Studi Eksperimental Efektivitas Alat Penukar Kalor Shell and Tube Dengan Memanfaatkan Gas Buang Mesin Diesel Sebagai Pemanas Air

STUDI EKSPERIMENTAL EFEKTIVITAS ALAT PENUKAR

KALOR SHELL AND TUBE DENGAN MEMANFAATKAN

GAS BUANG MESIN DIESEL SEBAGAI PEMANAS AIR

T E S I S

OLEH ZAINUDDIN 017015021/TM

SEKOLAH PASCASARJANA

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

STUDI EKSPERIMENTAL EFEKTIVITAS ALAT PENUKAR

KALOR SHELL AND TUBE DENGAN MEMANFAATKAN

GAS BUANG MESIN DIESEL SEBAGAI PEMANAS AIR

T E S I S

Untuk memenuhi Gelar Magister Teknik Pada Program Studi Teknik Mesin

Sekolah Pascasarjana Universitas Sumatera Utara

OLEH

ZAINUDDIN 017015021/TM

SEKOLAH PASCASARJANA

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

M E D A N

2 0 0 6

Judul Tesis :

STUDI EKSPERIMENTAL EFEKTIVITAS ALAT PENUKAR KALOR SHELL AND TUBE DENGAN MEMANFAATKAN GAS BUANG MESIN DIESEL SEBAGAI PEMANAS AIR

Nama Mahasiswa : Zainuddin Nomor Pokok : 017015021/TM Program Studi : Teknik Mesin

Menyetujui Komisi Pembimbing

Dr.Ir. Farel H Napitupulu, DEA

Ketua

kkkkkkk

Prof.Dr.Ir. Merdang Sembiring, DEA Dr.Ir. Ilmi Abdullah, M.Sc

Anggota Anggota

Ketua Program Studi Direktur SPs-USU,

Prof.Dr.Ir. Bustami Syam, MSME Prof.Dr.Ir. T.Chairun Nisa B, M.Sc

Telah Diuji Pada :

Tanggal : 19 November 2005

PANITIA PENGUJI TESIS

Ketua : Dr.Ir. Farel H Napitupulu, DEA

Anggota : 1. Prof.Dr.Ir. Merdang Sembiring, DEA

2. Dr.Ir. Ilmi Abdullah, M.Sc 3. Ir. Zamanhuri, MT

ABSTRAK

Eksperimen ini bertujuan untuk mengetahui sejauh mana gas buang dari mesin diesel yang mengandung potensial energi termal dapat dimanfaatkan sebagai pemanas air dengan mempergunakan alat penukar kalor sehingga diperoleh gambaran efektivitas dari alat tersebut .

Peralatan yang dipergunakan dalam eksperimen ini adalah alat penukar kalor

shell and tube 1 pass shell and 1 pass tube yang dirancang dan dibuat berdasarkan hasil simulasi dengan program visual basic. Peralatan ini terbuat dari bahan ASME 304 jumlah tube 19 buah, diameter 19.05 mm, panjang 1.26 m, susunan segitiga, sekat 18 buah, baffle cut 26,5 % dan diameter shell 5. Pengamatan dilakukan dengan memvariasikan laju aliran fluida air dengan temperatur gas buang masuk ke alat penukar kalor untuk putaran mesin diesel 1500 rpm, 2000 rpm, 2500 rpm pada beban 0 kW, 10 kW, 20 kW dan 30 kW . Fluida air dialirkan disisi shell

dan gas buang dialirkan kedalam tube.

Hasil penelitian diperoleh, bahwa efektivitas dari hasil percobaan dipengaruhi oleh temperatur air keluar, temperatur gas buang keluar, besar laju aliran massa air dan banyak kalor yang diserap fluida dingin. Efektivitas yang paling efektif adalah € = 81,75 % pada putaran 2000 rpm dan beban 30 kW dan hubungan efektivitas alat penukar kalor terhadap banyak kalor yang diserap fluida dingin dan temperatur air keluar mempergunakan metode Regresi Linier Multiple adalah :

€30=-214,1324+27,1774 Q+ 0,322443 Tc,o berlaku laju aliran kalor 9,271<Q <10,372 dengan temperatur air keluar 99,13 oC

ABSTRACT

The experiment intends to know how far is the exhaust gas of diesel engine containing a potential thermal energy may be used as a water heater by using a heat exchanger to find the effectiveness of the tool .

The tool used in the experiment included heat exchanger of shell and tube one pass shell and one pass tube were designed and made on the base of the result of simulation using visual basic program. The tool was made of ASME 304 consisting of 19 tubes, with a diameter of 19.05 mm and length of 1.26 m with a triangle structure, 18 partitions, 26.5 % baffle cut and shell diameter of 5 inches. The measurement was carried out by alternating the flow rate of water fluid and temperature of exhaust gas incorporated into heat exchanger at 1500 rpm, 2000 rpm and 2500 rpm of diesel engine with each revolution receive payload at 0 kW, 10 kW, 20 kW and 30 kW. The water fluid was flowed in the edge of shell and the exhaust gas was flowed into the tubes.

The results of the experiment showed that the effectiveness of heat exchanger was influenced by outlet water temperature, outlet exhaust gas temperature, mass flow rate of water and the amount of heat absorbed by the cold fluid. The most effective of the effectiveness is € = 81.75 % at 2000 rpm and 30 kW load. The correlation of the heat exchanger effectiveness to the amount of heat absorbed by the cold fluid and outlet water temperature by using multiple linear regression method is :

€30 = - 214.1324 +27.1774 Q + 0.322443 Tc,o for heat flow rate more than 9.271 kW and less than 10.372 kW with outlet water temperature 99.13 oC

KATA PENGANTAR

Alhamdulillah, puji dan syukur kehadirat Allah SWT yang telah memberikan

rahmat dan karunianya, sehingga penulis dapat menyelesaikan tesis ini yang berjudul:

Studi Eksperimental Efektivitas Alat Penukar Kalor Shell and Tube Dengan

Memanfaatkan Gas Buang Mesin Diesel Sebagai Pemanas Air. Tesis ini sebagai

salah satu syarat untuk menyelesaikan pendidikan program magister yang mana

penelitian dilakukan di Laboratorium Prestasi Teknik Mesin Jurusan Teknik Mesin

Fakultas Teknik – USU. Penulisan tesis mendapat bimbingan dan arahan dari

berba-gai pihak yaitu Komisi Pembimbing dan Ketua program studi serta Sekretaris

Program Studi Teknik Mesin SPs-USU sehingga dapat dilaksanakan kegiatan

kolokium, seminar hasil dan ujian tesis.

Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terima kasih kepada Prof.Dr.Ir.

Bustami Syam, MSME selaku Ketua Program Studi Teknik Mesin SPs-USU dan

Direktur IC-Star USU yang telah memberikan motivasi dan arahan kepada penulis

agar tesis menjadi lebih sempurna.

Penulis mengucapkan terima kasih kepada Dr.Ir. Farel H Napitupulu, DEA,

Prof.Dr.Ir. Merdang Sembiring, DEA, Dr.Ir. Ilmi Abdullah, MSc sebagai dosen

pembimbing yang telah memberikan saran dan arahan dalam pelaksanaan penelitian

sehingga menjadi sebuah tesis.

Ucapan terima kasih penulis kepada Prof.Dr.Ir.T. Chairun Nisa B, MSc selaku

Sekretaris Program Studi Teknik Mesin SPs-USU yang telah memberikan

kesem-patan kepada penulis dalam mengikuti dan menyelesaikan pendidikan Program Studi

Teknik Mesin SPs-USU.

Pada kesempatan ini penulis juga mengucapkan terima kasih kepada seluruh

Dosen dan Staf Sekretariat Program Studi Teknik Mesin SPs-USU yang memberikan

ilmu pengetahuan dan informasi berguna bagi penulis selama mengikuti pendidikan

di Program Studi Teknik Mesin SPs-USU.

Ucapan terima kasih penulis sampaikan kepada seluruh citivas akademika

ITM yang telah memberikan dukungan moril maupun materil serta Orang tua, isteri

dan anak-anak yang selalu berdoa dan memberikan semangat ataupun dorongan

sehingga dapat menyelesaikan pendidikan di SPs Teknik Mesin USU.

Penulis menyadari masih ada ketidaksempurnaan penulisan tesis ini, oleh

karena itu kritik dan saran yang membangun sangat diharapkan. Akhir kata penulis

mengharapkan agar kiranya tulisan ini dapat memberikan kontribusi bagi dunia

pendidikan.

Medan, Februari 2006

Penulis,

Zainuddin

DAFTAR ISI

Halaman

ABSTRAK i

ABSTRACT ii

KATA PENGANTAR iii

RIWAYAT HIDUP v

DAFTAR ISI vi

DAFTAR TABEL viii

DAFTAR GAMBAR ix

DAFTAR LAMPIRAN x

DAFTAR ISTILAH xi

BAB 1 PENDAHULUAN 1

1.1. Latar Belakang 1

1.2. Batas Masalah 2

1.3. Tujuan Penelitian 3

1.4. Manfaat penelitian 4

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA 5

BAB 3 METODE PENELITIAN 42

3.1. Tempat dan Waktu 42

3.2. Bahan dan Alat 42

3.3. Jalannya Penelitian 45

3.4. Pengamatan 48

3.5. Analisa Data 48

BAB 4 HASIL DAN PEMBAHASAN 50

4.1 Hasil Penelitian 50

4.2 Laju Aliran Massa Gas Buang 53

4.3 Distribusi Temperatur 54

4.4 Perubahan Tekanan 54

4.5 Perhitungan Laju Perpindahan Kalor Nyata, Laju 55

Perpindahan Kalor Maksimum dan Efektivitas 4.6 Hubungan Temperatur Air Keluar, Temperatur Gas Buang 58 Keluar, Laju Aliran Massa Air dan Laju Perpindahan Kalor BAB 5 KESIMPULAN DAN SARAN 68

5.1. Kesimpulan 68

DAFTAR KEPUSTAKAAN 71

DAFTAR TABEL

Halaman

Tabel 2.1 Hasil Perhitungan Temperatur Gas Keluar 25

Tabel 2.2 Hasil Perhitungan Panjang Alat Penukar Kalor 37

Tabel 3.1 Lay Out, Geometri dan Dimensi Alat Percobaan 46

Tabel 4.1 Rata-Rata Hasil Penelitian Pada Beban Nol 51

Tabel 4.2 Rata-Rata Hasil Penelitian Pada Beban 10 kW 51

Tabel 4.2 Rata-Rata Hasil Penelitian Pada Beban 20 kW 52

DAFTAR GAMBAR

Halaman

Gambar 2.1 Alat Penukar Kalor Shell and Tube 5

Gambar 2.2 Efek dari Baffle 7

Gambar 2.3. Penggunaan Baffle Cut 15 % 7

Gambar 2.4 Penggunaan Baffle Cut 25 % 8

Gambar 3.1 Alat Penukar Kalor Yang di Rancang 47

Gambar 3.2. Instalasi Percobaan Alat Penukar Kalor Shell and Tube 49

Gambar 4.1 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperatur Gas 58

Buang yang Keluar Beban Nol Gambar 4.2 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperatur Gas 59

Buang yang Keluar Beban 10 kW Gambar 4.3 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperatur Gas 59

Buang Yang Keluar Beban 20 kW Gambar 4.4 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperatur Gas 60

Buang Yang Keluar Beban 30 kW Gambar 4.5 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan 61

Kalor Beban Nol Gambar 4.6 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan 62

Kalor Beban 10 kW Gambar 4.7 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan 62

Kalor Beban 20 kW Gambar 4.8 Hubuangan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan 62

Kalor Beban 30 kW Gambar 4.9 Grafik Hubungan Temperatur Udara Panas Keluar dan Laju 64

Aliran Massa Air Terhadap Efektivitas Pada Beban Nol Gambar 4.10 Grafik Hubungan Temperatur Udara Panas Keluar dan Laju 65

Aliran Massa Air Terhadap Efektivitas Pada Beban 10 kW Gambar 4.11 Grafik Hubungan Temperatur Udara Panas Keluar dan Laju 65

Aliran Massa Air Terhadap Efektivitas Pada Beban 20 kW Gambar 4.12 Grafik Hubungan Temperatur Udara Panas Keluar dan Laju 66

RIWAYAT HIDUP

Nama : Zainuddin

Tempat/Tanggal Lahir : Medan, 10 Juni 1954

Pekerjaan : Dosen Kopertis Wil.I Dpk ITM

Alamat : Jalan Halat No. 61 Medan

Riwayat Pendidikan

1. Sekolah Dasar Taman Siswa di Medan tamat tahun 1968

2. Sekolah Menengah Pertama Ksatria di Medan tamat tahun 1971

3. Sekolah Menengah Atas Negeri 3 di Medan tamat tahun 1974

4. Sekolah Teknik Tinggi Medan ( S1 ) di Medan tamat tahun 1983

5. Tahun 2001 mengikuti Sekolah Pascasarjana Program Studi Teknik

Mesin Bidang Konversi Energi Universitas Sumatera Utara.

Riwayat Pekerjaan

1. Tahun 1984 sampai sekarang Staf Pengajar ITM

2. Tahun 1986 sampai dengan tahun 1993 sebagai Sekretaris Jurusan

Teknik Industri

3. Tahun 2000 sampai dengan 2004 sebagai Pembantu Dekan di ITM

4. Tahun 2005 sampai dengan 2009 sebagai Dekan Fakultas Teknologi

DAFTAR LAMPIRAN

Halaman Lampiran 1 Diagram Alir Program 73

Lampiran 2 Hubungan Laju Aliran Massa Gas Buang dengan Laju Aliran 77 Massa Air, Temperatur, Dimensi dan Efektivitas APK

Lampiran 3 Hasil Pengamatan 84

Lampiran 4 Perhitungan Laju Aliran Massa Gas Buang 96

Lampiran 5 Simpangan Temperatur Hasil Pengamatan dengan Hasil 98 Perhitungan.

Lampiran 6 Simpangan Perubahan Tekanan Hasil Pengamatan dengan 100 Hasil Perhitungan

DAFTAR ISTILAH

Notasi Satuan

Ao = luas perpindahan kalor m2 As = luas aliran sisi shell m2 At = luas aliran sisi pipa m2 B = jarak antara baffle m C = jarak antara dua permukaan pipa / clearance m Cc = kapasitas kalor air kW/K Ch = kapasitas kalor gas kW/K cpair = kalor jenis air kJ/kg.K cpgas = kalor jenis gas kJ/kg.K De = diameter ekuivalen m Ds = diameter shell m Dp,i = diameter dalam pipa m Dp,o = diameter luar pipa m hi = koefisien perpindahan kalor di dalam pipa kW/m2.K ho = koefisien perpindahan kalor di luar pipa kW/m2.K k = konduktivitas termal kW/m.K kgas = konduktivitas termal gas kW/m.K kair = konduktivitas termal air kWm.K L = panjang pipa m LMTD = Log Mean Temperature Difference K mt = laju aliran massa gas buang didalam tube kg/s ms = laju aliran massa air didalam shell kg/s Pt = jarak antara dua pusat pipa / pitch m

Ps = perubahan tekanan didalam shell Pa Pt = perubahan tekanan didalam tube Pa Q = perpindahan kalor nyata kW Qmax = perpindahan kalor maksimum kW Qh = kalor yang dilepaskan fluida panas kW Qc = kalor yang di serap fluida dingin kW Tc,o = temperatur air keluar K Tc,i = temperatur air masuk K Th,o = temperatur gas buang keluar K Th,i = temperatur gas buang masuk K t = tebal pipa m Uo = koefisien perpindahan kalor menyeluruh kW/m2.K

Simbol-Simbol Yunani Satuan

= efektivitas alat penukar kalor % air = viskositas kinematik air m2/s gas = viskositas kinematik gas m2/s air = densitas air kg/m3 gas = densitas gas kg/m3

Bilangan Tak Berdimensi

Prair = bilangan Prandtl air Prgas = bilangan Prandtl gas F = faktor koreksi f = factor gesekan Nt = jumlah tube Np = jumlah pass pipa

Nus = bilangan Nusselt di dalam shell Nut = bilangan Nusselt di dalam tube P = efektivitas termal

R = perbandingan kapasitas kalor Res = bilangan Reynolds di dalam shell Ret = bilangan Reynolds di dalam tube

Subscript

c = kondisi pada aliran fluida dingin h = kondisi pada aliran fluida panas i = kondisi masuk

in = kondisi masuk o = kondisi keluar out = kondisi keluar p = pass

p = pipa s = shell

t = tube

BAB 1

1.1. Latar Belakang

Dengan berkembangnya kebutuhan akan energi dan ketersediaannya pada saat

ini, maka pemakaian energi yang optimal dan effesien dewasa ini menjadi topik yang

banyak dibicarakan. Teknik Manajemen energi dan teknik pemanfaatan kembali

limbah panas (heat recovery) menjadi hal yang lebih penting. Pemanfaatan gas buang

dari mesin diesel sebagai media pemanas perlu dikembangkan. Dalam usaha

penghematan energi, perlu di kaji pemanfaatan gas buang dari mesin diesel sebagai

pemanas air. Mesin diesel banyak dipergunakan pada hotel sebagai penggerak

generator maupun pada insdustri yang mempergunakan kompresor.

Gas buang yang dihasilkan mesin diesel masih mengandung potensi energi

thermal yang dapat dimanfaatkan. Menurut Smith A.J dan King G.H (1980), di

Inggris pada tahun 1980 sebesar 259 MJ/tahun energi thermal dari gas buang

terbuang kealam. Jackson R. (1980) menyampaikan bahwa pemanfaatan gas buang

akan mempunyai keuntungan memperkecil biaya pada proses pemanasan yang

dipakai, juga dapat menurunkan temperatur gas buang sehingga memperkecil

pencemaran thermal udara lingkungan.

Alat yang dapat memindahkan panas dari mesin diesel sebagai pemanas air

disebut alat penukar kalor dan disingkat APK. Di industri alat penukar kalor

merupakan peralatan vital terutama pada industri pengolahan yang mempergunakan

ditingkatkan. Menurut laporan Ahmad Zaini (1995), Asean EC Energi Management

Trainning and Research Centre (AEEMTRC) melakukan study pada tahun 1990,

bahwa dengan kenaikan efektifitas alat penukar kalor sebesar 5 % dapat menghemat

energi di sektor industri yang setara dengan minyak bumi 1 juta ton pada tahun 2000.

Sudargama dan Rahmat (1999) melakukan penelitian memfaatkan gas buang

mobil Daihatsu Chasy 1600 CC dengan alat penukar kalor double pipe dapat men-

capai temperatur air kondensor 99,9 0C untuk kapasitas kondensor 3 liter dalam waktu 80 menit.

Tirtoatmojo Rahardjo (1999) melakukan penelitian memanfaatkan gas buang

motor diesel stasioner dengan pipa spiral jenis tembaga sebagai alat penukar kalor

dapat mencapai efesiensi 69,5 %.

Dari hasil penelitian – penelitian sebelumnya, hanya dilakukan pada alat

penukar kalor double pipe dan pipa spiral, oleh karena itu penulis tertarik untuk

melakukan penelitian dengan alat penukar kalor jenis shell and tube.

1.2. Batasan Masalah

Adapun batasan masalah dalam penelitian ini adalah sebagai berikut :

- Alat Penukar Kalor yang dipergunakan shell and tube 1 pass shell and 1

pass tube susunan segitiga yang telah dirancang.

- Fluida yang dipergunakan dalam penelitian adalah air mengalir didalam shell

dan gas buang CO2 mengalir didalam tube.

masuk dan keluar dari alat penukar kalor.

- Mesin diesel yang dipergunakan pada putaran 1500 rpm, 2000 rpm, 2500 rpm

dengan beban nol, 10 kW, 20 kW dan 30 kW yang ada di laboratorium Presta-

si Jurusan Teknik Mesin USU.

- Fluida air yang mengalir didalam shell kapasitas 5 l/m,7,5 l/m,10 l/m, 2,5 l/m

dan 15 l/m.

- Laju massa gas buang dihitung berdasarkan perhitungan thermodinamika, hal

ini keterbatasan alat pengukuran.

- Untuk simulasi dipergunakan simulator yang dirancang dengan program

Visual Basic.dan tidak berlaku untuk perubahan fase .

1.3. Tujuan Penelitian

- Mengkaji secara eksperimen alat penukar kalor yang dirancang dan memban-

dingkan temperatur air keluar dan temperatur gas keluar serta perubahan

tekanan yang diperoleh dari hasil pengukuran dengan hasil perhitungan untuk

berbagai putaran, beban , laju massa air dan laju massa gas buang.

- Mendapatkan hubungan perubahan laju aliran dengan temperatur air yang

diinginkan.

- Mendapatkan ke efektifan alat penukar kalor yang diteliti serta diperoleh hu-

bungan laju aliran dengan temperatur.

1.4. Manfaat Penelitian

penukar kalor yang akan dipergunakan.

- Memperoleh gambaran ke efektifan alat penukar kalor dengan memanfaat-

kan gas buang sebagai pemanas air.

- Sebagai pengembangan ilmu pengetahuan dan Teknologi (IPTEK).

- Sebagai pengembangan laboratorium Magister Teknik Mesin USU.

BAB 2

2.1. APK Jenis Shell and Tube

Shell and tube adalah salah satu jenis alat penukar kalor yang menurut

konstruksinya dicirikan oleh adanya sekumpulan tube (tube bundles) yang

dipasangkan didalam shell berbentuk silinder dimana dua jenis fluida yang saling

bertukar kalor mengalir secara terpisah, masing – masing melalui sisi tube dan sisi

shell seperti terlihat pada gambar 2.1.

Gambar 2.1. Alat Penukar Kalor Shell and Tube

Umumnya, aliran fluida dalam shell and tube dari suatu APK adalah paralel

atau berlawanan. Untuk membuat aliran fluida dalam shell and tube menjadi aliran

menyilang (cross flow) biasanya dibuat sekat (baffle)

Kern (1993) mengemukakan bahwa adanya pemasangan baffle yang ber-

fungsi untuk mengarahkan fluida dalam shell sehingga aliran tersebut melintang

(cross flow) terhadap bundle tube, juga akan menjadikan aliran tersebut lebih tur -

dibandingkan bila aliran tersebut mengalir axial sepanjang sumbu tube tanpa baffle.

Kern (1983) menambahkan bahwa semakin banyak jumlah baffle yang digunakan

atau dengan kata lain jarak antara sekat (baffle spacing) semakin kecil, maka akan

semakin bertambah derajat turbulensi aliran dan kerugian tekanan .

Mukherjee (1988) mengemukakan pemotongan ideal untuk baffle cut diambil

antara 20 % - 35 % diameter shell. Apabila pemotongan baffle diambil kurang dari

20 % dengan maksud agar koefisien perpindahan kalor konveksi dalam shell side jadi

bertambah, atau pemotongan diambil lebih dari 35 % dengan maksud agar kerugian

tekanan jadi berkurang, maka hasil yang diperoleh umumnya akan merugikan.

Pada gambar 2.2. dapat terlihat efek dari baffle cut.

Untuk cairan fase tunggal pada sisi shell, baffle cut horizontal sangat

dian-jurkan guna meminimumkan endapan pada bagian dasar shell. Jarak ideal baffle

spacing adalah 0,2 D dari diameter shell dengan 2 (dua) perbandingan pemakaian

baffle gambar 2.3. dan gambar 2.4 .

Shell Diamete

Main Flow Eddles

Eddles Baffle

r

Gambar 2.2. Efek dari Baffle

Gambar 2.3. Penggunaan Baffle Cut 15 % 2,400 Minimum Velocity = 0.12 m/s

2,200

2,000 Thermal Duty

Line

1,800 1,600

Tube Cou

nt

1000 1,200 1,400

Shellside Pressuree Drop

800

Tubeside Pressuree Drop

600 400

200 _{Maximum Velocity = 4 m/s}

0 1 2 3 4 5 6

Length, m

Minimum Velocity = 0.12 m/s

Thermal

2,000 2,200 2,400

Gambar 2.4. Penggunaan Baffle Cut 25 %

K. Poddar [13 ] mengoptimalkan 4 susunan dari tube yaitu : 30, 45, 60, dan 90

dengan ukuran tube dianjurkan ¾ “ dengan merekomendasi susunan tube sebagai

berikut :

1. Perencanaan susunan tube 45 o bila membutuhkan pembersih mekanik. 2. Perencanaan susunan tube 30 o bila pembersih mempergunakan bahan kimia.

Ada beberapa faktor mempengaruhi efektivitas yang telah diteliti sebagai

berikut :

1. Handoyo Ekadewi Anggraini (2000) melakukan penelitian penggunaan baffle

dapat meningkatkan efektivitas alat penukar kalor, hal ini sejalan dengan pening-

katan koefisien perpindahan kalor.

2. Handoyo Ekadewi Anggraini (2000) melakukan penelitian pengaruh tebal isolasi

pada bagian luar shell, efektivitas meningkat hingga suatu harga maksimum dan

kemudian akan berkurang.

3. Wahjudi Didik (2000) menyimpulkan dalam penelitiannya dengan

mempergu-nakan alat penukar kalor tabung konsentris, efektivitas berkurang, jika

kece-patan masuk udara dingin meningkat dan efektivitas meningkat, jika kecekece-patan

udara panas meningkat.

4. Mukherjee (1998) menganjurkan jarak antara baffle minimum 0,2 dari diameter

dalam shell sedangkan jarak maksimum adalah 1x diameter bagian dalam

shell. Jarak baffle yang panjang akan menyebabkan aliran membujur dan kurang

efesien dari pada aliran melintang.

5. Menurut Cengel (1987) hampir pada semua alat penukar kalor perpindahan

kalornya didominasi oleh konveksi dan konduks i dari fluida panas ke fluida

dingin,dimana keduanya dipisahkan oleh dinding perpindahaan kalor secara

konveksi dan dipengaruhi oleh bentuk geometri alat penukar kalor dan tiga

bilangan Prandtl. Besar bilangan tak berdimensi tersebut tergantung kepada aliran

serta properti fluida tersebut.

Faktor-faktor yang mempengaruhi dalam peningkatan perpindahaan kalor antara lain

memperbesar permukaan, menimbulkan aliran pusaraan Bergles (1985) dan Sunder

(1997) mengatakan bahwa suatu gas ke cair alat penukar kalor, luasan untuk gas

harus lebih besar dari yang untuk cairan karena koefisien perpindahan kalor konveksi

gas lebih kecil dari yang cair .Hal yang serupa dapat menjadi alasan kenapa

efektivitas lebih tinggi saat udara panas mengalir diisi tube dan udara dingin mengalir

disisi shell.

2.3. Landasan Teori

Alat uji yang dipergunakan dalam penelitian ini menggunakan alat penukar

panas jenis shell and tube, “ Satu lintas shell dan satu lintas tube” (one shell and one

tube passes).

Perpindahan panas secara thermodinamika menurut Hewitt (2000) :

Besarnya panas yang diserap fluida dingin

(2.1)

(

c,o c,i

)

air s

o c

c air s

o c

T T cp m Q

T cp m Q

− × × =

× × =

dimana : Qc = kalor yang diserap fluida dingin (kW)

s = laju aliran massa air (kg/s)

o

m

cpair = kalor jenis air (kJ/kg.K) Tc,o = temperatur air keluar (K)

Tc,i = temperatur air masuk (K)

Sifat fluida dingin dievaluasi pada temperatur dingin rata-rata, yaitu

2 T T

T_c = c,i+ c,o Besarnya kalor yang dilepaskan fluida panas

(2.2)

(

h,i h,o

)

gas t 0 h h gas t o h T T Cp m Q T Cp m Q − × × = × × =

dimana : Qh = kalor yang dilepaskan fluida panas (kW) = laju aliran massa gas buang (kg/s)

o t

m

cpg = kalor jenis gas buang (kJ/kg.K) Th,o = temperatur gas buang keluar (K) Th,i = temperatur gas buang masuk (K)

Sifat fluida gas buang dievaluasi pada temperatur gas buang rata-rata, yaitu

2 T T

T_h = h,i+ h,o

Perhitungan laju aliran massa gas buang dapat dihitung :

Qh = Qc

o t

m .cpgas .(Th,ii– Th,o) = s .cpair.(Tc,o– Tc,i)

o

m

(

)

(

h,i h,o

)

p c,i o c, air p s o o t T T . c T T . .c m m gas − − = (2.3)

2.3.1. Efektivitas alat penukar kalor

Untuk menentukan efektivitas alat penukar kalor menurut Hewitt (2000) harus

ditentukan fluida minimum, dimana kapasitas kalor yang minimum dipilih dari :

• Untuk fluida dingin : C_c = s×cp_air

o

m

• Untuk fluida panas : t _gas o

h m cp

C = ×

dimana : Cc = kapasitas kalor air (kW/K)

Ch = kapasitas kalor gas buang (kW/K)

Jika fluida dingin sebagai fluida minimum, maka efektivitas alat penukar

kalor dapat diperoleh dari persamaan

(

(

h,i c,i

)

)

i c, o c, max

T T

T T Q

Q

− − = =

(2.4)

Jika fluida panas sebagai fluida minimum, maka efektivitas alat penukar kalor

dapat diperoleh dari persamaan

(

(

h,i c,i

)

)

o h, i h, max

T T

T T Q

Q

− − = =

(2.5)

dimana : = efektivitas alat penukar kalor (%) Q = perpindahan kalor nyata (kW)

2.3.2. Perpindahan kalor dengan menggunakan metode LMTD

Besarnya laju perpindahan kalor dengan metode LMTD menurut Sunders

(1997) dapat dihitung,yaitu:

LMTD F

A U

Q= _o × _o× × (2.6) dimana : Q = perpindahan kalor secara pindahan kalor (kW)

Uo = koefisien perpindahan kalor menyeluruh (kW/m2.K) F = faktor koreksi

LMTD = Log Mean Temperature Difference (K)

Log Mean Temperature Difference (K)

(

(

) (

)

)

(

h,o c,i

)

o c, i h, i c, o h, o c, i h, T T T T ln T T T T LMTD − − − − −

= (2.7)

Untuk mencari F menurut Sunders (1997) diperlukan parameter

i h, i c, i h, o h, T T T T P − − = dan i , h o , h o , c i , c T T T T R − − =

jika R = 1, maka diperoleh

(

)

(

)

⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ + − − − − = 2 2 P 2 2 2 P 2 Ln 1 P

jika R≠1 menurut Sunders (1997) adalah :

( )

{ }

( )

( )

_{( )}

⎥ ⎥ ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞ ⎜⎝ ⎛ _{+ + +} − ⎟⎠ ⎞ ⎜⎝ ⎛ _{+ − +} − × − ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ × − − × + = 1 2 R 1 R P 2 1 2 R 1 R P 2 Ln 1 R R P 1 P 1 Ln 1 2 R

F (2.9)

dimana : P = efektivitas thermal

R = perbandingan kapasitas kalor

Luas perpindahan kalor menurut William S (1986) adalah :

A_o = ×D_p,o×L×N_t (2.10) dimana : Ao = luas perpindahan kalor (m2)

Dp,o = diameter luar pipa (m) L = panjang pipa (m) Nt = jumlah pipa

Koefisien perpindahan kalor menyeluruh menurut Holman (1988) adalah :

o i p, o p, o p, i i p, o p, o h 1 D D Ln k 2 D h 1 D D 1 U + × × + ×

= (2.11)

dimana : hi = koefisien perpindahan kalor di dalam pipa (kW/m2.K) ho = koefisien perpindahan kalor di luar pipa (kW/m2.K) k = konduktivitas termal (kW/m.K)

Tahanan pada pipa diabaikan untuk konduktivitas tinggi dan tebal pipa yang

tipis, sehingga koefisien perpindahan kalor menyeluruh menjadi

o i i p, o p, o h 1 h 1 D D 1 U + ×

= (2.12)

• Mencari koefisien perpindahan kalor di dalam pipa Bilangan Reynolds gas t gas i p, t t A D m Re × × ×

= (2.13)

dimana : Ret = bilangan Reynolds di dalam pipa gas = densitas gas (kg/m3)

gas = viskositas kinematik gas (m2/s) At = luas aliran sisi pipa (m2) diameter dalam pipa

Dp,i = Dp,o – 2 × t (2.14) dimana : t = tebal pipa (m)

luas aliran sisi pipa menurut William S [ 24 ] :

( )

p 2 i p, t t N 4 D N A × × ×

= (2.15)

dimana : Nt = jumlah pipa Np = jumlah pass pipa

Jika alirannya merupakan aliran laminar ( Re_t< 2100 ), menurut William S

3 1 i p, gas t gas i p, i t L D Pr Re 1,86 k D h Nu ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ × × × = ×

= (2.16)

Jika alirannya diantara 2100 < Ret < 10.000 ., menurut Vincent (1979) bilangan Nusselt didalam pipa diperoleh dari persamaan

1/3

3 / 2 3 / 2 gas i p, i t Pr , 1 ) 125 (Re 116 , 0 k D h

Nu _t x _gas

L i Dp x x ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + − = ×

= (2.17)

Jika alirannya merupakan aliran turbulen ( > 10000), bilangan Nusselt

didalam pipa diperoleh dari persamaan

t Re

45 _gas0,4 t

gas i p, i

t 0,023 Re Pr

k D h

Nu = × = × × (2.18)

Jika alirannya merupakan aliran transisi atau bukan aliran laminar maupun aliran

turbulen (2100 ≤ ≤ 10000), menurut William S (1986) bilangan Nusselt didalam pipa diperoleh dari persamaan

t Re

(

)

13

gas 3 2 i p, 3 2 t gas i p, i t Pr L D 1 125 Re 0,116 k D h Nu × ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ + × − × = ×

= (2.19)

dimana : Nut = bilangan Nusselt di dalam pipa kgas = konduktivitas panas gas (kW/m.K) Prgas = bilangan Prandtl gas

Sifat fluida di evaluasi pada temperatur gas rata-rata, yaitu

2 T T

T_h = h,i+ h,o

Bilangan Reynolds

air s air

e s s

A D m Re

×

× ×

= (2.20) dimana : Res = bilangan Reynolds di dalam shell

air = densitas air (kg/m3)

air = viskositas kinematik air (m2/s) As = luas aliran sisi shell (m2) De = diameter ekuivalen (m) diameter ekivalen

( )

( )

p,0

2 p,0 2

t e

D D P

4 D

× × − ×

= (2.21)

dimana : Pt = jarak antara dua pusat pipa / pitch (m) luas aliran sisi shell menurut William S [ 24 ] :

t s s

P B C D

A = × × (2.22)

dimana : Ds = diameter shell (m)

C = jarak antara dua permukaan pipa / clearance (m) B = jarak antara baffle

jarak antara dua permukaan pipa

C=P_t −D_p,o (2.23) jarak antara baffle

1 N

L B

b+

Jika bilangan Reynold berada pada interval 0,1 < < 100000, menurut

Holman (1988) bilangan Nusselt didalam shell diperoleh dari persamaan s

Re

{

( )

_s 0,55

}

( )

_air 0,3 air

e o

s 0,35 0,56 Re Pr

k D h

Nu = × = + × × (2.25)

Jika bilangan Reynold berada pada interval 100000 < < 1000000,

menurut William S (1986) bilangan Nusselt didalam shell diperoleh dari persamaan s

Re

( )

( )

13

air 55 , 0 s air e o

s 0,36 Re Pr

k D h

Nu = × = × × (2.26)

dimana : Nus = bilangan Nusselt di dalam shell kair = konduktivitas kalor air (kW/m.K) Prair = bilangan Prandtl air

Sifat fluida di evaluasi pada temperatur air rata-rata, yaitu

2 T T T_c = c,i+ c,o

2.3.3. Penurunan tekanan di dalam pipa dan di dalam shell

Penurunan tekanan menurut William S (1986) di dalam pipa dapat dihitung

yaitu : ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ × + × × × × = p i p, p t c 2 t gas

t 4 N

D N L f g 2 V

P (2.27)

dimana : Pt = penurunan tekanan di dalam pipa (Pa) Vt = kecepatan gas buang di dalam pipa (m/s) gc = 1 kg.m/N.s2

friction factor di dalam pipa

f_t =

(

0,79×Ln

( )

Re_t −1,64

)

−2 (2.28) kecepatan gas buang di dalam pipa

t gas

t t

A m V

×

= (2.29) Penurunan tekanan di dalam shell

f

(

N 1 D

D g 2

V

P _{s b}

e s c

2 s air

s × × × × +

×

=

)

(2.30) dimana : Ps = penurunan tekanan di dalam shell (Pa)

Vs = kecepatan air di dalam pipa (m/s) gc = 1 kg.m/N.s2

ft = friction factor di dalam shell

friction factor di dalam shell

f_s =exp

[

0.576-0.19×ln

( )

Re_s

]

(2.31) kecepatan air di dalam shell

s air

s s

A m V

×

= (2.32)

2.4. Perhitungan Alat Penukar Kalor

Gas panas yang diambil dari gas buang mesin diesel dialirkan ke alat penukar

kalor yang telah terpasang lengkap.

2.4.1. Analisa gas buang

Menurut Edward F Obert (1968) diperoleh suatu data bahan bakar mesin

in Hg adalah 4460 ft3/h. Jika Temperatur gas buang 300 0C (572 0F), maka laju aliran gas buang :

Vol 572 = .4460 460 60

460 572

++ = 8851 ft3/hr = 2,46 ft3/s

Perbandingan volume gas buang dengan udara pada t,p sama :

= Vu

Vt

Jumlah molekul gas buang / jumlah molekul udara

3,76) 2,975(1 11,186 1,4875 0,975 1 Vu Vt + + + + = = 1,02877

Perbandingan massa gas buang dengan massa udara

= mu m_t

massa udara + massa bahan bakar / massa udara

= ) 28 . 76 , 3 32 ( 975 , 2 ) 28 . 76 , 3 32 ( 975 , 2 95 , 1 12 + + + + = 1,03422

Perbandingan suatu gas buang dengan kerapatan udara

1 1,0053 Vt Vu . m m u t u

t = ≈

=

Sedangkan menurut Edward Obert (1968) perbandingan udara dengan bahan bakar

Temperatur gas panas dari gas buang 300 oC diperoleh: t= 0,0384 lbm/ft3

ct = 0,249 Btu/lbm jadi laju massa gas buang

= . Volt

o t

m t

= 0,0384 x 2,46

= 0,0944 lbm/s = 0,04 kg/s

2.4.2. Data-data alat penukar kalor

Untuk merancang alat penukar kalor yang diperlukan perhitungan, data-data

sementara yang diketahui, dipilih, dan diharapkan adalah :

• Th,i = 300 oC (Temperatur gas buang yang keluar dari mesin diesel) • Tc,i = 30 oC (Temperatur air di laboratorium)

• Tc,o= 100 oC (Temperatur air yang diharapkan)

• t

o

m = 0,04 kg/s (Laju aliran massa gas buang)

• s

o

m = 0,025475 kg/s (Laju aliran massa air)

• Ds = 0,127 m (Diameter Shell yang dipilih) • Pt = 25,4 mm = 0,0254 m (Jarak pitch) • Nt = 19 ( Jumlah tabung yang diizinkan) • Nb = 18 (Jarak sekat yang direncanakan)

• t = 2 mm = 0,002 m (Tebal tube) • Np =1 (Jumlah pass yang direncanakan) • Susunan pipa : staggered (segitiga)

2.4.3. Temperatur gas buang keluar dari Alat Penukar Kalor

Perpindahan kalor secara termodinamika untuk fluida dingin

(

c,o c,i

)

air s o c c air o c T T cp m Q T cp m Q − × × = × × = s C 65 2 100 30 2 T T T : temperatur

Pada c,i c,o o

c = + = + = K kg J cp

diperoleh _air =4182,6 _⋅ , sehingga :

(

)

kW Q W Q Q c c c 7,45862145 7458,62145 30 100 4182,6 025475 , 0 = = − × × =

Perpindahan kalor secara termodinamika untuk fluida panas

(

h,i h,o

)

gas o h h gas t o h T T cp m Q T cp m Q − × × = × × = t

(

)

(

)

(

300 T

)

186465,53625 cp 7458,62145 T 300 cp 0,04 Q T T cp m Q Q o h, gas o h, gas c o h, i h, gas o c h = − × = − × × = − × × = t

(

)

gas o h, gas o h, cp 25 186465,536 300 T cp 25 186465,536 T 300 − = = −

Trial-and error 1

misal : 300 T T T sem o h, i h, o h, = =

sifat fluida dievaluasi pada temperatur

C 300 2 300 300 2 T T

T_h = h,i+ h,osem = + = o diperoleh cpgas = 1063,89 J/kg.K,sehingga :

C 07591 124,732316 T 1063,89 25 186465,536 300 T o sem o h, sem o h, = − =

Trial-and error 2

Karena perbedaan Th,o sem yang dimisalkan dan Th,o yang di peroleh ini besar, maka sifat fluida di evaluasi kembali pada temperatur

C 037955 212,366158 2 07591 124,732316 300 2 T T

T_h = h,i+ h,osem = + = o

di peroleh cpgas = 1008,702603240 J/kg.K, sehingga :

C 14407 115,143199 T 3240 1008,70260 25 186465,536 300 T o sem o h, sem o h, = − =

Trial-and error 3

Karena perbedaan Th,o masih besar, maka sifat fluida di evaluasi kembali pada temperatur C 572032 207,571599 2 14407 115,143199 300 2 T T

T_h = h,i+ h,osem = + = o

di peroleh cpgas = 1004,962847688 J/kg.K, sehingga :

C 86586 114,455293 T 7688 1004,96284 25 186465,536 300 T o sem o h, sem o h, = − =

demikian seterusnya sehingga di peroleh Th,o trial-and-error terakhir dengan Th,o trial-and-error sebelumnya besarnya dianggap sama [{Th,o(i+1) - Th,o(i)}< 0,000000000009], seperti ditunjukkan tabel 2.1.

Tabel 2.1. Hasil Perhitungan Temperatur Gas Keluar dengan Menggunakan Simulasi

Iterasi (i) Th,i Th,o

h

T Cpgas

0 300 300 300 1063,89

1 300 124,732316075910 212,366158037955 1008,70260324000 2 300 115,143199144070 207,571599572032 1004,96284768800 3 300 114,455293865860 207,227646932929 1004,69456668800 4 300 114,405748341320 207,202874170661 1004,67524187600 5 300 114,402178457370 207,201089228685 1004,67384957600 6 300 114,401921251660 207,200960625832 1004,67374926800 7 300 114,401902721300 207,200951360649 1004,67374209200 8 300 114,401901395640 207,200950697821 1004,67374154600 9 300 114,401901294780 207,200950647389 1004,67374150500 10 300 114,401901287200 207,200950643598 1004,67374150201 11 300 114,401901286650 207,200950643325 1004,67374150179 12 300 114,401901286610 207,200950643305 1004,67374150178 13 300 114,401901286610

Berdasarkan tabel diatas, maka di peroleh : Th,o = 114,401901286610 0C

2.4.4. Panjang Alat Penukar Kalor

Perpindahan kalor secara perpindahan kalor

LMTD F

A U

Q= _o× _o × ×

(

) (

)

(

)

(

)

(

) (

(

)

(

)

)

K 06 133,991448 LMTD 30 286610 114,401901 100 300 ln 30 286610 114,401901 100 300 T T T T ln T T T T LMTD i c, o h, o c, i h, i c, o h, o c, i h, = − − − − − = − − − − − =

Untuk mencari F diperlukan parameter

i , h i , c i , h o , h T T T T P − − = 6 0,68740036 P 300 30 300 286610 114,401901 = − − = dan i , h o , h o , c i , c T T T T R − − = 6 0,37715903 R 300 286610 114,401901 100 30 = − − =

(

)

_{

_}

(

)

(

₍

(

₍

)

₎

)

₎

(

)

{

}

_{

_}

(

)

{

(

)

}

(

)

{

}

135643 0,85835372 1 6 0,37715903 1 6 0,37715903 6 0,68740036 2 1 6 0,37715903 1 6 0,37715903 6 0,68740036 2 Ln 1 6 0,37715903 6 0,37715903 6 0,68740036 1 6 0,68740036 1 Ln 1 6 0,37715903 1 R 1 R P 2 1 R 1 R P 2 Ln 1 R R P 1 P 1 Ln 1 R F 2 2 2 2 2 2 = ⎥ ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟⎠⎞ ⎜⎝⎛ + + + − ⎟⎠⎞ ⎜⎝⎛ + − + − × − ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ × − − × + = ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ + + + − + − + − × − ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ × − − × + = F

Luas perpindahan kalor

L A

L

ヾ

N L D

ヾ

A o t o p o × = × × × = × × × = 137099461 , 1 19 01905 , 0 ,

Koefisien perpindahan kalor menyeluruh

o i , p o , p o , p i i , p o , p o h 1 D D Ln k 2 D h 1 D D 1 U + × × + × =

Untuk bahan pipa wrought stainless steels type 304, diperoleh : k = 18,85 W/m.K.

Untuk mencari koefisien perpindahan panas pada pipa dan juga pada shell diperlukan

m 0,3429 L

0,01905 18

D N L

sem

o p, b sem

= × =

× =

• Mencari koefisien perpindahan kalor didalam pipa BilanganReynolds

gas t gas

i p, o

t

A D m Re

× ×

×

t

aliran massa gas buang di dalam tube

= 0,04 kg/s

o t

m

diameter dalam tube

Dp,i = Dp,o – 2 × t

= 0,01905 – 2 × 0,002

Dp,i = 0,01505 m

pada temperatur : T_h =207,200950643305 oC diperoleh : gas = 1,10608614127151 kg/m3

gas = 0,0000202280760514644 m2/s luas aliran sisi tube

( )

(

)

2 t 2 p 2 i p, t t m 8 0.,0337999 A 1 4 0,01505 19 N 4 D N A = × × × = × × × =

di peroleh :

3 7960,42913 Re 4 8076051464 0,00002022 8 0,00337999 127151 1,10608614 01505 , 0 04 , 0 Re = × × × = t t

Untuk aliran 2100 < Ret < 10.000, bilangan Nusselt didalam tube di peroleh dari persamaan [19]

(

)

13

gas 3 2 i , p 3 2 t gas i , p i t Pr L D 1 125 Re 116 , 0 k D h Nu × ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ + × − × = × =

pada temperatur : T oC

h =207,200950643305

di peroleh : gas = 1,10608614127151 kg/m3 kgas = 0,0308494798540376 W/m-K di peroleh :

(

)

[

]

K m W 5,76949003 6 ) 77151 1060861412 , 1 ( 0,3429 01505 , 0 1 125 3 7960,42913 116 , 0 98540376 0,03084947 01505 , 0 2 3 / 1 3 2 3 2 ⋅ = ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + × − × = × i i h x h

• Mencari koefisien perpindahan kalor di dalam shell

Bilangan Reynolds air s air e o s A D m Re × × × = s

aliran massa di dalam shell

= 0,025475 kg/s

o s m diameter ekivalen

( )

( )

0 , p 2 0 , p 2 t e D D P 4 D × π × π − × =

(

)

(

)

m 6 0,01803352 D 0,01905 0,01905 0,0254 4 e 2 2 = × × − × =

pada temperatur : T_c =65 oC

diperoleh : air = 980,6 kg/m3

luas aliran sisi shell t s s P B C D

A = × ×

m 0,00635 C 0,01905 0,0254 D P

C t p,o

= − = − = m 8 0,01804736 B 1 18 0,3429 1 N L B b = + = + = 2 s s m 4 0,00057300 A 0,0254 8 0,01804736 0,00635 0,127 A = × × =

di peroleh :

7 1846,96363 Re 397 2677037859 0,00000044 4 0,00057300 980,6 6 0,01803352 025475 , 0 Re = × × × = s s

Untuk bilangan Reynold yang berada pada interval : 0,1 < Res < 100000, bilangan Nusselt di dalam shell di peroleh dari persamaan

{

( )

_s 0,52

}

( )

_air 0,3 air

e o

s 0,35 0,56 Re Pr

k D h

Nu = × = + × ×

di peroleh : Prair = 2,758

kair = 0,6585 W/m-K di peroleh :

(

)

{

}

(

)

K h h o o ⋅ = × × + = × 2 3 , 0 52 , 0 m W 1402,16748 2,758 7 1846,96363 56 , 0 35 , 0 0,6585 6 0,01803352

di peroleh koefisien perpindahan kalor menyeluruh :

K U Ln U o o ⋅ = + × × + × = 2 m W 7 50,1029751 1402,16748 1 01505 , 0 01905 , 0 85 , 18 2 01905 , 0 3 65,7694900 1 01505 , 0 01905 , 0 1

Jadi perpindahan kalor secara perpindahan kalor

m 9 1,13829078 L 06 133,991448 135643 0,85835372 L 096683 1,13709946 7 50,1029751 7458,62145 LMTD F A U Q _{o o} = × × × × = × × × =

Karena besarnya L yang diperoleh ini tidak sama dengan L sementara yang

dimisalkan, maka harus dilakukan iterasi dengan menggunakan panjang yang di

peroleh ini.

Trial-and error 1

Bilangan Reynolds gas t gas i p, o t A D m Re × × × = t

aliran massa di dalam tube

= 0,04 kg/s

t o

m

diameter dalam tube

Dp,i = Dp,o – 2 × t

= 0,01905 – 2 × 0,002

Dp,i = 0,01505 m

pada temperatur : T_h =207,200950643305 oC di peroleh : gas = 1,10608614127151 kg/m3

gas = 0,0000202280760514644 m2/s luas aliran sisi tube

( )

(

)

2 t 2 p 2 i p, t t m 8 0.,0337999 A 1 4 0,01505 19 N 4 D N A = × × × = × × × = di peroleh 7960,4291 Re 4 8076051464 0,00002022 8 0,00337999 127151 1,10608614 01505 , 0 04 , 0 Re = × × × = t t

Untuk aliran 2100 < Ret < 10.000, bilangan Nusselt didalam tube di peroleh dari persamaan [19]

(

)

13

gas 3 2 i , p 3 2 t gas i , p i t Pr L D 1 125 Re 116 , 0 k D h Nu × ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ + × − × = × =

pada temperatur : T_h =207,200950643305 oC di peroleh : gas = 1,10608614127151 kg/m3

kgas = 0,0308494798540376 W/m-K di peroleh

(

)

[

]

K m W 1 61,7621007 ) 6402 7261789429 , 0 ( 9 1,13829078 01505 , 0 1 125 3 7960,42913 116 , 0 98540376 0,03084947 01505 , 0 2 3 / 1 3 2 3 2 ⋅ = ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + × − × = × i i h x h

Mencari koefisien perpindahan kalor di dalam shell

Bilangan Reynolds air s air e o s A D m Re × × × = t

aliran massa didalam shell

= 0,025475 kg/s

o s m diameter ekivalen

( )

( )

0 , p 2 0 , p 2 t e D D P 4 D × π × π − × =

(

)

(

)

m D_e 0,018033526

01905 , 0 01905 , 0 0254 , 0

4 2 2

= × × − × = π π

pada temperatur : T_c =65 oC, diperoleh : air = 980,6 kg/m3

air = 0,000000442677037859397 m2/s luas aliran sisi shell

t s s P B C D

A = × ×

m 0,00635 C 0,01905 0,0254 D P C _{t p,o}

= − = − = 2 0,05991004 B 1 18 9 1,13829078 1 N L B b = + = + = 2 s s m 4 0,00190214 A 0,0254 2 0,05991004 0,00635 0,127 A = × × = di peroleh

1 556,381407 Re 397 2677037859 0,00000044 4 0,00190214 980,6 6 0,01803352 025475 , 0 Re = × × × = s s

Untuk bilangan Reynold yang berada pada interval : 0,1 < Re < 100000, bilangan Nusselt di dalam shell di peroleh dari persamaan

( )

{

}

( )

0,3

air 0,52 s air e o

s 0,35 0,56 Re Pr

k D h

Nu = × = + × ×

pada temperatur : T_c =65 oC, diperoleh Prair = 2,758

kair = 0,6585 W/m,K sehingga :

(

)

{

}

(

)

K h h o o ⋅ = × × + = × 2 3 , 0 52 , 0 m W 3 759,380377 2,758 1 556,381407 56 , 0 35 , 0 0,6585 6 0,01803352

di peroleh koefisien perpindahan kalor menyeluruh

K U Ln U o o ⋅ = + × × + × = 2 m W 4 45,5987718 3 759,380377 1 01505 , 0 01905 , 0 85 , 18 2 01905 , 0 1 61,7621007 1 01505 , 0 01905 , 0 1

m 1 1,25073007

06 133,991448 135643

0,85835372 6683

1370994609 1,

4 45,5987718 7458,62145

=

× ×

× ×

=

× × × =

L

L LMTD

F A U

Q _{o o}

Demikian seterusnya sehingga di peroleh L iterasi terakhir dengan L iterasi

sebelumnya besarnya dianggap sama [{L(i+1) - L(i)} < 0,000000000009], seperti

ditunjukkan tabel 2.2.

2.4.5. Efektivitas Alat Penukar Kalor

Efektivitas alat penukar kalor di peroleh dari persamaan

max Q Q = ε

Perpindahan kalor maksimum

(

h,i c,i

)

min

max C T T

Q = × −

Kapasitas kalor yang minimum di pilih dari

min h gas o h c air o c C K W 600711 40,1869496 C 150178 1004,67374 0,04 Cp m C K W 106,551735 C 4182,6 0,025475 Cp m C ⇒ = × = × = = × = × = t s

di peroleh :

(

)

W 1 10850,4764 Q 30 300 600711 40,1869496 Q max max = − × =

di peroleh efektivitas alat penukar kalor adalah

% 740 , 68 5605156 0,68740036 1 10850,4764 7458,62145 = = = ε ε

2.4.6. Penurunan tekanan di dalam Tube dan Shell

Penurunan tekanan di dalam tube dari persamaan [2.27]

⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ × + × × × × ρ = Δ p i , p p t c 2 t gas

t 4 N

D N L f g 2 V P

friction factor di dalam tube

( )

(

)

(

)

(

)

4 0,03359358 f 1,64 3 7960,42913 Ln 0,79 1,64 Re Ln 0,79 f t 2 2 t t = − × = − × = − −

Kecepatan gas buang di dalam tube

s m 3 10,6692801 V 9 0,00337998 127151 1,10608614 0,04 A m V t t gas t o t = × = × =

di peroleh :

(

)

2 m N 1 4 0,01505 1 1 2 2 1 431,109298 1,2586909 4 0,03359358 10,6692801 127151 1,10608614 = Δ × + × × × × =

Δ _⎢⎣⎡ _⎥⎦⎤

t P

t P

Penurunan tekanan di dalam shell dari persaamaan [2.30]

(

N 1

)

f D D g 2 V

P _{s b}

e s c 2 s air

s × × × +

×× ρ = Δ

friction factor di dalam shell

( )

[

]

(

)

[

]

4 0,54554344 f 3 503,160729 ln 0.19 -0.576 exp Re ln 0.19 -0.576 exp f s s s = × = × =

Kecepatan air di dalam shell

s m 2 0,01235131 V 9 0,00210333 980,6 0,025475 A m V s s air s o s = × = × =

di peroleh :

(

)

₍

₎

2 m N 1 18 0,127 1 2 2 2 5,46001792 0,54554344 6 0,01803352 2 0,01235131 980,6 = Δ + × × × × × = Δ s P s P

2.4.7. Perancangan Alat Penukar Kalor

Dari temperatur 300 0C dan laju aliran massa gas buang sebesar 0.04 kg/s dilakukan simulasi dengan mempergunakan program Visual Basic.Temperatur air

masuk 30 0C dan temperatur air yang keluar dari alat penukar kalor yang diharapkan 100 0C. Harga tersebut dimasukan ke dalam simulator yang telah dirancang mempergunakan program visual basic dan urutan perhitungan dapat dilihat dari

diagram alir seperti terlihat pada lampiran 1. Hasil simulasi dapat dilihat pada

lampiran 2 .

Pertimbangan pemilihan dimensi alat penukar kalor sebagai berikut :

1. Dapat menghasilkan temperatur air keluar dari APK mencapai 100 0C . 2. Gas buang yang keluar dari APK dapat mengurangi dampak lingkungan .

3. Efektivitas alat penukar kalor cukup tinggi .

4. Bahan yang dipergunakan ada dipasaran .

BAB 3 METODE PENELITIAN

3.1. Tempat dan Waktu

Penelitian ini dilaksanakan di Laboratoriun Prestasi Mesin Jurusan Teknik

Mesin Universitas Sumatera Utara (USU) dari bulan September s/d bulan Nopember

2004. Materi penelitian yang digunakan adalah air dan gas buang dari mesin diesel

yang ada di Laboratorium dan bahan-bahan lain yang dirakit menjadi peralatan.

3.2. Bahan dan Alat

3.2.1. Bahan

Bahan- bahan penelitian yang akan dirakit terdiri dari :

1. Pipa (tube)Kubo SpesialTube ASME 304 diameter luar 19,05 mm Pipa ini digu-

nakan untuk saluran gas buang dari mesin diesel .

2. Pipa wrought stainless steel 304 yang digunakan untuk saluran air (shell). Pipa

ini mempunyai diameter luar 0,127 m ( 5 “ )

3. Nozzle diameter 1,25 “ yang dipergunakan untuk saluran masuk dan keluar dari

fluida air dan gas buang.

4. Baffel (sekat) dari bahan wrought stainless steel. Baffle ini berjumlah 18 buah

dengan baffle cut 26,5 %.

5. T fitting yang dipergunakan untuk memasang Termocopel dan Pressure gauge

6. Isolasi yang terbuat dari bahan glass wool untuk melilit bagian luar dari shell.

7. Gave valve , elbow dan sambungan pipa yang digunakan masing -masing berdia-

meter 1 “.

8. Tangki air yang dipergunakan untuk menampung air.

9 . Rangka besi siku yang digunakan untuk menopang alat penukar kalor shell and

tube.

3.2.2. Alat

Alat-alat penelitian yang akan dipergunakan terdiri dari :

1. Mesin Diesel dengan spesifikasi :

Type : 4 silinder, 4 langkah

Langkah dan diameter : 3,125 inch – nominal dan 3,5 inch

Kompresi Ratio : 22 : 1

Valve type clearance : 0,012 inch3 ( 1,76 liter )

Firing Order : 1-3-4-2

2. Pompa air dengan spesifikasi :

Merek : Vero

Kapasitas maksimum : 50 l/m

Head maksimum : 42 m

3. Thermometer digital (Model TM-903 A) dengan spesifikasi :

Merek : Lutron

Accuracy : ( 0,5 % + 1 0C) Termokopel : type J & type K

Temperatur : 100 s/d 1300 oC,max 0,1 0C

Thermometer digital dipergunakan untuk pembacaan temperatur

4. RS232

Model : UPCB-02

RS232 dipergunakan untuk menghubungkan thermometer digital ke komputer.

5. SOFTWARE

Model : SW-U801-WIN

- For windows 95, 98, Me & XP

- Data logging system, data recorder.

Software ini merupakan program yang dipakai untuk pembacaan temperatur

yang keluar dari termokopel digital .

6. Pressure gauge dengan spesifikasi :

Merek : Wika ( Conforms to EN 837 Standard)

Nominal size : 100 & 150 mm

Pressure range : 0 s/d 2,5 kg/cm2

Accuracy : 1 %

7. Termokopel type K ( Chromel – Alumel )

Termokopel ini dipergunakan untuk mengukur temperatur pada daerah pengu-

8. Flow meter dengan spesifikasi :

Model : L1025D-4

Range : 1 – 10 GPM / 4 – 36 l/m

Accuracy : - 4 %

9. Switch (konektor)

Switch ini dipergunakan untuk menghubungkan titik ukur dari thermometer

digital.

10. Komputer Pentium I yang berisi Loging System dan data recorder.

11. Komputer Pentium III yang telah diisi program simulator mempergunakan Visual

Basic dipergunakan untuk menghitung hasil penelitian, program ini juga dileng-

kapi Microsoft Office, Exel untuk mengolah data dalam bentuk tampilan grafik.

3.3. Jalannya Penelitian

3.3.1. Persiapan sebelum penelitian

a. Melakukan perhitungan awal secara manual untuk mendapatkan dimensi semen-

tara.

b. Membuat diagram alir dari proses perhitungan seperti terlihat pada lampiran 1.

c. Membuat program Visual Basic yang sesuai dengan diagram alir.

d. Menjalankan program Visual Basic dengan memasukan data-data input kedalam

Form yang tersedia sehingga menghasilkan dimensi yang sama dengan hasil

perhitungan secara manual.

berbeda-beda yang hasilnya dapat dilihat pada lampiran 2

f. Memilih dimensi yang akan dirakit seperti terlihat pada tabel 3.1.

Tabel 3.1.Lay Out, Geometri dan Dimensi Alat Percobaan

Tube Shell Baffle

- Jumlah pass = 1 - Jumlah tube = 19 - Diameter tube = ¾” - Bahan Kubo special

tube ASME 304 L - Susunan segitiga

- Panjang = 1,26 m

- Jumlah pass = 1 - Diameter shell = 5” - Bahan wrought

Stainless Steel

- Isolasi glass wool

tebal 4 mm

- Type single segmental

- Baffle Cut = 26,5 % - Bahan wrought

Stainless Steel

- Jumlah Baffle = 18

- Baffle Space = 6,63 cm

3.3.2. Persiapan pendahuluan

a. Bahan penelitian dirangkai menjadi peralatan APK yang siap digunakan. seperti

Gambar 3.1. Alat Penukar Kalor Shell and Tube yang dirancang

b. Termokopel, Pressure Gauge, RS 232, Komputer Pentium I yang sudah dileng-

kapi software yang tersedia dan termometer digital telah terpasan dalam kea-

daan siap dipakai seperti terlihat pada gambar 3.2.

3.3.3. Percobaan awal

Mula-mula air diisikan kedalam tangki dan katup-katup semua dalam keadaan

terbuka ,kemudian switch pompa dinyalakan sehingga air mengalir didalam shell

dari alat penukar panas dan kemudian mesin diesel dihidupkan sehingga gas panas

mengalir didalam tube .Hal ini dilakukan untuk membuang udara yang terkurung

didalan APK, biarkan hal ini berlangsung beberapa saat hingga temperatur gas buang

3.4. Pengamatan

Langkah-langkah yang dilakukan pada pengamatan sama dengan percobaan

awal . Mula-mula dilakukan percobaan untuk putaran 1500 rpm dengan beban nol

dan debit air yang mengalir 5 l/m dan selanjutnya untuk debit air 7,5 l/m, 10 l/m,

12,5 l/m dan 15 l/m . Pencatatan dilakukan 5 kali percobaan untuk

masing-masing debit air.

Langkah berikutnya dilakukan dengan cara yang sama untuk putaran

2000 rpm dan 2500 rpm dengan beban nol, 10 kW, 20 kW dan 30 kW. Pada setiap

pengamatan dilakukan pencatatan sebagai berikut :

1. Mencatat tekanan gas buang sebelum dan setelah alat penukar kalor

2. Mencatat tempertur gas buang sebelum dan setelah alat penukar kalor

3. Mencatat tekanan air sebelum dan setelah alat penukar kalor

4. Mencatat temperatur air sebelum dan setelah alat penukar kalor

5. Mencatat putaran dan beban dari mesin diesel yang dipergunakan

Setiap pengujian dilakukan 5 kali percobaan.

3.5. Analisa Data

Data hasil pengamatan ditabelkan dan dibandingkan dengan hasil perhitungan

mempergunakan program Visual Basic . Untuk memperoleh hubungan persamaan

Efektivitas terhadap laju aliran massa air dan temperatur gas buang keluar

memper-gunakan metode Regresi Linier Multiple, sedangkan tampilan grafik untuk

BAB 4

HASIL DAN PEMBAHASAN

4.1. Hasil Penelitian

Data yang diambil dari pengamatan di laboratorium tidak dapat langsung

ditentukan laju aliran massa gas buang, laju aliran massa air, perubahan tekanan,

laju perpindahan kalor serta efektivitas dari alat penukar kalor yang dipergunakan.

Pengamatan dilakukan 5 kali percobaan dan merupakan hubungan antara debit air

dengan temperatur dan tekanan untuk beban nol, 10 kW, 20 kW dan 30 kW

pada putaran 1500 rpm, 2000 rpm, 2500 rpm dan hasilnya dapat dilihat pada

lampiran 3. Dari 5 kali pengamatan untuk setiap kasus, hasilnya dirata-ratakan dan

selanjutnya dipergunakan untuk perhitungan laju aliran massa air, laju aliran massa

gas buang, perubahan tekanan dan efektivitas. Hasil pengamatan rata-rata dapat

Tabel 4.1. Rata-Rata Hasil Penelitian pada Beban Nol

Tabel 4.1. Rata-Rata Hasil Penelitian pada Beban 20 kW

4.2. Laju Aliran Massa Gas Buang.

Hasil temperatur pada lampiran.3. dipergunakan untuk menghitung laju massa

air dan selanjutnya dipergunakan menghitung laju aliran massa gas buang.

Laju aliran massa gas buang dapat dihitung dengan persamaan 2.3) , yaitu :

(

)

(

h,i h,o

)

p

i c, o c, air p s o

t o

T T . c

T T

. .c m m

gas −

−

= (kg/s)

dimana : o

m _s = Q . ( kg/s )

Q = debit air = 5 l/m = 5/60.1000 ( m3/s) = density = 994,494 ( kg/m3 )

Th,i = 159,68 ( o C ) Th,o = 64,14 ( 0 C ) Tc,i = 28,00 ( 0 C )

Tc,o = 38,82 ( 0 C )

cp.c = 4174 ( J/kg. 0 C ) . cp,h =929,08 ( J/kg. 0 C )

sehingga :

64,14) 9,68

929,08x(15

28,00) 174x(38,82

994,4938x4 5/60x1000x

mt

− −

=

= 0.042 kg/s

Hasil perhitungan laju aliran massa gas buang selengkapnya dapat dihitung dengan

4.3. Distribusi Temperatur

Pembahasan distribusi temperatur akan dilakukan membandingkan temperatur

air keluar dengan temperatur gas buang yang keluar dari hasil pengamatan dengan

hasil perhitungan mempergunakan simulator yang dirancang dengan

mem-pergunakan program Visual Basis. Perbandingan ini menghasilkan simpangan

temperatur dari hasil penelitian dengan hasil perhitungan. Penyimpangan antara

hasil pengamatan dan hasil perhitungan dapat dilihat pada lampiran 5. Simpangan

maksimum dari temperatur gas buang yang keluar adalah 10,99 % dan minimum

0,91 % dan simpangan maksimum dari temperatur air keluar adalah 3,34 %.

4.4. Perubahan Tekanan

Perubahan tekanan dihitung berdasarkan perbedaan tekanan dari sisi masuk

dan sisi keluar dari alat penukar panas dibandingkan dengan hasil perhitungan.

Perubahan tekanan air yang mengalir didalam shell dan gas buang yang mengalir

didalam tube yang akan dibandingkan diukur pada kondisi laju massa gas buang

rata-rata dan laju massa air bervariasi pada putaran yang sama. Penyimpangan dari

perubahan tekanan hasil pengamatan dengan hasil perhitungan cukup besar dan

4.5. Perhitungan Laju Perpindahan Kalor Nyata , Laju Perpindahan Kalor Maksimum dan Efektivitas

4.5.1. Laju perpindahan kalor nyata

Laju perpindahan kalor nyata yang terjadi pada alat penukar kalor shell and

tube dari panas gas buang ke fluida air dengan kondisi laju aliran massa gas buang

rata-rata dapat dihitung dengan persamaan 2.1),yaitu

Q = .cp,h.( Th,i – Th,o )

o

mt

dimana :

mto = 0,044 kg/s

= 0.009 kg/s

o

ms

Th,I = 159,68 oC Th,o = 95,09 oC cp,h = 942 J/kg.K

sehingga :

Q = 0,04353 . 942 .( 159,68 - 95,09 )

= 2648,530 Watt = 2,649 kW

4.5.2. Laju perpindahan kalor maksimum

Laju perpindahan kalor maksimum dapat dihitung dengan persamaan :

Qmak = Cmin (Th,i – Tc,i ) dimana :

= 0,044 kg/s

o

= 0.009 kg/s

o

ms

Th,I = 159,68 oC Th,o = 95,09 oC Tc,i = 28 ,0 oC Tc,o = 99,43 oC cp,h = 942 J/kg. K cp,c = 4181,4 J/kg. K

Ch = . cp,h = 41,005 W/ K

o

mt

Cc = . cp,c = 37,089 W/ K

o

ms

sehingga :

Qmak= Cmin (Th,i – Tc,i ) = 37,089 ( 159.68-28.0 )

= 4883,882 Watt = 4,884 kW

Hasil perhitungan laju perpindahan kalor nyata dan laju perpindahan kalor

maksi-mum selengkapnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan hasilnya dapat

ditabelkan terlihat pada lampiran 7.

4.5.3. Efektivitas

Efektivitas alat penukar kalor didefinisikan sebagai perpindahan kalor nyata

terhadap perpindahan kalor maksimum yang mungkin. Perpindahan kalor maksimum

didapat bila salah satu fluida mengalami perubahan temperatur yang maksimum .

mempunyai kapasitas kalor terkecil. Penyimpangan temperatur antara hasil

pengamatan dengan hasil perhitungan rata-rata dibawah 10 %, sehingga

temperatur hasil perhitungan dapat dipergunakan sebagai data untuk menghitung

efektivitas alat penukar kalor. Dengan mempergunakan persamaan 2.5) efektivitas

alat penukar kalor untuk beban nol pada putaran 1500 rpm dapat dihitung yaitu :

100% Q

Q

max × =

∈

dimana

Q = 2648,530 Watt = 2,649 kW Qmak= 4883,882 Watt = 4,884 kW sehingga :

% 242 , 54

100% 4,883882

2,64853

=

× =

∈

Hasil perhitungan efektivitas selengkapnya dapat dihitung dengan cara yang sama

4.6. Hubungan Temperatur Air Keluar, Temperatur Gas Buang Keluar, Laju Aliran Massa Air dan Laju Perpindahan Kalor

4.6.1. Hubungan laju aliran massa air terhadap temperatur air keluar dan temperatur gas buang keluar

Dari hasil pengamatan tabel 4.1 s/d tabel 4.4 dapat diplot dalam bentuk

grafik seperti pada gambar 4.1. s/d gambar 4.4. Grafik menunjukkan, bahwa

temperaur air keluar dan temperatur gas buang yang keluar dari alat penukar kalor

turun dengan bertambahnya laju aliran massa air. Namum penurunan ini tidak

berlangsung terus untuk temperatur gas buang keluar, setelah mencapai temperatur

minimum, temperatur gas buang keluar akan naik kembali dengan bertambahnya

laju aliran massa air. Hal ini berarti kalor yang diserap oleh fluida air berkurang

sehingga membuat temperatur gas buang yang keluar bertambah naik

25 50 75 100 125

0.00 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15 0.18 0.21 0.24 0.27

ms (kg/s)

Tc

,o

( C

)

Th,

o (

C

)

Tc,o put. 1500 rpm Tc,o put. 2000 rpm Tc,o put. 2500 rpm Th,0 put.1500 rpm Th,o put. 2000 rpm Tc,o put. 2500 rpm

Gambar 4.1. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperaur air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar untuk Beban nol

25 50 75 100 125

0.00 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15 0.18 0.21 0.24 0.27

ms (kg/s)

T

c

,o

(

C

)

T

h

,o

(

C

)

Tc,o put. 1500 rpm Tc,o put. 2000 rpm Tc,o put. 2500 rpm Th,0 put.1500 rpm Th,o put. 2000 rpm Th,o put. 2500 rpm

Gambar 4.2. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperaur air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar untuk Beban 10 kW

25 50 75 100 125

0.00 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15 0.18 0.21 0.24 0.27

ms (kg/s)

T

c

,o

(

C

)

T

h

,o

(

C

)

Tc,o put. 1500 rpm Tc,o put. 2000 rpm Tc,o put. 2500 rpm Th,0 put.1500 rpm Th,o put. 2000 rpm Th,o put. 2500 rpm

Gambar 4.3. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperaur air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar untuk Beban 20 kW

25 50 75 100 125

0.00 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15 0.18 0.21 0.24 0.27

ms (kg/s)

Tc

,o (

C

)

Th,

o (

C

)

Tc,o put. 1500 rpm Tc,o put. 2000 rpm Tc,o put. 2500 rpm Th,0 put.1500 rpm Th,o put. 2000 rpm Th,o put.2500 rpm

Gambar 4.4. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Temperaur air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar untuk Beban 30 kW

4.6.2. Hubungan temperatur air keluar terhadap laju perpindahan kalor

Dari tabel lampiran 7 laju perpindahan kalor dan temperatur air keluar diplot

dalam bentuk grafik seperti terlihat pada gambar 4.5 s/d gambar 4.8. Kalor yang

diserap oleh fluida air akan turun sejalan dengan naiknya temperatur air keluar.

Hal ini menunjukkan, terjadinya penurunan laju aliran massa air yang masuk ke alat

penukar kalor, sehingga waktu kontak cukup lama dan mengakibatkan naiknya

0 2 4 6 8 10 12

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Tc,o ( C )

Q

( k

W

)

putaran 1500 rpm putaran 2000 rpm putaran 2500 rpm

Gambar 4.5. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan Kalor untuk Beban Nol

0 2 4 6 8 10 12

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Tc,o ( C )

Q (

k

W

)

putaran 1500 rpm putaran 2000 rpm putaran 2500 rpm

Gambar 4.6. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan Kalor untuk Beban 10 kW

0 2 4 6 8 10 12

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Tc,o ( C )

Q

( k

W

)

putaran 1500 rpm putaran 2000 rpm putaran 2500 rpm

Gambar 4.7. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan Kalor untuk Beban 20 kW

0 2 4 6 8 10 12 14

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Tc,o ( C )

Q (

k

W

)

putaran 1500 rpm putaran 2000 rpm putaran 2500 rpm

Gambar 4.8. Hubungan Laju Aliran Massa Air Terhadap Laju Perpindahan Kalor untuk Beban 30 kW

4.6.3. Efektivitas fungsi laju perpindahan kalor dan temperatur air keluar

Hubungan efektivitas terhadap laju perpindahan kalor dan temperatur air

keluar yang keluar dari alat penukar kalor mempergunakan metode Regresi Linier

Multipel. Penyelesaiannya dengan membuat tiga persamaan, yaitu :

€i = ao n + a1 Qi + a2 Tc,o i €i .Qi = a0 Qi +a1 Qi2 + a2 Qi.Tc,o i €I Tc,o I = ao Tc,o I + a1 Qi + a2 Tc,o i2

dimana : ao, a1dan a2 merupakan koefisien - koefisien yang harus ditentukan ber-dasarkan data yang diperoleh dari penelitian . Bentuk persamaan dari penyelesaian

metode Regresi Linier Multipel diperoleh hubungan efektivitas terhadap laju

perpindahan kalor dan temperatur air keluar dari alat penukar kalors adalah :

- Pada beban nol

Putaran 1500 rpm €0 = 240,8319 – 34,28705 Q – 0,969608 Tc,o Putaran 2000 rpm €0 = -52,08741 + 18,88138 Q + 0,127338 Tc,o Putaran 2500 rpm €0 = -5,721442 + 9,624724 Q – 0,000705 Tc,o

- Pada beban 10 kW

Putaran 1500 rpm €10 = -9,298224 + 17,70703 Q + 0,020412 Tc,o Putaran 2000 rpm €10 = -34,54874 + 15,74688 Q + 0,074366 Tc,o Putaran 2500 rpm €10 = -3,246568 + 9,9869 Q – 0,004946 Tc,o

- Pada beban 20 kW

Putaran 1500 rpm €20 = -13,03728 + 16,78127 Q – 0,026593 Tc,o Putaran 2000 rpm €20 = 13,86419 + 8,168737 Q - 0,042135 Tc,o Putaran 2500 rpm €20 = 7,099748 + 7,494613 Q – 0,023298 Tc,o

- Pada beban 30 kW

Putaran 1500 rpm €30 = - 0,121952 + 11,41914 Q – 0,011503 Tc,o Putaran 2000 rpm €30 = -214,1324 + 27,1774 Q + 0,322443 Tc,o Putaran 2500 rpm €3 = 93,5168 – 0,644286 Q – 0,151206 Tc,o

Dengan metode pendekatan Add Trendline Regresi Type Power grafik

hu-bungan efektivitas terhadap temperatur air keluar dan temperatur gas buang keluar

dapat dilihat pada gambar 4.9 s/d gambar 4.12.

40 45 50 55 60 65 70 75 80 85

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Tc,o ( C ) Th,o ( C )

E

fe

k

ti

v

ita

s

(

%

)

Tc,o putaran 1500 rpm Tc,o putaran 2000 rpm Tc,o putaran 2500 rpm Th,o putaran 1500 rpm Th,o putaran 2000 rpm Th,o putaran 2500 rpm

Gambar 4.9. Grafik Hubungan Temperatur Air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar Terhadap Efektivitas untuk Beban nol

40 45 50 55 60 65 70 75 80 85

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Tc,o ( C ) Th,o ( C )

E

fe

k

tiv

it

a

s

(

%

)

Tc,o putaran 1500 rpm Tc,o putaran 2000 rpm Tc,o putaran 2500 rpm Th,o putaran 1500 rpm Th,o putaran 2000 rpm Th,o putaran 2500 rpm

Gambar 4.10. Grafik Hubungan Temperatur Air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar Terhadap Efektivitas untuk Beban 10 kW

40 45 50 55 60 65 70 75 80 85

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Tc,o ( C ) Th,o ( C )

Efekti

v

it

as (

%

)

Tc,o putaran 1500 rpm Tc,o putaran 2000 rpm Tc,o putaran 2500 rpm Th,o putaran 1500 rpm Th,o putaran 2000 rpm Th,o putaran 2500 rpm

Gambar 4.11. Grafik Hubungan Temperatur Air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar Terhadap Efektivitas untuk Beban 20 kW

40 45 50 55 60 65 70 75 80 85

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Tc,o ( C ) Th,o ( C )

E

fekt

ivi

tas (

%

)

Tc,o putaran 1500 rpm Tc,o putaran 2000 rpm Tc,o putaran 2500 rpm th,o putaran 1500 rpm th,o putaran 2000 rpm Th,o putaran 2500 rpm

Gambar 4.12. Grafik Hubungan Temperatur Air Keluar dan Temperatur Gas Buang Keluar Terhadap Efektivitas untuk Beban 30 kW

Pada gambar diatas menunjukan, bahwa efektivitas akan turun sejalan dengan

kenaikan temperatur air keluar dan begitu pula efektivitas akan turun, bila temparatur

gas buang naik. Hal ini dapat diperjelas pada gambar 4.1 s/d gambar 4.4 kenaikan

temperatur air keluar naik terjadi, bila laju aliran massa air diturunkan dan temperatur

air keluar turun terjadi akibat peningkatan laju aliran massa air dan mengakibatkan

temperatur gas buang keluar menjadi naik. Efektivitas terus menurun sejalan dengan

penambahan laju aliran massa air seperti terlihat pada gambar 4.9 s/d gambar 4.12,

kalor yang diserap oleh fluida air terus menurun. Jelas disini waktu kontak

dapat mempengaruhi peningkatan kalor yang diserap oleh fluida air dan selanjutnya

Perbandingan efektivitas tertinggi dari masing-masing beban mesin diesel sbb :

1. Pada beban nol €mak = 79,52 % putaran 2500 rpm persamaan terbentuk

€0 = -5,721442 + 9,624724 Q – 0,000705 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,123 < Q < 8,249 dan temperatur air keluar 36,48 < Tc,o < 99,43.

2. Pada beban 10 kW € mak = 79,48 % putaran 2500 rpm persamaan terbentuk

€10 = - 3,246568 + 9,9869 Q – 0,004946 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,638 < Q < 8,789 dan temperatur air keluar 36,53 < Tc,o < 99,65

3. Pada beban 20 kW €mak = 79,61 % putaran 2000 rpm persamaan terbentuk

€20 = 13,86419 + 8,168737 Q - 0,042135 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,048 < Q < 8,116 dan temperatur air keluar 35,98 < Tc,o < 99,27.

4. Pada beban 30 kW €mak = 81,75 % putaran 2000 rpm persamaan terbentuk €30 = -214,1324 + 27,1774 Q + 0,322443 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 10,372 < Q< 9,271 dan temperatur air keluar 38,29 < Tc,o < 99,13.

Dari hasil tampilan grafik dapat dikatakan , bahwa efektivitas dipengaruhi

oleh temperatur air keluar, temperatur gas buang keluar, besar laju aliran massa air

dan banyak kalor yang diserap. Alat penukar kalor shell and tube bekerja efektif pada

beban 30 kW putaran mesin diesel 2000 rpm dan dapat menghasilkan efektivitas

maksimum 81,75 %.

.

BAB 5

KESIMPULAN DAN SARAN

5.1. Kesimpulan

Dari pengamatan mengenai alat penukar panas 1 pass shell and 1 pass tube

dapat disimpulkan :

1. Dari perbandingan antara hasil pengamatan dengan hasil simulasi komputer

diperoleh sbb :

- Penyimpangan minimum untuk Th,o adalah 0,072 % dan penyimpangan

maksimum adalah 10,987 %

- Penyimpangan minimum untuk Tc,o adalah 0.060% dan penyimpang

maksimum adalah 2,295.

2. Hasil pengamatan menunjukkan bahwa :

- Temperatur air keluar dan temperatur gas buang keluar turun dengan bertam-

bahnya laju aliran massa air. Namun penurunan temperatur gas buang keluar

tidak berlangsung terus, setelah mencapai temperatur minimum, temparur gas

buang keluar akan naik kembali.

- Kalor yang diserap fluida air turun dengan naiknya temperatur air keluar. Hal

ini terjadi akibat penurunan laju aliran massa air yang masuk ke alat penukar

kalor, sehingga waktu kontak cukup lama.

3. Bentuk persamaan matematik dari hubungan efektivitas terhadap laju aliran

4. Perbandingan efektivitas tertinggi dari masing-masing beban mesin diesel sbb :

- Pada beban nol €mak = 79,52 % putaran 2500 rpm persamaan terbentuk

€0 = -5,721442 + 9,624724 Q – 0,000705 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,123 < Q < 8,249 dan temperatur air keluar 36,48 < Tc,o < 99,43.

- Pada beban 10 kW € mak = 79,48 % putaran 2500 rpm persamaan terbentuk €10 = -3,246568 + 9,9869 Q – 0,004946 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,638 < Q < 8,789 dan temperatur air keluar 36,53 < Tc,o < 99,65

- Pada beban 20 kW €mak = 79,61 % putaran 2000 rpm persamaan terbentuk

€20 = 13,86419 + 8,168737 Q - 0,042135 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 7,048 < Q < 8,116 dan temperatur air keluar 35,98 < Tc,o < 99,27.

- Pada beban 30 kW €mak = 81,75 % putaran 2000 rpm persamaan terbentuk €30 = - 214,1324 + 27,1774 Q + 0,322443 Tc,o berlaku laju perpindahan kalor 10,372 < Q< 9,271 dan temperatur air keluar 38,29 < Tc,o < 99,13.

Dari hasil tampilan grafik dapat dikatakan , bahwa efektivitas dipengaruhi

oleh temperatur air keluar, temperatur gas buang keluar, besar laju aliran massa air

dan banyak kalor yang diserap. Alat penukar kalor shell and tube bekerja efektif pada

beban 30 kW putaran mesin diesel 2000 rpm dan dapat menghasilkan efektivitas

maksimum 81,75 %.

5.2. Saran

Beberapa saran yang penting untuk peneliti yang ingin melanjutkan pengamatan

1. Memasang alat ukur laju aliran massa gas buang sehingga diperoleh hasil

yang sebenarnya.

2. Melakukan pengamatan lanjutan dengan laju aliran massa air mengalir didalam

tube dan gas buang didalam shell.

Lampiran - 5

Zainuddin : Studi Eksperimental Efektivitas Alat Penukar Kalor Shell and Tube Dengan Memanfaatkan Gas…, 2006 USU e-Repository © 2008

Lampiran - 6

Simpangan Perubahan Tekanan Hasil Pengamatan dengan Hasil Perhitungan

Beban Nol

Simpangan Perubahan Tekanan Hasil Pengamatan dengan Hasil Perhitungan

Beban Nol

Simpangan Perubahan Tekanan Hasil Pengamatan dengan Hasil Perhitungan

Beban Nol

Simpangan Perubahan Tekanan Hasil Pengamatan dengan Hasil Perhitungan

Beban Nol

Zainuddin : Studi Eksperimental Efektivitas Alat Penukar Kalor Shell and Tube Dengan Memanfaatkan Gas…, 2006 USU e-Repository © 2008

Zainuddin : Studi Eksperimental Efektivitas Alat Penukar Kalor Shell and Tube Dengan Memanfaatkan Gas…, 2006 USU e-Repository © 2008