Kompressor Katup Ekspansi Thermostatic Expansion Valve

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