Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
BAB 5 KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP
5.1. Kompressor
Jenis kompresor yang direncanakan adalah kompresor bolak-balik reciprocating compressor sebanyak tiga unit.
Clearance volume
Gambar 5.1. Potongan silinder kompressor
Daya teoritis yang dibutuhkan kompressor tiap satuan laju aliran massa untuk keadaan isentropis :
− =
1 2
1 1
2 2
1 1
2 2
ln .
. .
ln .
. P
P V
P V
P V
P V
P W
siklus
….5.1
P
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
V m
3
Gambar 5.2 Siklus Kompressor
P
1
= tekanan pada sisi masuk kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P
1
= 0,2928 MPa dengan =
1
V 0,080128 m
3
kg.
P
2
= tekanan pada sisi keluar kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P
2
= 1,0165 MPa dengan =
2
V 0,020829 m
3
kg. Laju aliran refrijeran untuk tiap unit kompressor adalah
233 ,
1 =
r
m
kgs dari
r
m total = 3,7 kgs.
Maka daya teoritis yang dibutuhkan oleh kompressor pada keadaan isentropis adalah
kW m
W
r
898 ,
36 66
, 29925
233 ,
1 1000
8 ,
292 1000
1016 ln
. 080128
, 1000
8 ,
292 020829
, 1000
1016 ln
080128 ,
1000 8
, 292
020829 ,
1000 1016
.
= ×
=
×
×
×
× ×
× ×
× −
× ×
=
•
Perhitungan silinder kompressor :
Theoritical volume displacement dihitung dengan: =
1
V m
r
×
•
…..5.2 = 1,233 kgs x 0,080128 m
3
kg = 0,0987 m
3
s
Volume displacement: =
cv r
V m
η
1
×
•
…..5.3 =
9617 ,
099 ,
= 0,1029 m
3
s dimana
cv
merupakan effisiensi volumetri yang dirumuskan:
cv
= 1 + C – C·p
d
p
s 1n
…..5.4 dimana : P
d
= P
2
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
P
s
= P
1
n = = CpCv, konstanta pada proses isentropis. Adapun nilai Cp dan Cv masing-masing adalah 0,8766 Kjkg.K dan 0,7539 Kjkg.K.
Sehingga didapat nilai n = 1,163 Dalam perencanaan kali ini piston direncanakan memiliki clearance C = 2.
cv
= 1 + 0,02 – 0,02·
=
163 ,
1 1
8 ,
292 1016
0,9617
5.2. Evaporator
Evaporator yang direncanakan adalah evaporator jenis Fin coil air-cooled evaporator. Adapun konstruksi evaporator dapat dilihat pada gambar berikut :
Gambar 5.3. Konstruksi evaporator jenis Fin coil air-cooled
. Refrijeran mengalir di dalam tube evaporator sementara udara dengan bantuan fan mengalir menyilang melintasi tube evaporator. Udara yang melewati tube
evaporator akan menyerap kalor dari refrijeran . Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang harus
diterima evaporator adalah sebesar cooling load total yaitu 542 kW. Dalam perencanaan dirancang tiga buah evaporator yang identik, yang berarti
pipa fan
sirip
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
tiap–tiap evaporator melayani 1,233 kgs R-134a dari total 3,7 kgs R-134a. Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi evaporator berdasarkan analisa
perpindahan panas yang terjadi.
5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal
Di sebelah luar tube terjadi perpindahan panas aliran eksternal karena udara yang mengalir menyilang melewati tube.
Bentuk susunan tube akan dipakai pada evaporator diambil perencanaan dengan menggunakan :
Copper tube berdiameter nominal 58 in tipe L dan diperoleh ukuran : Outer diameter
: D = 0,75 in. 19,05 mm
Inside diameter :
d = 0,666142 in. 16,92 mm Tebal dinding tube
: t = 1,07 mm
Susunan tube :
S
n
= 0,938 in. 23,8252 mm dan S
p
= 0,814 in. 20,6756 mm
Menurut Jordan, kecepatan udara melintasi coil pendingin, yang dihasilkan oleh fan Coil Face Velocity biasanya digunakan antara 400-500 fpm. Dalam
perencanaan ini, Kecepatan udara yang dihasilkan fan, V
fan
Coil Face Velocity direncanakan 500 fpm 2,5 ms .
Temperatur coil pada evaporator, berkisar 3 – 4 ºC lebih tinggi dari temperatur refrijeran dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech. Temperatur refrijeran
masuk dan keluar evaporator adalah sama yaitu, T,
ri
= T,
ro
= 0 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil, T,
coil
= 0 + 3,5 = 3,5 ºC. Temperatur udara masuk, T,
udara in
= 35,6 ºC. Sifat fluida udara dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,
55 ,
19 2
5 ,
3 6
, 35
2 ,
, ,
= +
= +
=
coil in
udara f
T T
T ºC 292,55 K, dari Lampiran [L.12],
diperoleh: = 1,2125 kgm
3
Cp = 1005,64 Jkg.ºC
= 1,8434.10
-5
kgm.s k
= 0,025648 Wm.ºC
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Pr = 0,710086
Pr
w
dievaluasi pada T,
pipa
= 3,5 ºC 276,5 K : Pr
w
= 0,71458 Kecepatan maksimum udara, V
max
: 4734
, 12
5 ,
2 05
, 19
8252 ,
23 8252
, 23
max
= ×
− =
× −
=
kipas n
n
V D
S S
V ms.
Nilai 4
, 15629
000018434 ,
01905 ,
4734 ,
12 2125
, 1
Re
max max
,
= ⋅
⋅ =
⋅ ⋅
= µ
ρ D
V
D
Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh
Zhukauskas
4 1
36 ,
max
Pr Pr
Pr Re,
,
×
× ×
=
w m
D D
C Nu
…..5.8
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 380
Korelasi empiris di atas berlaku untuk bilangan Reynold diantara 1000 sampai 2×10
6
. Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Dengan nilai dari S
n
S
p
= 1,1523 maka nilai C = 0,35 S
n
S
p 15
= 0,35.1,1523
15
= 0,36 dan m = 0,6 [L.8].
Sehingga: 34
, 104
71458 ,
710086 ,
710086 ,
4 ,
15629 36
,
4 1
36 ,
6 ,
=
×
× ×
=
D
Nu Untuk jumlah tabung paralel di bawah 20, maka harus dikalikan faktor koreksi
pada koefisien konveksi aliran eksternal di mana nilai koreksi tersebut dapat diambil dari Lampiran [L.9]. Dalam perencanaan ditetapkan jumlah tabung paralel adalah 3,
maka faktor koreksinya adalah 0,84. Koefisien pindahan panas konveksi :
D k
Nu h
D o
× =
,
…..5.9
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 369
Maka, K
Wm 18
1 01905
, 025648
, 34
, 104
84 ,
,
2 1
⋅ =
× ×
= ×
× =
D k
Nu k
h
D o
Besarnya nilai koefisien konveksi aliran eksternal h
o
adalah h
o
= 118 Wm
2
.K.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal
Untuk menghitung besarnya perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan korelasi
empiris yang diajukan oleh:
h dengan
......5.9 555
,
, 8
3 fg
4 1
3
s sat
l p
fg s
sat l
fg l
v l
l i
T T
c h
D T
T h
k g
h −
+ =
− −
⋅ =
µ ρ
ρ ρ
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 568
Besarnya T,
sat
= T,
r
= 0ºC dan T
s
= T,
coil
= 3,5 ºC. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada T,
sat
= 0 ºC, dari Lampiran [L.3], diperoleh:
L
= 1293,7 kgm
3
h
fg
= h
g
,
T,r o = 0 ºC
– h
f
,
T,r i = 0 ºC
= 398,68 kJkg – 251,9 kJkg = 146,78 kJkg. Sifat fisik R-134a saturasi vapor dievaluasi pada
C T
T T
s sat
f ,
,
75 ,
1 2
5 ,
3 2
, =
+ =
+ =
:
v
= 15,33 kgm
3
Cp
v
= 0,89088 kJkg.K k
v
= 0,01193 Wm.K
v
= 11,02.10
-6
Pa.s
Dengan demikian :
5 ,
149274 88
, 890
8 ,
146780 =
× +
=
fg
h
Jkg
13 ,
745 5
, 3
01193 ,
10 8
, 10
01692 ,
5 ,
149274 33
, 15
7 ,
1293 33
, 15
81 ,
9 62
, ,
4 1
6 3
=
−
× ×
× ×
× −
× ×
=
− d
Nu
4 ,
525 01692
, 13
, 745
01193 ,
, =
× =
× =
d Nu
k h
d v
i
Wm
2
.K Besarnya nilai koefisien konveksi aliran internal h
i
adalah h
i
= 525,4 Wm
2
.K.
5.3.3. Faktor Pengotoran
Faktor pengotoran adalah besarnya tahanan termal yang terjadi karena adanya
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
kotoran pada fluida kerja setelah sekian lama beroperasi. Faktor pengotoran ini akan menghambat laju perpindahan panas dan membentuk suatu tahanan termal. Dari
Lampiran [L.16], diambil faktor pengotoran : -
R”
f,i
= 0,0002 m
2
KW untuk refrijeran. -
R”
f,o
= 0,0004 m
2
KW untuk udara. Berdasarkan nilai faktor pengotoran di atas, dapat dihitung koefisien
perpindahan panas aliran eksternal dan internal sebagai berikut:
- koefisien perpindahan panas konveksi aliran eksternal kotor :
118 1
1 0004
, 1
1 −
= −
=
ho ho
ho R
fo
K m
W ho
. 68
, 112
2
= -
koefisien perpindahan panas konveksi aliran internal kotor :
K m
W hi
hi hi
hi R
fi
. 44
, 475
4 ,
525 1
1 0002
, 1
1
2
= −
= −
=
5.3.4. Tahanan Kontak
Sirip yang dipasang pada kondensor memiliki tahanan persinggungan R”
t,c
pada daerah kontak antara sirip dengan dinding tube. Besarnya tahanan persinggungan antara sirip dengan permukaaan luar dinding tube dapat dilihat pada
Lampiran [L.14]. Untuk sirip yang terbuat dari material aluminium dan tube dari bahan tembaga, maka tahanan kontak persinggungan antara kedua material adalah
R”
t,c
= 0,04·10
-4
m·KW
5.3.5. Perpindahan Panas Pada Sirip
Pemasangan sirip sangat penting dalam fin coil air-cooled evaporator ini. Dengan pemasangan sirip, maka luas pemaparan panas akan semakin besar sehingga
panas yang berpindah juga akan semakin besar. Sirip direncanakan dipasang sebanyak 14 siripin. dengan tebal sirip 0,15 mm,
maka sepanjang satu meter panjang pipa akan terdapat 551 buah sirip. Dengan menyesuaikan dengan jarak antar pipa, maka sirip dirancang dengan panjang sirip s
l
=
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
23,8252 mm S
L
= 11,9126 mm dan lebar sirip w = 20,6756 mm W = 10,3378 mm.
a
R”
t,c
N·A
c,b
N
f
h
o
A
f -1
[h
o
A
t
– NA
f
]
-1
[
o
h
o
A
t
]
-1
b
Gambar 5.4. Tahanan termal untuk sirip
Berdasarkan pada Lampiran [L.15], untuk nilai S
L
W = 1,1523 dan Wr
o
= 1,0853 maka diperoleh nilai dari
f
ϕ = 0,1462. A
f
adalah luas permukaan dari sirip yang dirumuskan dengan:
2 2
3 3
3 2
0002077 ,
10 525
, 9
. 10
8252 ,
23 10
6756 ,
20 .
.
m A
A r
l w
A
f f
f
= ×
− ×
× ×
= −
=
− −
−
π π
A
t
adalah luas pemaparan panas total yang dirumuskan dengan: A
t
= N × A
f
+ 2 × r × L – N·t A
t
=551×L×0,0002077+2 ×0,009525×L– 551×L·0,00015 A
t
= 0,16932L m
2
A
c,b
adalah luas penampang dari dinding bagian luar pipa yang ditutupi oleh sirip dan dirumuskan dengan:
A
c,b
= 2 ×r×t×L A
c,b
= 2 ×0,009525×0,00015×551×L A
c,b
= 0,004944L m
2
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
5.3.6. Perpindahan Panas Global
Keseluruhan tahanan termal yang dibahas di atas akan membentuk suatu rangkaian tahanan termal yang dapat dilihat pada gambar di bawah ini:
[h
o,kotor
A
t
– NA
f
]
-1
1h
i,kotor
·A
i
lnRr2 kL
t
R”
t,c
NA
c,b
N
f
h
o,kotor
A
f -1
1h
i,kotor.
A
i
lnRr2 kL
t
1
o.
h
o,kotor.
A
o
Gambar 5.5. Tahanan panas untuk evaporator Nilai tahanan termal maksimum dari sirip dihitung dengan :
K m
W k
t W
R
fin r
f
. 10
327 ,
5 14
, 202
10 15
, 10
3378 ,
10 1462
, .
.
2 4
3 2
3 2
− −
−
× =
× ×
× ×
= = ϕ
Dimana k
sirip
adalah konduktivitas termal untuk sirip dari bahan aluminium. Dari Lampiran [L.17] pada T,
sirip
=T,
pipa
= 3,5 ºC diperoleh nilai konduktivitas k
sirip
= 202,14 Wm
2
·K.
Efisiensi sirip dapat dihitung dengan menggunakan persamaan : 94
, 10
327 ,
5 118
1 1
. 1
1
4
= ×
× +
= +
=
− f
o f
R h
η Keefektifan total sirip dirumuskan dengan:
−
⋅ −
=
1
1 1
C A
A N
f t
f o
η η
dengan
+
=
b c
c t
f o
f
A R
A h
C
, ,
1
1 η
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 128
Panjang total pipa kita misalkan L
t
= 60 m, sehingga: Iterasi 1
A
t
= 0,16932×60 = 10,1592 m
2
A
c,b
= 0,004944×60 = 0,29664 m
2
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Dengan demikian nilai C
1
dapat kita hitung:
+
=
b c
c t
f o
f
A R
A h
C
, ,
1
1 η
⋅ ⋅
⋅ +
=
−
29664 ,
10 04
, 0002077
, 118
94 ,
1
4 1
C
C
1
= 1,000000311 sehingga keefektifan sirip dapat dihitung:
9615 ,
000000311 ,
1 943
, 1
1592 ,
10 0002077
, 60
551 1
=
− ⋅
⋅ −
=
o
η Besarnya nilai U
o
dapat dihitung dengan persamaan seperti di bawah ini: 1
ln 1
o o
i i
o o
h r
R k
R h
A A
U η
+
+
=
dengan A
o
adalah luas pemaparan panas sebelah dinding luar pipa. dengan nilai dari A
o
= A
t
= 0,16932L
t
seperti yang dibahas sebelumnya, maka: A
o
= A
t
= 10,1592 m
2
A
i
adalah luas permukaan dalam dari pipa. Sehingga A
i
dihitung dengan: A
i
= ×d×L
t
= × 16,92×10
-3
×60 = 3,189 m
2
k,
tembaga
adalah konduktivitas bahan tembaga. Dari Lampiran [L.11] pada T,
pipa
= 3,5 ºC, diperoleh k,
tembaga
= 385,755 Wm.K.
68 ,
112 9615
, 1
46 ,
8 525
, 9
ln 745
, 382
10 525
, 9
44 ,
475 189
, 3
1592 ,
10 1
3
⋅ +
⋅ +
⋅ =
− o
U
=
o
U 62,76 Wm
2
K Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T,
udara out
dapat dihitung sbb:
t n
kipas udara
L S
V m
. .
.
ρ
=
•
di mana : = massa jenis udara pada T,
udara in
= 35,6 °C 308 ,6 K dan diperoleh = 1,1465
kgm
3
. Maka :
4 1000
60 8252
, 23
5 ,
2 1465
, 1
= ×
× ×
=
• udara
m kgs
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009 out
udara in
udara udara
out udara
in udara
pipa o
o
T T
Cp m
T T
T A
h Q
, ,
. .
2 ,
, ,
. .
− =
+ −
=
•
di mana : 55
, 19
2 5
, 3
6 ,
35 2
, ,
, =
+ =
+ =
pipa in
udara f
T T
T ºC 292,55 K :
Cp = 1005,64 Jkg.K Maka :
C T
T T
out udara
out udara
out udara
° =
− ×
=
+
− ×
3 ,
27 ,
, 6
, 35
64 ,
1005 4
2 ,
6 ,
35 5
, 3
1592 ,
10 118
Besarnya kalor yang diserap oleh evaporator adalah :
W kW
h h
m Q
r
180597 597
, 180
252,21 68
, 398
233 ,
1
1 2
= =
− =
− =
LMTD adalah rata-rata beda suhu logaritmik yang dihitung dengan:
in udara
ro out
udara ri
in udara
ro out
udara ri
T T
T T
T T
T T
LMTD ,
, ,
, ln
, ,
, ,
− −
− −
− =
− −
− −
− =
6 ,
35 3
, 27
ln 6
, 35
3 ,
27 LMTD
⇔
LMTD = 31,3 ºC
dengan A
o
= A
t
= 0,16932L
t
, besarnya panjang total pipa dihitung dengan: Q = U
o
×A
o
×LMTD L
t
= 9
, 542
3 ,
31 16932
, 76
, 62
180597 16932
, =
× ×
= ×
× LMTD
U Q
o
m
A
t
= 0,16932×425,8 = 72 m
2
dan A
c,b
= 4,944×10
-3
×425,8 = 2,1 m
2
Iterasi 2 Dengan menggunakan panjang L
t
= 425,8 m, maka akan dilakukan perhitungan dengan iterasi yang kedua.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
A
o
= A
t
= 72 m
2
dan A
i
= ×d×L
t
= × 16,92·10
-3
×425,8 = 22,6 m
2
Nilai C
1
untuk mencari keefektifan total sirip dihitung:
000000021 ,
1 1
, 2
10 04
, 10
077 ,
2 118
94 ,
1
4 4
1
=
⋅
⋅ ⋅
⋅ +
=
− −
C
Keefektifan sirip dapat dihitung: 959
, 000000021
, 1
94 ,
1 72
10 077
, 2
8 ,
425 551
1
4
=
− ⋅
⋅ ⋅
− =
− o
η
Perpindahan panas global dihitung dengan:
68 ,
112 .
959 ,
1 46
, 8
525 ,
9 ln
755 ,
385 10
525 ,
9 44
, 475
6 ,
22 72
1
3
+
⋅
+ ⋅
=
− o
U
=
o
U 62,66 Wm
2
K Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T,
udara out
dapat dihitung sbb:
t n
kipas udara
L S
V m
. .
.
ρ
=
•
di mana : = massa jenis udara pada T,
udara in
= 35,6 °C 308,6 K = 1,1465 kgm
3
. Maka :
29 1000
8 ,
425 8252
, 23
5 ,
2 1465
, 1
= ×
× ×
=
• udara
m
kgs
C T
T T
out udara
out udara
out udara
° =
− ×
=
+
− ×
3 ,
27 ,
6 ,
35 ,
64 ,
1005 29
2 ,
6 ,
35 5
, 3
72 118
− −
− −
− =
6 ,
35 3
, 27
ln 6
, 35
3 ,
27 LMTD
⇔
LMTD = 31,3 ºC
Panjang total pipa dapat dihitung sbb: L
t
= 9
, 542
3 ,
31 16932
, 76
, 62
180597 16932
, =
× ×
= ×
× LMTD
U Q
o
m Pada iterasi kedua diperoleh panjang pipa L
t
= 425,8 meter dan ternyata sama
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
dengan panjang pipa yang dimisalkan pada iterasi yang kedua sehingga perhitungan telah benar dan panjang pipa total adalah 425,8 meter. Oleh karena evaporator
direncanakan terdiri dari 3 pipa paralel, maka panjang tiap–tiap pipa adalah
m L
L
t t
181 3
9 ,
542 3
= =
=
. Dalam hal ini, evaporator direncanakan terdiri dari 4 sisi, dimana masing-
masing sisi terdiri dari 3 pipa paralel dan dengan kedalaman 40 pipa di setiap sisi sehingga jumlah pipa total adalah 480 buah. Dengan demikian, panjang masing –
masing pipa untuk satu sisi adalah 1,2meter. Dari analisa teknik biaya, menurut Wang nilai paling ekonomis dan optimum
untuk air- cooled evaporator dan condenser bila V
ca
Q
rej
= 600 – 1.200 cfmTR, dimana V
ca
adalah laju aliran udara yang diperlukan untuk kebutuhan pendinginan di evaporator. Untuk V
ca
Q
rej
= 900 cfmTR, daya yang dibutuhkan oleh motor air cooled evaporator adalah 0,15 HPTR.
Untuk kebutuhan pendinginan di evaporator sebesar
TR 31
, 51
12000 3410
597 ,
180 =
×
, maka daya kipas yang dibutuhkan sebesar 6 hp 4,5 kW. Dalam perencanaan kali ini, akan dipakai 1 buah kipas untuk 1 unit evaporator.
5.3. Kondensor
Kondensor yang direncanakan adalah jenis shell and tube condensor yang direncanakan sebanyak tiga unit. Refrijeran mengalir di luar tube kondensor melintasi
tube kondensor yang di dalamnya adalah air.Refrigeran yang melewati tube kondensor akan menyerap kalor dari air sementara refrijeran yang bertukar panas
dengan air akan mengalami proses kondensasi.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Gambar 5.6. Shell and Tube condenser Dalam perencanaan ini, tube kondensor direncanakan dari bahan tembaga copper .
Sedangkan shell direncanakan dari bahan baja steel. Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang dibuang
kondensor adalah : Q
rej
=
r
m × h
4
– h
6
Q
rej
= 1,233 × 429,3 – 256,35 Q
rej
= 213,24 kgs
Kalor yang dibuang ini berupa :
Kalor desuperheating:
r
m × h
4
– h
5
= 1,233 × 429,3 – 419,58 = 11,98 kJs
Kalor kondensasi:
r
m × h
5
– h
6
= 1,233 × 419,58 – 256,35 = 201,26 kJs
Dalam perencanaan dirancang tiga buah kondensor yang identik, yang berarti tiap–tiap kondensor melayani 1,233 kgs R-134a dari total 3,7 kgs R-134a.
Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi kondensor shell and tube berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi.
Dengan mengacu pada Tabel 4.2 suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki kondensor titik 4 adalah bersuhu T
,r,i
= 48,84 °C untuk selanjutnya
mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C titik 5. Pada suhu ini R-
134a di dalam kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah
dari fasa uap ke fasa cair titik 6.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Gambar 5.7. Distribusi suhu kondensor ketika proses desuperheating
Gambar 5.8. Distribusi suhu kondensor ketika proses kondensasi
5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal
Susunan tube yang digunakan dalam kondensor menurut standar TEMA Turbular Exchanger Manufacturer Association dapat dilihat pada Tabel 5.1 berikut
Tabel 5.1.
Bagian-bagian alat penukar kalor shell and tube berdasarkan standar TEMA tipe BEM.
T
,r,o
= 40 °C
T
,air in
= 30 °C
refrigeran air
T
,r,o
= 40 °C
T
,air in
= 30 °C
refrigeran
air
T
,air out
=36 °C
T
,r,i
= 48,83 °C
T
,air out
=36 °C
T
,r,i
= 40 °C
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Front-end stationary-head types
Shell types Rear-end head types
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
A
B
C
D E
F
G
H
J
K L
M
N
P
S
T
U
W
Sumber : Standar TEMA
Berdasarkan tabel 5.1, diambil perencanaan dengan menggunakan : Copper tube berdiameter nominal 38 in tipe L dan dari Lampiran [L.11], diperoleh
ukuran : Outer diameter :
Do= 0,5 in. 12,7 mm Inside diameter :
Di = 0,43 in. 10,92 mm Tebal dinding tube : t = 0,89 mm
Susunan tube : S
n
= 0,812 in. 20,6248 mm dan S
p
= 0,704 in. 17,8816 mm
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
5.2.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating
Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech. Temperatur
refrijeran masuk kondensor, T,
ri
direncanakan sebesar 60 ºC dan temperatur refrijeran keluar kondensor, T,
ro
50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,
r
= 2
ri T,
ro T,
+ =
2 6
50 +
=55 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil T
coil
= 55 – 4 = 51 ºC
Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki
koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan
korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas.
4 1
36 ,
max
Pr Pr
Pr Re,
,
×
× ×
=
w n
D D
C Nu
…..5.5
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 380
Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi :
D k
Nu h
D o
× =
,
…..5.6
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 369
Berikut ini akan dilakukan perhitungan koefisien pindahan panas konveksi aliran eksternal terhadap susunan tube yang berbeda dengan kecepatan air pada sisi masuk
shell V
air
yang tetap yaitu direncanakan 1 ms . Untuk diameter luar tabung D = 0,5 in. 12,7 mm,S
p
= P
p
= 0,704 in. 17,8816 mm, dan S
n
= P’ = 0,812 in. 20,6248 mm, dan dengan susunan tube segitigaselang-seling staggered , koefisien konveksi
eksternal dapat dihitung sebagai berikut. Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur
refrijerant rata-rata 33
2 36
30 2
, ,
, =
+ =
+ =
out air
in air
f
T T
T ºC
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,
42 2
33 51
2 ,
, ,
= +
= +
= f
T T
T
coil f
ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh: = 991,17 kgm
3
Cp = 4174Jkg.ºC
= 6,318.10
-4
kgm.s k
= 0,635Wm.ºC Pr
= 4,1576 Pr
w
dievaluasi pada T,
coil
= 51 ºC 324 K : Pr
w
= 3,51 Kecepatan maksimum air, V
max :
6 ,
2 1
7 ,
12 20,6248
20,6248
max
= ×
− =
× −
=
air n
n
V D
S S
V ms.
Nilai 51802
0006318 ,
0127 ,
6 ,
2 991,17
Re
max max
,
= ⋅
⋅ =
⋅ ⋅
= µ
ρ D
V
D
Dengan nilai dari S
n
S
p
= 1,1534 maka nilai C = 0,35 S
n
S
p 15
= 0,35.1,1534
15
= 0,36 dan n = 0,6 [L.10].
Sehingga 74
, 422
51 ,
3 4,1576
4,1576 51802
36 ,
4 1
36 ,
6 ,
=
×
× ×
=
D
Nu
Dan K
137Wm 1
2 0127
, 0,635
74 ,
422 ,
.
2
⋅ =
× =
× =
D k
Nu h
D o
Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell V
air
direncanakan 1,0 ms, besarnya koefisien konveksi aliran eksternal h
o
adalah =
137 1
2
Wm
2
.K.
5.2.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi
Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech. Temperatur
refrijeran masuk proses kondensasi, T,
ri
sebesar 50 ºC dan temperatur refrijeran keluar proses kondensasi, T,
ro
50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,
r
=
2 ri
T, ro
T, +
=
2 50
50 +
=50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil T
coil
= 50 – 4 = 46 ºC
Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien
konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas [Lit.9].
4 1
36 ,
max
Pr Pr
Pr Re,
,
×
× ×
=
w n
D D
C Nu
…..5.5
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 380
Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi :
D k
Nu h
D o
× =
,
…..5.6
literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 369
Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur refrijerant rata-rata
33 2
36 30
2 ,
, ,
= +
= +
=
out air
in air
f
T T
T ºC
Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,
5 ,
39 2
33 46
2 ,
, ,
= +
= +
= f
T T
T
coil f
ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh: = 992,25 kgm
3
Cp = 4174Jkg.ºC
= 6,615.10
-4
kgm.s k
= 0,6321Wm.ºC Pr
= 4,3781 Pr
w
dievaluasi pada T,
coil
= 46 ºC 319 K : Pr
w
= 3,847 Kecepatan maksimum air, V
max :
6 ,
2 1
7 ,
12 20,6248
20,6248
max
= ×
− =
× −
=
air n
n
V D
S S
V ms.
Nilai 49530
0006615 ,
0127 ,
6 ,
2 25
, 992
Re
max max
,
= ⋅
⋅ =
⋅ ⋅
= µ
ρ D
V
D
Dengan nilai dari S
n
S
p
= 1,1534 maka nilai C = 0,35 S
n
S
p 15
= 0,35.1,1534
15
= 0,36 dan n = 0,6 [L.10].
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Sehingga 07
, 415
847 ,
3 4,3781
4,3781 49530
36 ,
4 1
36 ,
6 ,
=
×
× ×
=
D
Nu
Dan K
Wm 72
, 20658
0127 ,
0,6321 07
, 415
, .
2
⋅ =
× =
× =
D k
Nu h
D o
Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell V
air
direncanakan 1,0 ms, besarnya koefisien konveksi aliran eksternal h
o
adalah = 72
, 20658
Wm
2
.K.
5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal
Laju perpindahan panas konveksi aliran internal terdiri dari dua jenis, yaitu:
5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating
Pada keadaan ini R-134A keluar dari pipa buang pada fasa uap dan bersuhu 50 ºC. Suhu kondensasi untuk kondensor pendinginan udara direncanakan pada 50 ºC.
Tekanan saturasi yang bersesuaian dengan suhu kondensasi tersebut adalah 1318kPa. Besarnya koefisien pindahan panas konveksi dapat dihitung dengan korelasi empiris
dari Dittus-Boelter :
3 ,
5 4
Pr .
Re .
023 ,
,
D d
Nu =
….5.7 Korelasi empiris di atas berlaku untuk aliran turbulen yaitu dengan bilangan Reynold
di atas 10.000. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada P = 1318 kPa, dan
C º
53 2
55 51
2 =
+ =
+ =
coil r
f
T T
T C
p
= 1205 kgm
3
µ = 1,25. 10
-5
Pa.s k
= 0,01645 Wm.K Pr
= 0,952 Laju aliran refrijerant total kondensor adalah mr = 3,7 kgs
Bilangan Reynold 26
, 34512720
01092 ,
. 10
. 25
, 1
. 7
, 3
4 .
. 4
Re
5
= ⋅
= ⋅
=
−
π µ
π d m
r d
dengan Re,D10.000 berarti aliran yang terjadi adalah aliran
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
turbulen Bilangan Nusselt:
3 ,
5 4
Pr .
Re .
023 ,
,
D d
Nu =
3 ,
5 4
952 ,
. 34512720
. 023
, ,
=
d
Nu
=
d
Nu, 24305,37
Koefisien konveksi 86
, 36613
01092 ,
01645 ,
37 ,
24305 =
⋅ =
⋅ =
d k
Nu h
D i
Wm
2
.K
5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi
Untuk menghitung besarnya laju perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan
korelasi empiris yang diajukan oleh Chato :
4 1
3
. 55
, ,
− ×
× ×
× −
× =
sat s
L l
fg v
L L
i
T T
D k
h g
h µ
ρ ρ
ρ
dengan 8
3
L sat
L fg
fg
T T
Cp h
h −
× +
= Besarnya T
sat
= T
r
= 50
C º
dan T
s
= T
coil
= 46
C º
Sifat fisik R-134A saturasi liquid dievaluasi pada T
sat
= 50
C º
dan P
sat
=1318kPa:
L
= 1102 kgm
3
Cp
L
= 1,569 Jkg.K k
L
= 0,0704Wm.K µ
L
= 1,577x10
-4
Pa.s h
fg
= h
g
,
T,ro = 50 ºC –
h
f
,
T,ro=50 ºC
= 423,63 kJkg – 271,59 kJkg = 152,04 kJkg. Sifat fisik saturasi R-134A, vapor dievaluasi pada temperature film,
C º
48 2
50 46
2 =
+ =
+ =
Ts Tsat
T
f
v
= 63,03 kgm
3
Nilai h’
fg
dapat dicari seperti berikut:
8 3
L sat
L fg
fg
T T
Cp h
h −
× +
=
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
46 50
1569 8
3 04
, 152000
− ×
+ =
=
154353,54 kJkg Dengan demikian maka koefisien konveksi karena proses kondensasi adalah:
4 1
3
. 55
, ,
− ×
× ×
× −
× =
sat s
L l
fg v
L L
i
T T
D k
h g
h µ
ρ ρ
ρ
4 1
3
46 50
01092 ,
0001577 ,
0704 ,
54 ,
154353 03
, 63
1102 1102
81 ,
9 .
55 ,
,
−
× ×
× ×
− ×
=
i
h =
i
h, 1683,66Wm
2
.K
5.2.3. Perpindahan Panas Global
5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Desuperheating
Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:
i i
i o
i o
o
A h
r r
k r
h U
,.
1 ln
1 1
+
+
=
Dimana: Ao = × Do × L = × 0,0127 × L = 0,039914L m
2
Ai = × Di × L = × 0,01092 × L = 0,03432L m
2
dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube. k
copper
adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 51
C º
diperoleh = k
copper
=383 Wm.K Perpindahan panas global dihitung dengan:
L L
U
o
. 03432
, 86
, 36613
. 039914
, 92
, 10
7 ,
12 ln
383 10
46 ,
5 21137
1 1
3
× +
× +
=
−
Uo = 12311,18 Wm
2
.K. Menentukan LMTD:
Tri = 60
o
C dan Tro=50
o
C Twi=30
o
C dan Two=36
o
C LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan:
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009 i
w o
r o
w i
r i
w o
r o
w i
r
T T
T T
T T
T T
LMTD
, ,
, ,
, ,
, ,
ln −
− −
− −
=
22 30
50 36
60 ln
30 50
36 60
= −
− −
− −
= LMTD
C
Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat desuperheating adalah:
Q =
r
m × h
4
-h
5
= 1,233 × 429,3-419,58 = 11,98 kJs Ao = × Do × L = × 0,0127 × L = 0,039914L m
2
Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara:
Q = U
o.
× A
o
× n × LMTD 11980 = 12311,18 x 0,039914L x 200 x 22
Lt = 0,005541 m Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka
panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,001847 m
Dengan demikian jumlah tube total untuk 4pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube
5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Kondensasi
Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:
i ev
i i
o i
o o
A h
r r
k r
h U
. ,
1 ln
1 1
+
+
=
Dimana: Ao = × Do × L = × 0,0127 × L = 0,039914L m
2
Ai = × Di × L = × 0,01092 × L = 0,03432L m
2
dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
k
copper
adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 46
C º
diperoleh = k
copper
=382,7 Wm.K Perpindahan panas global dihitung dengan:
L L
U
o
. 03432
, 1683,66
. 039914
, 92
, 10
7 ,
12 ln
7 ,
382 10
46 ,
5 72
, 20658
1 1
3
× +
× +
=
−
Uo = 1348,9Wm
2
.K. Menentukan LMTD:
Tri = 50
o
C dan Tro=50
o
C Twi=30
o
C dan Two=36
o
C LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan:
i w
o r
o w
i r
i w
o r
o w
i r
T T
T T
T T
T T
LMTD
, ,
, ,
, ,
, ,
ln −
− −
− −
=
82 ,
16 30
50 36
50 ln
30 50
36 50
= −
− −
− −
= LMTD
C
Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat kondensasi adalah: Q =
r
m × h
5
-h
6
= 1,233 × 419,58-256,35 = 201,26 kJs Ao = × Do × L = × 0,0127 × L = 0,039914L m
2
Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara:
Q = U
o.
× A
o
× n × LMTD 201260 = 1348,9 x 0,039914L x 200 x 16,82
Lt = 1,111 m Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka
panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,3703 m
Dengan demikian jumlah tube total untuk 3 pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
D
baffle
D
shell
l
c
Clearance antara shell dan baffle Jadi,total panjang untuk kondensor adalah : total panjang tube untuk proses
desuperheating ditambah dengan total panjang untuk proses kondensasi , yaitu sebesar 0,3703 + 0,001847 = 0,372147 m
5.2.4. Perencanaan Geometri dari Kondensor
Gambar 5.9. Gambar Geometri Kondensor
Di dalam kondensor juga dipasang baffle sekat untuk mengarahkan dan mensirkulasikan aliran air di dalam shell melewati tube-tube di dalam shell agar
perpindahan panas yang terjadi lebih efektif. Adapun perencanaan baffle berdasarkan standar TEMA meliputi:
- Diameter shell Ds yang diperoleh dengan menggunakan persamaan:
n t
s
S n
D .
. 4
, 1
47 ,
=
di mana :
s
D = diameter shell
t
n = jumlah tube total = 1600 buah
n
S = jarak antartube dalam arah vertical = 20,6242 m Maka:
6248 ,
20 .
400 .
4 ,
1
47 ,
=
s
D
= 926 mm 36,4 in
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
- Jarak Baffle l
b
harus berkisar dari 15 D
s
l
b
D
s
. Penulis merencanakan jarak baffle sejauh l
b
= 21,8 in 556 mm -
Untuk jarak antar baffle l
b
= 21,8 in, maka: l
c
=
in l
D
b s
3 ,
7 2
8 ,
21 4
, 36
2 =
− =
−
- Tebal Baffle direncanakan t
b
¼ in menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel 5.2
- Ruang bebas clearance adalah jarak atau celah karena adanya kelonggaran antara
Baffle dengan shell. Ruang bebas clearance menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel 5.3. Clearance direncanakan 0,2 in5,08mm untuk diameter
dalam shell = 36,4 in. -
Diameter baffle untuk diameter dalam shell Ds = 36,4 in dari tabel 5.4 dapat dihitung:
D
b
= D
s
-
1 16
in = 36,3375 in 922,97mm
Di dalam evaporator juga terdapat tie rods yang berfungsi sebagai penyangga baffle. Jumlah tie rods untuk diameter dalam shell = 36,4 in dapat dilihat pada tabel
5.5 yaitu sebanyak 8 buah dengan diameter ½ in. Untuk diameter dalam shell 36,4 in maka tebal shell adalah
in dari steel carbon Sch.20 berdasarkan tabel 5.6.
Tabel 5.2 Tebal pelat baffle TEMA Standard
Tabel 5.3 Clearance antara shell dengan baffle TEMA Standard
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
Tabel 5.4 Ukuran diameter baffle TEMA Standard
Tabel 5.5 Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor
Tabel 5.6 Tebal shell
5.4. Katup Ekspansi Thermostatic Expansion Valve
Adapun jenis katup ekpansi yang direncanakan adalah seperti Gambar 5.10.Katup ekspansi ini terdiri dari sebuah sensing bulb untuk mengendalikan suhu
superheat dan equalizer antara keluaran tube evaporator dengan inlet dari katup ekspansi untuk menjaga tekanan jatuh pressure drop pada evaporator agar tidak
terlalu besar. Ketika refrijeran memasuki evaporator berada pada suhu 0°C, dimana tekanan
saturasi suhu tersebut adalah 292,8 kPa, refrijeran dapat mengalami superheated hingga suhu tertentu di atas 0°C dan masuk ke kompressor.
Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008.
USU Repository © 2009
302,8 kPa
10 kPa 292,8 kPa
Gambar 5.10.Thermostatic expansion valve
Sensing thermal bulb dipasang tepat pada keluaran evaporator. Material sensing bulb didesain sedemikian rupa sehingga suhu refrijeran dalam sensing bulb
akan sama dengan suhu refrijeran keluar dari evaporator dan tekanan pada suhu ini di atas 292,8 kPa. Bila tekanan pegas diset pada 10 kPa maka suhu refrijeran pada
sensing bulb dibatasi pada tekanan saturasi 302,8 kPa. Apabila suhu refrijeran keluar evaporator meningkat di atas suhu pada tekanan
tersebut, karena suhu refrijeran dalam sensing bulb sama dengan suhu refrijeran keluar evaporator, maka tekanan sensing bulb akan naik dan menekan diafragma
sehingga pegas membuka yang berarti semakin banyak refrijeran yang masuk ke evaporator. Sebaliknya jika suhu keluar refrijeran jatuh di bawah suhu pada tekanan
tersebut, tekanan sensing bulb turun, dan arah pegas akan menutup sehingga semakin sedikit refrijeran yang masuk ke evaporator.
5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair