynolds di atas nilai yang tercantum dalam diagram Moody tidak lagi sebagai

fungsi dari Re.

Dalam kenyataannya, permukaan pipa tidaklah halus sempurna, dan faktor

gesekan aliran turbulen sangat dipengaruhi oleh kondisi permukaan pipa.

Meskipun demikian, hal tersebut tidak terjadi pada aliran laminar. Sebuah

persamaan eksplisit yang cukup berguna untuk aliran turbulen (104 > Re > 4.108) baik di dalam pipa halus maupun pipa kasar telah diberikan oleh N.H Chen

(1979), yaitu                 +       − − = 8981 , 0 1098 , 1 0 Re 8506 , 5 8257 , 2 1 log Re 0452 , 5 7065 , 3 log 0 , 2 4 1 D e D e

Gambar 2.11 Faktor Gesekan sebagi Fungsi Bilangan Reynolds dan Kekasaran Relatif untuk Pipa Bulat – Diagram Moody

1.2 Koefisien Perpindahan Panas Aliran dalam Pipa

Koefisien perpindahan panas untuk aliran dalam pipa merupakan fungsi

dari bilangan Nusselt, konduktivitas termal, dan diameter dalam pipa. Bilangan

Nusselt sendiri mempunyai kolerasi dengan bilangan Reynolds dan bilangan

Prandtl. Perhitungan koefisien perpindahan panas aliran dalam pipa dapat

menggunakan persamaan-persamaan yang tercantum dalam tabel 2.1 sesuai

dengan bilangan Reynolds dan bilangan Prandtl yang diberikan. Hubungan

bilangan Nusselt (Nu) dengan koefisien perpindahan panas (h) dinyatakan sebagai

k D h

Nu_D = . (2.22)

Tabel 2.1 Rangkuman Persamaan-Persamaan Konveksi untuk Aliran dalam Pipa

2. Aliran Eksternal

2.1. Metode Bell-Delaware

Bell-Delaware menemukan metode perhitungan perpindahan panas dan

penurunan tekanan untuk aliran fluida di dalam shell dengan menggunakan

1. Kebocoran yang melalui celah anatar tube dan baffle serta celah antara

baffle and shell

2. Aliran yang melalui celah antar tube bundle dan shell

3. Efek dari konfigurasi baffle

4. Efek kerugian gradient temperatur dalam perpindahan panas pada

aliaran laminar.

Perhitungan koefisien perpindahan panas dan penurunan tekanan pada

metode Bell-Delaware dilakukan melalui beberapa langkah. Langkah-langkah

tersebut adalah sebagai berikut :

1. Bilangan Reynolds (Re) yang dinyakan sebagai

η ρ. max. 0

Re= V D (2.23)

dimana ρdan η adalah kerapatan dan viskositas fluida, serta D0 adalah diameter luar tube. Sedangkan Vmax adalah kecepatan

maksimum antar tube di sekitar garis tengah aliran yang dihitung dari

persamaan

Vmax =

m T

S M

.

ρ (2.24)

MT adalah laju aliran massa total pada sisi shell dan Sm adalah luas

penampang aliran di sekitar garis tengah. Nilai Sm untuk susunan tube

triangular dinyatakan sebagai

(

)

_

  

 

− −

+ −

= _{T o}

T s OTL OTL

s

m P D

P D D D

D L

(

)

      − −       − − + = − − OTL c s OTL c s OTL c s D L D D L D D L D

Fc 1 π 2 2 sin cos 1 2 2cos 1 2

π

dimana LB adalah jarak selang antar baffle,Ds adalah diameter dalam

shell , DOTL adalah diameter bundle, dan PT adalah tube pitch.

2. Fraksi tube pada aliran menyilang (Fc) yang besarnya dapat dihitung

dengan persamaan

(2.26) Lc adalah jarak baffle cut yang dinyatakan sebagai

100 s c c D B

L = (2.27)

diamana Bc adalah % baffle cut.

3. Faktor koreksi untuk konfigurasi baffle(Jc) yang dinyatakan sebagai

Jc = 0,55 + 0,72 . Fc (2.28)

4. Luas penampang aliran pada celah antara shell dan baffle (Ssb) yang

diperoleh dari persamaan

            − − = − s c sb s sb D L D

S .δ π cos 1 1 2 (2.29)

sb

δ adalah jarak radial antara shell dan baffle.

5. Luas penampang pada celah antara shell dan baffle(Stb)

(

)

2 1 . .

. _{0 tb T c}

tb

F N

D

S =π δ + (2.30)

tb

δ adalah jarak radial antara tube dan baffle.

6. Fraksi luas penampang aliran menyilang yang tersedia untuk aliran

(

)

m

B OTL s

bp

S L D D

F = − . (2.31)

7. Jumlah baris menyilang (Nc) yang diperoleh dari persamaan

TP s

c s

c

P D

L D

N

   

 

− =

2 1

(2.32)

dimana PTPadalah jarak antar baris-baris tube searah aliran. Untuk

susunan tube triangular nilai PTP adalah 0.866 PT

8. Koefisien perpindahan panas di sisi shell (α₀) yang dinyatakan sebagai

0

α = α_c. JC. JL . JB (2.33) dimana JLadalah faktor koreksi karena adanya celah antara shell dan

baffle serta tube dan baffle yang nilainya dapat diperoleh dari Gambar

2.12. Sedangkan JBadalah faktor koreksi akibat aliran bypass yang

nilainya dapat dicari dari Gambar 2.13. α_c adalah koefisien perpindahan panas aliran menyilang ideal yang diperoleh dari

persamaan

c

α =

0

.

D N_U λ

Gambar 2.12 Faktor Koreksi Karena Kebocoran antara Shell dan Baffle serta Tube dan

Gambar 2.13 Faktor Koreksi karena Aliran Bypass untuk Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas (JB)

Seperti halnya pada perhitungan koefisien perpindahan panas, perhitungan

penurunan tekanan pada metode Bell-Delaware juga memperhitungkan beberapa

faktor koreksi. Adapun langkah-langkah perhitungan penurunan tekanan

berdasarakan metode Dellware adalah sebagai berikut :

1. Penurunan tekanan aliran menyilang ideal (ΔPc) yang dinyatakan sebagai

dimana Kf adalah suatu parameter (bilangan Euler) yang diperoleh dari persamaan 4 4 3 4 2 4 3 Re 10 . 241 , 0 Re 10 . 155 , 0 Re 10 . 335 , 0 Re 10 . 247 , 0 975 ,

0 + + + +

=

f

K (2.36)

untuk 3 < Re < 103

4 13 3 11 2 7 4 Re 10 . 599 , 0 Re 10 . 113 , 0 Re 10 . 984 , 0 Re 10 . 339 , 0 245 ,

0 + − + −

=

f

K (2.37)

untuk 103 < Re < 106

2. Penurunan tekanan untuk ideal window zone (Δpw) yang dihitung dengan persamaan

(

)

ρ . . . 2 . 6 , 0 2 2 w m s cw w S S M N p = +

∆ for Re > 100 (2.38)

3. Jumlah baris aliran menyilang efektif pada window zone (Ncw) diperoleh

dari persamaan

Ncw =

TP c P L . 8 , 0 (2.39)

4. Luas penampang aliran pada window zone (Sw) yang dinyatakan sebagai

(

)

2

0 2 1 2 . 1 8 . 2 1 . 2 . 2 cos

4 F D

N D L D D L D D L D D

S T _c

s c s s c s s c s s

w _− − π

            − −       − −       − = −

5. Diameter Ekuivalen pada window zone (Dw) yang dihitung dengan

persamaan

(

c

)

s b

T w w D D F N S D Θ + − = 0 1 2 . 4 π (2.41)

   



 −

=

Θ −

s c s b

D L D 2. cos

.

2 1 (2.42)

6. Penurunan tekanan melintasi shell (Δps) yang dinyatakan sebagai

(

)

[

]

_

  

 

+ ∆

+ ∆

+ ∆

− = ∆

c cw B

c L

w B

c s

N N R

p R

p N R p N

p 1 . . 2. . 1 (2.43)

dimana RL adalah faktor koreksi karena adanya celah antara shell dan baffle serta

tube dan baffle yang nilainya dapat diperoleh dari Gambar 2.14. Sedangkan RB

adalah faktor koreksi akibat aliran bypass yang nilainya dapat dicari dari Gambar

2.15.

Gambar 2.14 Faktor Koreksi karena Kebocoran antara Tube dan Baffle serta Shell dan Baffle untuk Perhitungan Penurunan Tekanan (RL)

Gambar 2.15 Faktor Koreksi karena Aliran Bypass untuk Perhitungan Penurunan Tekanan (RB)

2.2 Metode Delaware dan Wills and Johnstone

Metode ini merupakan basis kode-kode komputer modern untuk prediksi

serta perhitungan aliran dan perpindahan panas pada sisi shell walaupun belum

dikembangkan untuk perhitungan manual. Meskipun demikian, Wills and

Johnston (1984) telah mengembangkan sebuah versi sederhana metode tersebut

yang dapat digunakan untuk perhitungan manual. Metode tersebut telah diadopsi

oleh Engineering Sciences Data Unit (ESDU, 1983) dan mampu menghasilkan

Basis metode ini diperlihatkan dalam Gambar 2.16. Fluida mengalir dari A

ke B dengan berbagai rute yang masing-masing ditandai dengan subscript.

Kebocoran-kebocoran terjadi antara tube dan baffle (t), antara baffle dan shell (s),

bagian aliran menyilang yang melewati tube (c), serta bagian aliran bypass di luar

bundle (b). Aliran menyilang dan bypass bersatu membentuk aliran yang melalui

celah di luar baffle-cut (w).

Gambar 2.16 Aliran-aliran Berdasarkan Metode Wills and Johstone

Prosedur perhitungan dengan menggunakan metode Wills and Johstone :

1. Perhitungan koefisien-koefisien tahanan

i. Koefisien tahanan kebocoran antara shell dan baffle (ns) yang

diperoleh dari

(

)

(

)

2

177 , 0

2

/ 3 , 2 /

036 , 0

s

sb b sb

b s

S t t

n

ρ

δ

δ ₊ −

Dimana Ss adalah luas penampang aliran pada celah antara shell dan

baffle yang dihitung dari

(

s sb

)

sb

s D

S =π −δ δ (2.45)

sb

δ adalah jarak radial antara baffle dan shell serta tbadalah ketebalan

baffle.

ii. Koefisien tahanan kebocoran antara tube dan baffle (nt) yang

didefenisikan sebagai

(

)

(

)

2 177 , 0 2 / 3 , 2 / 036 , 0 t tb b tb b t S t t n ρ δ

δ ₊ −

= (2.46)

Dimana δ_tb adalah jarak radial antara tube dan baffle sera St adalah luas penampang aliran pada celah antara tube dan baffle yang dihitung

dari

(

_tb

)

_tb

T

t N D

S = π ₀ −δ δ (2.47)

iii. Koefisien tahanan aliran pada window (nw) yang dinyatakan sebagai

(

)

2 2 / 6856 , 0 exp 9 , 1 w m w w S S S n ρ = (2.48)

Dimana Smadalah luas aliran menyilang dan Sw adalah luas aliran pada

window yang keduanya telah didefenisikan dalam metode Delaware.

iv. Koefisien tahanan aliran bypass (nb) yang diperoleh dari

(

)

2 2 / 2 b ss TP c s b S N P L D a n ρ + − = (2.49)

Dimana Dsadalah diameter dalam shell,Lc adalah jarak baffle cut,PTP

strip penutup, dan Sb adalah luas penampang aliran bypass yang

dihitung dari

(

by pp

)

B

b L

S = 2δ +δ (2.50)

by

δ adalah jarak radial antara bundle dan shell serta δ_pp adalah jarak yang berhubungan dengan pass partition. Keberadaan pass partition di

dalam shell akan menaikkan luas bypass jika berada searah dengan

aliran. Konstanta a pada persamaan 6.53 bernilai 0,266 untuk susunan

tube square dan bernilai 0,133 untuk susunan triangular, rotated

triangular, dan rotated square.

2. Perhitungan koefisien tahanan aliran menyilang (nc) yang dinyatakan

sebagai

2

2 _m

f c c

S K N n

ρ

= (2.51)

Kftelah didefenisikan pada metode Delaware yang merupakan fungsi dari

bilangan Reynolds, dimana

m c

S M D V

D

η η

ρ _{0 max 0}

Re= = (2.52)

Mc merupakan laju aliran massa menyilang yagn melewati tube yang

besarnya adalah

Mc = Fcr MT (2.53)

Nilai Fcrdiperkirakan terlebih dahulu sebagai harga tebakan awal.

3. Memperkirakan harga fraksi aliran menyilang Fcr yang baru dengan

(

)

2 2 1 2

1 − −

− ₊

= _{c b}

cb n n

n (2.54a)

cb w

a n n

n = + (2.54b)

(

)

2

2 1 2 1 2

1 _{− −} −

− _{+ +}

= a s t

p n n n

n (2.54c)

Nilai Fcr baru diperoleh dari persamaan

1 2 1 2 1 1 −               +       = b c a p cr n n n n F (2.55)

4. Iterasi untuk memperoleh nilai Fcr

5. Perhitungan fraksi-fraksi aliran diberikan oleh persamaan-persamaan

berikut :

i. Aliran bypass

1 2 1 2 1 1 −               +       = c b a p b n n n n F (2.56)

ii. Aliran pada celah antara shell dan baffle

2 1       = s p s n n F (2.57)

iii. Aliran pada celah antara tub dan baffle

2 1       = t p t n n F (2.58)

Sebagai perhatian, bahwa Fb + Fs + Ft + Fcr = 1

6. Perhitungan penurunan tekanan pada sisi shell

2

T pM

n p=

∆ (2.59)

Penurunan tekanan sisi shell total adalah

(

N

)

p

p_s = + ∆

∆ 1 (2.60)

7. Perhitungan koefisien perpindahan panas

Koefisien perpindahan panas dihitung seperti pada metode Delaware

namun harga Re diambil dari persamaan 6.57 sehingga

(

0,34

)

0 0

Pr Rem

u _a

D D

N λ λ

α = = (2.61)

dimana a = 0,273 dan m = 0,635 untuk susunan staggered tube banks dan

bilangan Reynolds 3 x 102 < Re ≤ 2 x 105

2.3.3.3. Kondensasi pada Bagian Luar Sistem Tube Horisontal

Tube horisontal sering digunakan sebagai permukaan perpindahan panas

untuk kondensasi. Kondensasi dapat terjadi pada bagian luar maupun bagian

dalam tube. Koefisien perpindahan panas kondensasi yang terjadi pada bagian luar

tube dan tube bank diperoleh dari bilangan Nusselt. Adapun langkah-langkah

dalam perhitungan koefisien perpindahan tersebut adalah sebagai berikut :

1. Koefisien perpindahan panas rata-rata untuk kasus tube horisontal yang

dihitung dengan persamaan

(

)

(

)

4 1 2

.

. .

. 275 , 0

    

  

− − =

−

W sat L

LG G L L L

f _{DT T}

h g η

ρ ρ ρ λ

α

(2.62)

2. Koefisien perpindahan panas air (α_W) yang dinyatakan sebagai

3 1 8 , 0

Pr . Re . 023 ,

0 _{W W}

W =

3. Bilangan Prandtl air (PrW) yang diperoleh dari persamaan

W W W W

Cp λ

η

.

Pr = (2.64)

4. Bilangan Reynolds air (ReW) yang diperoleh dari persamaan

W W W W

D U

η

ρ . ₂

.

Re = (2.65)

5. Laju kondensasi persatuan panjang tube (mc) yang dihitung dari persamaan

LG

h q D

m. = −π. 1. _(2.66)

Keterangan dari simbol-simbol yang digunakan dalam perhitungan

koefisien perpindahan panas kondensasi di atas adalah sebagai berikut :

D1 = diameter tube bagian dalam η = viskositas

D2 = diameter tube bagian luar Cp = koefisien kapasitas panas

Ρ = kerapatan fluida T = temperatur

λ = konduktivitas termal U = kecepatan

g = percepatan grafitasi q = fluks panas

h = entalpi

Pada susunan tube vertikal, lapisan film kondensasi pada baris tube teratas akan

turun pada tube di bawahnya, sehingga koefisien perpidahan panas pada tube yang

berada di bawahnya lebih kecil. Koefisien perpindahan panas rata-rata dapat

dihitung dengan persamaan

4 1 1.

− −

= N

N α

dimana N adalah jumlah baris pada susunan tube vertikal, dan 1

−

α adalah koefisien perpidahan panas pada baris pertama. Pada kenyataannya, kondisi ideal tidak

dapat tercapai. Oleh karena itu, Kern menyarankan bahwa nilai koefisien

perpindahan panas berkurang dengan cepat seiring bertambahnya jumlah baris

sehingga persamaan di atas dimodifikasi menjadi

6 1 1.

− −

= N

N α

BAB III

ANALISIS KESETIMBANGAN ENERGI 3.1. Data-data Kondisi Operasi

Gambar 3.1 memperlihatkan diagram proses pada aftercooler kompresor.

Sebagai input data dalam perancangan heat exchanger, data-data yang diketahui

adalah :

Gambar 3.1 Ilustrasi sederhana Proses pada Heat Exchanger

1. Fluida pada sisi tube : Udara bertekanan

i. Komposisi udara masuk

Laju aliran massa udara kering, mu = 8000 m3/h = 58,13 kg/s ii. Temperatur udara masuk, Tu,i = 80 0C

iii. Temperatur udara keluar, Tu,o = 37 0C

iv. Tekanan udara masuk, p1 = 2,65 MPa = 26,5 bar

2. Fluida pada sisi shell : Air

i. Laju aliran massa air, ma = 50,2 kg/s

ii. Temperatur air masuk, Ta,i = 28 0C iii. Laju aliran massa uap air, ma,i = 1,04 kg/s

iv. Tekanan air masuk, pw = 0,35 MPa = 3,5 bar

Kondisi berat jenis udara (ρ) pada saat masuk heat exchanger dapat dihitung dengan menggunakan rumus gas ideal :

RT

Pv= atau P=ρRT atau

RT P

= ρ

Sifat-sifat udara didapat dari tabel heat transfer dengan data-data sebagai berikut :

P = 26,5 bar = 2650 kPa R = 0,287 kPa⋅m kg⋅K

3

T = 80 0C = 353 K

3

3 26,16

353 287

, 0

2650

m kg K

kg m

kPa kPa RT

P

= ⋅ ⋅ =

=

⋅

ρ

Maka laju aliran massa udara :

s kg hr

kg hr

m m

kg

u v

m 26,16 8000 3 209280 58,13

3⋅ = =

= ⋅ =ρ

3.2. Analisis Kesetimbangan Energi 3.2.1 Analisis pada Sisi Tube

1. Perhitungan Laju Perpindahan Panas

1. Laju perpindahan panas aktual yang terjadi di dalam heat exchanger

adalah :

) .(

. _{, ,}

. .

out h in h h

h Cp T T

m

Q= −

K C

C T

T

T uin uout 58,5 331,5

2 37 80 2 0 0 , , + ₌ + _{= =} =

Sehingga panas spesifik udara (Cph) = 1,0078 kJkg.K

Jadi, laju perpindahan panas yang terjadi adalah :

Q mh.Cph.(Th,in Th,out) 58,13kgs.1,0078kJkg.K.(353 310)K 2519,08kW . . = − = − =

Setelah laju perpindahan panas yang terjadi telah diketahui, maka laju

aliran massa air masuk dapat dicari dengan menggunakan hukum kesetimbangan

energi :

udara

air Q

Q =

Panas yang diepas udara = Q_ud =m_ud ⋅Cp_ud ⋅(T_in −T_out)

Panas yang diterima air pendingin = Q_ud =m_air ⋅Cp_air ⋅(T_out −T_in) Maka laju aliran massa air adalah :

s kg air s kJ K kg kJ air udara air m K m Q Q 2 , 50 08 , 2519 ) 301 313 ( 18 , 4 . = = − ⋅ ⋅ =

2. Laju perpindahan panas maksimal rata-rata yang terjadi di dalam heat

exchanger adalah :

c c c h

h Cp T m Cp T

m

Q= ∆ = ∆

. .

. .

Panas spesifik (Cph) udara pada temperatur rata-rata :

K kg kJ h out u in u Cp K C C T T T . 0 0 , , 0078 , 1 5 , 331 5 , 58 2 37 80 2 = = = + = + =

Maka : K kW K kg kJ s kg c c c K kW K kg kJ s kg h h h Cp m C Cp m C 8 , 209 18 , 4 . 2 , 50 . 58 , 58 0078 , 1 . 13 , 58 . . . . . = = = = = =

Oleh karena itu Cmin = Ch = 58,58kWK

Jadi laju perpindahan panas maksimum rata-rata adalah :

kW K

T T C

Q kW_K

in c in

h ) 58,58 .(353 301) 3046,16

.( _{, ,} min max . = − = − =

Efektivitas heat exchanger :

82 , 0 16 , 3046 08 , 2519 max = = = kW kW Q Q ε

3. Analisis Psikometrik

 Laju aliran massa uap air :

Analisis psikometrik digunakan untuk mengetahui rasio kelembaban

udara yang digunakan untuk menghitung tekanan parsial uap air dan

titik embun uap air. Besaran-besaran tersebut dinyatakan melalui

perhitungan-perhitungan sebagai berikut :

Entalpi spesifik uap air pada temperatur rata-rata :

kg kJ fg out a in a h C T C C T T T 9 , 2420 34 34 2 40 28 2 0 0 0 , , = ⇒ = =       + = + = − −

s kg kg kJ s kJ fg i a h Q

m 1,04

9 , 2420 08 , 2519 . , . = = =

 Rasio kelembaban udara pada saat masuk/humidity ratio (ω_i)

017 , 0 13 , 58 04 , 1 , = = = s kg s kg m m u i a i ω

 Tekanan parsial uap air masuk (p_v,_i)

bar p p bar p p p p i v i v i v i v i v i 7 , 0 5 , 26 622 , 0 017 , 0 622 , 0 , , , , , =         − =         − = ω

 Temperatur titik embun uap air diperoleh dari tabel termodinamika pada p_v,_i =0,7bar. Titik embun uap air Td = 89,9

0

BAB IV

PERANCANGAN HEAT EXCHANGER TIPE SHELL AND TUBE

4.1. Tahap Perancangan

Proses perancangan penukar panas atau heat exchanger dilakukan dalam

beberapa tahapan. Tahapan-tahapan tersebut harus dipenuhi agar diperoleh desain

heat exchanger yang sesuai permintaan. Pada perancangan ini, heat exchanger

befungsi sebagai aftercooler kompresor, yaitu digunakan untuk mendinginkan

udara bertekanan yang keluar dari kompresor. Udara tersebut dialirkan pada

susunan pipa-pipa atau tube, sedangkan fluida pendingin yang digunakan adalah

air sungai yang dialirkan pada sisi shell. Data-data kondisi operasi yang diketahui

adalah laju aliran massa udara, temperatur udara masuk dan keluar, tekanan udara

masuk, serta komposisi udara pada sisi tube. Sedangkan pada sisi shell diketahui

laju aliran massa air, temperatur air masuk, dan tekanan air masuk.

Salah satu fluida kerja pada heat exchanger adalah udara basah sehingga

diperlukan analisis psikometrik untuk mengetahui kelakuan udara basah tersebut.

Kemudian dilakukan perhitungan perbedaan temperatur rata-rata atau LMTD.

Setelah menentukan geometri tube, harus dilakukan iterasi untuk mendapatkan

kecepatan udara di dalam tube yang diijinkan. Apabila geometri yang dipilih telah

sesuai, koefisien perpindahan panas total yang dibutuhkan dapat dihitung dengan

metode LMTD.

Koefisien perpindahan panas aktual diperoleh dari perhitungan koefisien

serta tahanan dinding pipa. Pada saat menganalisis aliran fluida di dalam shell

harus dilakukan iterasi agar diperoleh kondisi aliran fluida yang sesuai. Koefisien

perpindahan panas total perhitungan harus dievaluasi dengan koefisien

perpindahan panas yang dibutuhkan. Oleh karena itu, diperlukan proses iterasi

hingga diperoleh desain heat exchanger yang sesuai.

Parameter perancangan ini berdasarkan survey yang dilakukan di PT. Aneka Gas

Industri Region I Sumatera Utara.

Adapun spesifikasi data yang diperoleh dari hasil survey yang akan digunakan

dalam perancangan Heat Exchanger adalah :

a. Komposisi udara masuk

1. Laju aliran udara kering : 8000 m3/h = 58,13 kg/s

2. Temperatur udara masuk : 80 0C

3. Temperatur udara keluar : 37 0C

4. Tekanan masuk : 2,65 MPa = 26,5 bar

b. Komposisi air masuk

1. Laju aliran massa air masuk : 50,2 kg/s

2. Temperatur air masuk : 28 0C

4.2. Perhitungan LMTD (Logarithmic Mean Temperature Difference) dan Koefisien Perpindahan Panas Total Yang Dibutuhkan

4.2.1. Logarithmic Mean Temperature Difference (LMTD)

T

80 0C

Δ T1 = 40 0

C

udara

37 0C 40 0C

ΔT2 = 9 0

C

air

28 0C

Gambar 4.1 Gambar grafik Logarithmic Temperature Difference

Logarithmic Mean Temperature Differenceyang terjadi adalah :

K T

T T T

LMTD 0

2 1

2

1 _20,6

5 , 1 31

9 40 ln

) 9 40 (

ln

= =      

− =      

∆ ∆

∆ − ∆ =

Sebelum melakukan perhitungan pada sisi tube dibutuhkan geometri tube

dalam penukar panas. Oleh karena itu, geometri tube yang dipilih adalah :

Diameter luar tube : Do = 0,5 inch = 12,7 mm (BWG = 20)

Diameter dalam tube : Di = 0,430 inch = 10,9 mm

Panjang tube : L = 3 m =3000 mm

1. Luas perpindahan panas total dinyatakan dengan persamaan :

L D N

A= _T.π. _o.

Dalam hal ini jumlah tube (NT) ditentukan sebanyak NT = 815

Sehingga luas perpindahan panas total :

2 3

5 , 97 3 ) 10 7 , 12 ( 815 .

.

. D L m m m

N

A= T o = ⋅ ⋅ × ⋅ =

−

π π

2. Luas penampang aliran untuk satu tube diperoleh dari rumus :

(

)

5 2

2 3 2

10 32 , 9 4

10 9 , 10

4 m

m D

A i −

−

× = ×

= ⋅

=π π

Maka luas penampang aliran total adalah :

2 2

5

076 , 0 10

32 , 9

815 m m

A N

A= _T ⋅ = ⋅ × − =

Fluida yang mengalir di dalam tube adalah udara. Sifat-sifat udara dicari

pada tabel thermodinamika dengan menggunakan temperatur rata-rata.

 Data-data operasi pada sisi tube :

Laju aliran massa udara =

.

m 2160 kg/s

Temperatur masuk Tin = 80 0C

Temperatur keluar Tout= 37 0C

Tekanan Pin = 26,5 bar

K C

C T

T

T uin uout 58,5 331,5

2 37 80 2 0 0 , , + ₌ + _{= =} =

 Sifat-sifat udara pada temperatur rata-rata didapat dari table thermodinamika :

Kerapatan udara 1,0643 _m3

kg

= ρ

Panas spesifik udara _Cp kJ_kgK

.

0078 , 1

=

Viscositas udara kg_ms

. 5

10 041 ,

2 × −

= µ

Konduktivitas termal _k W_mK

. 3

10 6 ,

28 × −

= =λ

Bilangan Prandtl Pr=0,701

4. Kecepatan Udara di dalam Tube

s m m kg s kg u m A m

V 717,65

076 , 0 0643 , 1 13 , 58 . 2 . 3 = ⋅ = = ρ

5. Nilai Bilangan Reynold

14 , 407906 10 041 , 2 ) 10 . 9 , 10 .( 65 , 717 0643 , 1 . . Re . 5 3 3 = × ⋅ = = ₋ − s m kg s m m kg i D m D V µ ρ

Aliran yang terjadi adalah turbulen.

6. Nilai Bilangan Nusselt

03 , 614 ) 701 , 0 .( ) 14 , 407906 .( 023 , 0 Pr . Re . 023 ,

0 0,8 0,4 = 0,8 0,4 =

= D

D

7. Koefisien perpindahan panas di dalam tube (internal) diperoleh dari persamaan : K m W K m W i D i i D m D k Nu h k D h Nu . 3 . 3 2 12 , 1611 10 9 , 10 10 6 , 28 . 03 , 614 . . = × × = = = − −

8. Penurunan Tekanan yang terjadi di peroleh dari persamaan 2.19, maka

nilai fo adalah :

kPa m m V D L f P f s m m kg i o o 28 , 1 2 ) 65 , 717 .( 0643 , 1 10 9 , 10 3 10 12 , 3 . 4 2 . . 4 10 12 , 3 ) 14 , 407906 .( 079 , 0 Re . 079 , 0 3 3 3 2 3 4 1 4 1 = × × = = ∆ × = = = − − − − − ρ

Perhitungan kecepatan di luar tube (kecepatan di dalam shell)

Temperatur air rata-rata :

K C

T T

T airin airout 30 307

2 40 28 2 0 , , + ₌ + _{= =} = −

Sifat-sifat fluida pada temperatur rata-rata di peroleh dari tabel Thermodinamika:

Kerapatan air ρ = 995 _m3

kg

Panas spesifik air Cp=4,178kJkg.K

Kekentalan atau Viscositas air kg_ms

. 6

10 6 ,

735 × −

= =η µ

Konduktivitas termal air W_mK

. 3

10 4 ,

621 × −

= λ

Gerometri shell yang dipilih adalah :

Shell diameter = 20 inch Standard

Outside diameter = 20 inch (508 mm)

Inside diameter = 19,63 inch (498,6 mm)

 Kecepatan di luar tube (external flow)

s m air m kg s kg i o air air V m m D D m V A m V 3 , 1 ] ) 10 6 , 498 ( ) 10 508 [( 4 995 67 , 9 ) ( 4 2 3 2 3 2 2 2 = × − × ⋅ ⋅ = − ⋅ ⋅ = ⋅ = − − π π ρ ρ

 Nilai Bilangan Reynold

04 , 22332 10 6 , 735 ) 10 . 7 , 12 .( 3 , 1 995 . . Re . 6 3 3 = × ⋅ = = ₋ − s m kg s m m kg o D m D V µ ρ Aliran turbulen.

 Nilai bilangan Nusselt

3 , 131 ) 94 , 4 .( ) 04 , 22332 .( 023 , 0 Pr . Re . 023 ,

0 0,8 0,4 = 0,8 0,4 =

= D

D

Nu

 Koefisien perpindahan panas di luar tube (external flow) diperoleh dari persamaan : K m W K m W o D o o D m D k Nu h k D h Nu . 3 . 3 2 3 , 6424 10 7 , 12 10 4 , 621 . 3 , 131 . . = × × = = = − −

4.2.2. Koefisien Perpindahan Panas Total Yang Dibutuhkan

Pengaruh tebal dinding pipa (tube) :

3 3 3 10 8 , 1 10 9 , 10 10 7 ,

12 × − − × − = × −

= − =Do Di

pipa dinding tebal K m W K m W K m W o i U U pipa dinding tebal pengaruh h h U . 3 . . 2 2 2 2 , 388 ) 10 8 , 1 ( 3 , 6424 1 12 , 1611 1 1 1 1 1 = × + + = + + = −

4.3. Analisis Pada Sisi Shell

4.3.1 Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas dan Penurunan Tekanan untuk Aliran di dalam Shell (External flow)

Perhitungan koefisien perpindahan panas dan penurunan tekanan untuk

aliran di dalam shell dilakukan dengan menggunakan dua metode, yaitu metode

Delaware dan metode Will and Johston. Sebelum melakukan

perhitungan-perhitungan tersebut, harus diketahui data-data kondisi masuk dan keluar fluida,

sifat-sifat fluida geometri penukar panas yang dipilih. Adapun data-data tersebut

adalah :

1. Fluida kerja pada sisi shell adalah air.

2. Kondisi masuk dan keluar fluida

 Laju aliran massa air, ma = 9,67 kg/s

(

=MT

)

 Temperatur air keluar, Ta,out = 40 0C

 Tekanan air masuk, Pa = 3,5 bar

 Temperatur rata-rata air :

K C

C T

T

T ai aout 34 307

2 40 28 2

0 0

,

, _{= =}

   



 +

= +

=

−

3. Sifat-sifat fluida pada temperatur rata-rata di peroleh dari tabel

Thermodinamika.

 Kerapatan air ρ = 995 _m3

kg

 Panas spesifik air _Cp kJ_kgK

.

178 , 4

=

 Kekentalan atau Viscositas air kg_ms

. 6

10 6 ,

735 × −

= =η µ

 Konduktivitas termal air W_mK

. 3

10 4 ,

621 × −

= λ

 Bilangan Prandtl Pr = 4,94

4. Geometri penukar panas shell and tube yang dipilih

 Diameter luar tube Do = 0,5 inch = 12,7 mm

 Diameter dalam tube Di = 0,430 inch = 10,9 mm

 Jumlah tube NT = 815

 Jumlah baffle N = 6

 Ketebalan baffle tb = 4,76 mm

 Jarak antar baffle LB = 495 mm = 0,495 m

 Panjang shell LS = 3000 mm

 Diameter dalam shell DS = 20 inch = 508 mm

 Jarak antara tube dan baffle Δtb = 0,8 mm

 Jarak antara shell dan baffle Δsb = 4,8 mm

 Jarak antara bundle dan shell Δby = 11,45 mm

4.4. Metode Delaware

4.4.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas untuk Aliran di dalam shell

Langkah-langkah dalam perhitungan koefisien perpindahan panas untuk

aliran di dalam shell menurut metode Delaware adalah sebagai berikut :

1. Perhitungan luas permukaan aliran di sekitar garis tengah (Sm) untuk

triangular pitch.

Diameter bundle, DOTL = DS - Δbs = (508 – 11,45) mm = 496,55 mm

(

)

2 085 , 0 0127 , 0 01905 , 0 01905 , 0 0127 , 0 4965 , 0 4965 , 0 508 , 0 495 , 0 ) ( m S m m m m m m m m S D P P D D D D L S m m o T T o OTL OTL S B m =       − ₋ + − =       − − + − =

2. Kecepatan maksimum aliran diantara tube di sekitar garis tengah (Vmax)

s m s kg m T m S M

V 0,1

085 , 0 . 995 67 , 9

. kg_m 2

max 3 = = = ρ

85 , 1717 10 6 , 735 ) 10 7 , 12 .( 1 , 0 . 995 . . Re . 6 3 m kg

max 3 =

× × = = ₋ − s m kg s m o m D V η ρ

4. Jarak baffle cut (LC)

Baffle cut, BC = 25% sehingga :

m m

D B

L C S

C 0,127

100 508 , 0 . 25

100 = =

=

5. Fraksi tube aliran menyilang (FC)

(

)

(

)

719 , 0 4965 , 0 127 , 0 . 2 508 , 0 cos 2 4965 , 0 127 , 0 . 2 508 , 0 cos sin 4965 , 0 127 , 0 . 2 508 , 0 2 1 2 cos 2 2 cos sin 2 2 1 1 1 1 1 =             − −       − − + =       − −       − − + = − − − − C C OTL C S OTL C S OTL C S C F m m m m m m F D L D D L D D L D F π π π π

6. Factor koreksi untuk konfigurasi baffle (JC)

JC= 0,55 + 0,72 FC

JC= 0,55 + 0,72 . 0,719 = 1,06

7. Luas penampang aliran pada celah antara shell dan baffle (SSb)