Twist pitch LANDASAN TEORI

commit to user 31 Parameter-parameter pada twisted tape insert :

a. Twist pitch

Twist pitch didefinisikan sebagai jarak antara 2 titik pada bidang yang sama, diukur sejajar terhadap sumbu twisted tape. b. Twist ratio Twist ratio didefinisikan sebagai perbandingan twist pitch terhadap diameter dalam pipa. y = 2.19 dimana ; y adalah pitch ratio, H adalah panjang pitch twisted tape dan d i adalah diameter dalam pipa. Atau parameter alternatif, menggunakan sudut heliks helix angle, dinyatakan sebagai : tan α = π.d i 2H = π 2y 2.20 Konfigurasi geometri sebuah twisted tape insert ditunjukkan pada gambar 2.19. Pada gambar 2.19, H adalah twist pitch, d adalah diameter dalam pipa atau lebar tape tape width, dan δ adalah ketebalan tape. Gambar 2.19 Konfigurasi geometri sebuah twisted tape insert

2.2.2.8 Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan

2.2.2.8.1. Korelasi Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan di Daerah Aliran Laminar dan Turbulen Melalui Sebuah Pipa Bulat Halus Untuk aliran laminar berkembang penuh fully developed, dalam sebuah pipa bulat halus tanpa insert, bilangan Nusselt Nu mempunyai nilai yang konstan dibawah kondisi temperatur dinding yang konstan constant wall temperature sebagai berikut : Nu = 3,657 2.21 commit to user 32 dan faktor gesekan Darcy Darcy friction factor, f , untuk aliran ini diprediksikan dengan persamaan : f = 64Re 2.22 Dalam aliran laminar, faktor gesekan adalah hanya fungsi bilangan Reynolds Re, dimana tidak tergantung pada kekasaran. Untuk pipa halus, faktor gesekan dalam aliran turbulen dapat ditentukan dari persamaan Petukhov pertama first Petukhov equation : f = 0,790 ln Re – 1,64 -2 2.23 Untuk aliran turbulen berkembang penuh dalam pipa bulat halus, bilangan Nusselt dapat diprediksikan dengan korelasi Dittus-Boelter : Nu = 0,023.Re 0,8 .Pr n 2.24 Persamaan Dittus-Boelter berlaku untuk nilai-nilai; 0,7 ≤ Pr ≤ 160, Re ≥ 10.000, dan LD ≥ 10. Untuk proses pemanasan, n = 0,4 sedangkan proses pendinginan, n = 0,3. Sifat-sifat fluida dievaluasi pada temperatur fluida rata-rata bulk bulk mean fluid temperature , T b = T i + T e 2. Ketika perbedaan temperatur antara fluida dan dinding pipa sangat besar, perlu menggunakan sebuah faktor koreksi untuk menghitung perbedaan viskositas di dekat dinding pipa dan di pusat pipa. Korelasi Dittus-Boelter sederhana, tetapi memberikan kesalahan hingga 25. Kesalahan ini dapat dikurangi hingga kurang dari 10 dengan menggunakan korelasi yang lebih kompleks tetapi akurat seperti menggunakan persamaan Petukhov kedua second Petukhov equation, sebagai berikut : Nu f8 Re . Pr 1,07 + 12,7f8 0,5 Pr 23 -1 2.25 Persamaan Petukhov kedua berlaku untuk nilai-nilai; 0,5 ≤ Pr ≤ 2.000, dan 10 4 Re 5 x 10 6 . Akurasi persamaan ini pada bilangan Reynolds yang rendah diperbaiki dengan modifikasi oleh Gnielinski : Nu f8 Re - 1000 .Pr 1+ 12,7 f8 0,5 Pr 23 - 1 2.26 Persamaan Gnielinski berlaku untuk nilai-nilai; 0,5 ≤ Pr ≤ 2.000, dan 3 x 10 3 Re 5 x 10 6 , dimana faktor gesekan, f , dapat ditentukan dari hubungan yang sesuai seperti persamaan Petukhov pertama persamaan 2.23. Persamaan Gnielinski commit to user 33 lebih disukai dalam perhitungan. Pada persamaan 2.25 dan 2.26 sifat-sifat fluida dievaluasi pada temperatur fluida rata-rata bulk. Tidak seperti aliran laminar, faktor gesekan dan koefisien konveksi dalam aliran turbulen adalah fungsi dari kekasaran permukaan. Faktor gesekan dalam aliran turbulen berkembang penuh tergantung pada bilangan Reynolds dan kekasaran relatif, ε D relative roughness, ε D. Colebrook mengkombinasikan semua data faktor gesekan untuk aliran transisi dan turbulen dalam pipa-pipa halus dan kasar ke dalam sebuah persamaan implisit yang dikenal sebagai persamaan Colebrook, sebagai berikut : 1 f = - 2,0 . log ε D h ⁄ 3,7 + 2,51 Re. f 2.27 Kesulitan dalam penggunaannya adalah bahwa rumus ini berbentuk implisit dalam ketergantungannya terhadap f. Artinya, untuk suatu kondisi yang diberikan Re dan ε D , tidaklah mungkin mencari penyelesaian untuk f tanpa melakukan suatu metode iterasi. Dengan penggunaan Excel atau aplikasi komputer matematis, perhitungan seperti itu tidaklah sulit. Miller 1996 menyarankan bahwa iterasi tunggal akan memberikan hasil dalam 1 jika perkiraan awal dihitung dari: f = 0,25 log ε D h ⁄ 3,7 + 5,74 Re 0,9 2.28 Moody menggambarkan persamaan Colebrook dalam sebuah diagram yang dikenal dengan Diagram Moody, dimana meskipun diagram ini dibentuk untuk pipa bulat, tetapi dapat juga digunakan untuk pipa tidak bulat dengan mengganti diameter pipa dengan diameter hidrolik. Untuk aliran turbulen dalam pipa-pipa halus juga dapat dihitung dengan persamaan Blasius : f = 0,3164.Re -0,25 4.10 3 Re 3.10 4 2.29 2.2.2.8.2 Korelasi Empiris Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan dengan Twisted Tape Insert di Daerah Aliran Laminar Korelasi berikut digunakan untuk memperkirakan koefisien perpindahan panas dan faktor gesekan di daerah laminar untuk twisted tape insert. Manglik dan Berges 1993 mengembangkan sebuah korelasi untuk kasus temperatur dinding konstan untuk aliran berkembang penuh berdasarkan data sebelumnya dan data commit to user 34 penelitian mereka sendiri. Korelasi untuk perpindahan panas di daerah laminar sebagai berikut : Nu = 4,162 . 6,413 x 10 -9 sw Pr 3,385 0,2 0,14 2.30 dimana : Nu = bilangan Nusselt Sw = swirl number, ini merupakan harga dari gerakan pusaran swirl dalam pipa. Sw = Re y ⁄ y = twist ratio Pr = bilangan Prandtl µ = viskositas dinamik kgm.s µ w = viskositas dinamik pada temperatur dinding kgm.s Berdasar data yang sama, sebuah korelasi untuk faktor gesekan telah dikembangkan : f . Re d SW = 15,767 π + 2 - 2td i π - 4td i 2 1+10 -6 Sw 2,55 1 6 ⁄ 2.31 dimana : f = faktor gesekan Re d = bilangan Reynolds berdasarkan diameter dalam pipa t = tebal twisted tape insert m d i = diameter dalam pipa m Faktor gesekan dan bilangan Reynolds berdasarkan kecepatan pusaran swirl velocity u sw = u c 1 + tan 2 α 12 2.32 dimana : u sw = kecepatan pusaran swirl velocity ms u c = kecepatan aksial rata-rata fluida ms α = sudut heliks o Kondisi-kondisi eksperimental untuk mengembangkan korelasi-korelasi di atas adalah sebagai berikut : air 3 ≤ Pr ≤ 6,5 dan ethylene glycol 68 ≤ Pr ≤ 100 adalah digunakan sebagai fluida-fluida uji, tiga twist ratio berbeda y = 3,0, 4,5, commit to user 35 dan 6,0 yang diuji, bilangan Reynolds dari 300 sampai 30.000, dimana meliputi daerah laminar, transisi dan turbulen. Rata-rata ketakpastian uncertainties Nu dan f berturut-turut adalah ± 4,1 dan ± 4,5. Korelasi ini aktualnya meliputi data untuk ethylene glycol dan polybutene 1.000 ≤ Pr ≤ 7.000 dari Marner dan Bergles. 2.2.2.8.3 Korelasi Empiris Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan dengan Twisted Tape Insert di Daerah Turbulen Berdasarkan eksperimen yang sama, Manglik dan Bergles 1993 juga mengembangkan korelasi untuk twisted tape insert dalam daerah turbulen. Cakupan eksperimen sama seperti keadaan di daerah laminar. Korelasi berdasarkan metode asymtotic, dan valid untuk temperatur dinding konstan dan fluks kalor konstan. Korelasi perpindahan panas sebagai berikut : Nu = 0,023. Re 0,8 . Pr 0,4 [1+0,769 2D H ] Ø 2 2.33 dengan Ø 2 = π π - 4td i 0,8 π + 2 - 2td i π - 4td i . 0,2 dimana : t = ketebalan twisted tape insert m D = diameter dalam pipa dalam m H = panjang pitch twisted tape insert m Korelasi untuk memperkirakan faktor gesekan dalam daerah turbulen : f = 0,079 Re 0,25 π π - 4td i 1,75 π + 2- 2td i π - 4td i 1,25 1+ 2,752 y 1,29 2.34 2.2.2.8.4 Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Dengan Twisted Tape Insert Untuk aliran-aliran fluida dalam sebuah penukar kalor pipa konsentrik, seperti terlihat pada gambar 2.20, laju perpindahan panas dari fluida panas di dalam pipa dalam inner tube dapat dinyatakan sebagai : Q h = .C p,h .T h,in – T h,out = h i . A i . T b , i - -. ,0 2.35 commit to user 36 dimana : Q h = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam W = laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam kgs C p,h = panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam kJkg. o C T h,in = temperatur fluida panas masuk pipa dalam o C T h,out = temperatur fluida panas keluar pipa dalam o C h i = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di pipa dalam Wm 2 . o C A i = luas permukaan dalam pipa dalam m 2 A i = 8.a. L 2a = panjang sisi dalam pipa dalam m L = panjang pipa dalam m T b,i = temperatur bulk rata-rata fluida di dalam pipa dalam o C -. ,0 = temperatur rata-rata dinding dalam pipa dalam o C Laju perpindahan panas dari fluida dingin di annulus : Q c = .C p,c .T c,out – T c,in = h o . A o . -. ,1 – T b,o 2.36 dimana : Q c = laju perpindahan panas di annulus W = laju aliran massa fluida dingin di annulus kgs C p,c = panas jenis fluida dingin di annulus kJkg. o C T c,in = temperatur fluida dingin masuk annulus o C T c,out = temperatur fluida dingin keluar annulus o C h o = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di annulus Wm 2 . o C A o = luas permukaan luar pipa dalam m 2 A o = 8.b. L 2b = panjang sisi luar pipa dalam m L = panjang pipa dalam m -. ,1 = temperatur rata-rata dinding luar pipa dalam o C T b,o = temperatur bulk rata-rata fluida dingin di annulus o C 37 Gambar 2.20 Skema pengujian penukar kalor saluran persegi dengan twisted tape insert. commit to user 38 Nilai -. ,1 dan T b,o dicari dari persamaan berikut : T3 w,o = ∑ T w,o n 2.37 T b,o = T c,out + T c,in 2 2.38 dimana ∑ - ,1 adalah jumlah temperatur-temperatur dinding luar pipa dalam, dan n adalah jumlah titik pengukuran temperatur dinding luar pipa dalam. Perbedaan antara laju aliran panas dari persamaan 2.35 dan 2.36 menunjukkan ketidakseimbangan panas konveksi heat balance error. heat balance error = 6Q h - Q c 6 2.39 dimana dapat diabaikan jika penukar kalor diisolasi dengan baik. Persentase kehilangan panas konveksi dari penukar kalor dinyatakan sebagai berikut : heat balance error = 7 Q h -Q c Q c 7 . 100 2.40 Koefisien perpindahan panas rata-rata di annulus h o dapat ditentukan dari persamaan 2.36 : h o = m c .C p .T c,out – T c,in A o .T . w,o – T b,o 2.41 Bilangan Nusselt rata-rata di sisi annulus, Nu o dapat dinyatakan dengan persamaan : Nu o = h o .D h ,o k o 2.42 dimana : Nu o = bilangan Nusselt rata-rata di sisi annulus h o = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di sisi annulus Wm 2 . o C D

h,o

= diameter hidrolik annulus m D

h,o

= 2c – 2b k o = konduktivitas termal rata-rata fluida dingin di annulus Wm. o C. Persamaan 2.35 dapat juga dinyatakan dengan parameter koefisien perpindahan panas overall untuk sisi dalam pipa dalam : Q h = U i .A i . ∆ T LMTD 2.43 commit to user 39 dimana : Q h = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam W U i = koefisien perpindahan panas overall berdasarkan permukaan dalam pipa dalam Wm 2 . o C A i = luas permukaan dalam pipa dalam m 2 A i = 8. a. L ∆ T LMTD = beda temperatur rata-rata logaritmik logaritmic mean temperature different o C Untuk penukar kalor pipa konsentrik dengan arah aliran kedua fluida berlawanan arah counter-flow, nilai beda temperatur rata-rata logaritmik dinyatakan sebagai berikut : ∆ T LMTD = T h,in - T c,out - T h,out - T c,in ln T h,in - T c,out T h,out - T c,in 2.44 Koefisien perpindahan panas overall, U i , sistem pada penukar kalor konsentrik ini dinyatakan dengan : 1 U i .A i = 1 h i .A i + ln ⁄ 8kL + 1 h o .A o U i = 1 A i 1 hi.Ai + lnb a ⁄ 8kL + 1 ho.Ao U i = 1 8aL 1 hi.8aL + lnb a ⁄ 8kL + 1 ho.8 bL U i = 1 1 hi + a.lnb a ⁄ k + a b.ho 2.45 Dari persamaan 2.35, 2.43 dan 2.44, maka nilai U i dapat dihitung : U i = m h .C p .T h,in – T h,out A i . T LMTD 2.46 U i = m h .C p .T h,in – T h,out 8. a .L. Th,in– Tc,out - Th,out – Tc,in ln Th,in – Tc,out Th,out – Tc,in 2.47 Dengan diperoleh nilai h o dari persamaan 2.41 dan U i dari persamaan 2.47, commit to user 40 maka koefisien perpindahan panas rata-rata di sisi pipa dalam, h i dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 2.45. U i = 1 1 hi + a.lnb a ⁄ ki + a b.ho h i = 1 1 Ui – a.ln b a ⁄ ki – a b.ho 2.48 dimana k i adalah konduktivitas termal material pipa dalam. Bilangan Nusselt rata-rata pada sisi pipa dalam, Nu i dapat dihitung dengan persamaan berikut : Nu i = h i . D

h,i

k i 2.49 dimana, k i adalah konduktivitas termal rata-rata fluida di pipa dalam, dihitung dari sifat fluida pada temperatur bulk rata-rata. Bilangan Reynolds Re aliran fluida di pipa dalam, dihitung dengan persamaan : Re = V.D h ,i ν 2.50 Re = ρ.V.D h ,i 2 2.51 dimana : Re = bilangan Reynolds V = kecepatan rata-rata fluida di pipa dalam ms D

h,i

= diameter hidrolik pipa dalam m D

h,i

= 2a ν = viskositas kinematis fluida di pipa dalam m 2 s ρ = densitas fluida di pipa dalam kgm 3 µ = viskositas dinamik fluida di pipa dalam kgm.s Dalam analisis penukar kalor, sering menggabungkan perkalian laju aliran massa dengan panas jenis fluida ke dalam besaran yang disebut laju kapasitas panas heat capacity rate, C, dan didefinisikan untuk aliran fluida panas dan dingin berturut-turut sebagai berikut : C h = . : , 2.52 commit to user 41 C c = m c .C p,c 2.53 Laju kapasitas panas dari sebuah aliran fluida menyatakan laju perpindahan panas yang diperlukan untuk mengubah temperatur aliran fluida sebesar 1 o C ketika mengalir melalui penukar kalor. Dalam sebuah penukar kalor, fluida dengan laju kapasitas panas besar akan mengalami perubahan temperatur yang kecil, dan fluida dengan laju kapasitas panas yang kecil akan mengalami perubahan temperatur yang besar. Dengan definisi laju kapasitas panas di atas, maka persamaan 2.35 dan 2.36 berturut-turut dapat dinyatakan juga dengan : Q h = C h .T h,in – T h,out 2.54 Q c = C c .T c,out – T c,in 2.55 Metode LMTD mudah digunakan dalam analisis penukar kalor jika temperatur-temperatur masuk dan keluar dari fluida panas dan dingin diketahui atau dapat ditentukan dari kesetimbangan energi. Jika ∆ T LMTD , laju aliran massa, dan koefisien perpindahan panas overall tersedia, maka luas permukaan perpindahan panas dari penukar kalor dapat ditentukan dari persamaan Q = U.A s . ∆ T LMTD . Jenis masalah kedua yang dihadapi dalam analisis penukar kalor adalah menentukan laju aliran panas dan temperatur keluaran dari fluida panas dan fluida dingin untuk laju aliran massa dan temperatur-temperatur masukan telah ditentukan ketika jenis dan ukuran dari penukar panas ditentukan. Metode LMTD masih dapat digunakan untuk masalah ini, tetapi prosedur penyelesaian memerlukan iterasi dan tidak praktis. Untuk menghindari iterasi penyelesaian masalah ini dapat menggunakan metode ε -NTU Effectiveness-NTU dimana akan menyederhanakan analisis penukar kalor. Metode ini berdasarkan sebuah parameter tanpa dimensi yang disebut efektivenes penukar kalor, ε , didefinisikan sebagai : ε = Q Q mak = laju perpindahan panas aktual laju perpindahan panas maksimum yang mungkin 2.56 Laju perpindahan panas aktual dalam sebuah penukar kalor dapat ditentukan dari kesetimbangan energi pada fluida panas dan fluida dingin dan dapat dinyatakan sebagai berikut : Q = C c .T c,out – T c,in = C h .T h,in – T h,out 2.57 commit to user 42 Dimana C c dan C h berturut-turut adalah laju kapasitas panas fluida dingin dan fluida panas. Untuk menentukan laju perpindahan panas yang mungkin dalam sebuah penukar kalor, maka perbedaan temperatur harus maksimum antara temperatur masuk fluida panas dan fluida dingin dalam penukar kalor. Sehingga : ∆ T mak = T h,in – T c , in 2.58 Perpindahan panas dalam sebuah penukar kalor akan mencapai nilai maksimum ketika 1 fluida dingin dipanaskan ke temperatur masukan fluida panas, atau 2 fluida panas didinginkan ke temperatur masukan dari fluida dingin. Fluida dengan laju kapasitas panas yang lebih kecil akan mengalami perubahan temperatur yang besar. Sehingga, laju perpindahan panas maksimum dalam sebuah penukar kalor adalah : Q mak = C min .T h,in – T c,in 2.59 dimana C min adalah nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil, jika : C c C h , maka C h = C min 2.60 C c C h , maka C c = C min 2.61 Menentukan Q mak memerlukan ketersediaan data temperatur masuk fluida panas dan dingin dan laju aliran kedua fluida tersebut, dimana biasanya sudah ditentukan. Sehingga jika efektivenes dari penukar kalor telah diketahui, laju perpindahan panas aktual Q dapat ditentukan dari persamaan : Q = ε .Q mak = ε .C min .T h,in – T c,in 2.62 Sehingga efektivenes penukar kalor dapat digunakan untuk menentukan laju perpindahan panas tanpa mengetahui temperatur keluaran fluida-fluida. Efektivenes dari sebuah penukar kalor tergantung pada geometri penukar kalor dan juga susunan aliran. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah counter flow korelasi untuk ε dinyatakan sebagai berikut : ε = 1 – exp – U.As Cmin 1 – Cmin Cmak 1 – Cmin Cmak exp – U.As Cmin 1 – Cmin Cmak 2.63 Hubungan efektivenes penukar kalor biasanya melibatkan kelompok tanpa dimensi UA s C min . Besaran ini disebut number of tranfer units NTU dan dinyatakan sebagai berikut : commit to user 43 NTU = U.A s C min = U.A s m.C p min 2.64 Dimana U adalah koefisien perpindahan panas overall, dan A s adalah luas permukaan perpindahan panas dari penukar kalor. NTU sebanding dengan A s . Sehingga untuk nilai-nilai U dan C min tertentu, nilai NTU adalah ukuran dari luas permukaan perpindahan panas, A s . Sehingga, semakin besar NTU, semakin besar penukar kalor. Dalam analisis penukar kalor, juga didefinisikan besaran tanpa dimensi lain yang disebut rasio kapasitas capacity ratio, c , sebagai berikut : c = C min C mak 2.65 Dapat dilihat bahwa efektivenes dari sebuah penukar kalor adalah fungsi dari NTU dan rasio kapasitas, c. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah counter flow korelasi untuk ε dapat ditulis ulang dengan menggabungkan persamaan 2.63, 2.64 dan 2.65 sebagai berikut : ε = 1 -exp ;-NTU 1 - c 1 - c.exp;-NTU 1- c 2.66 Jika besaran c = C min C mak dan NTU = U.A s C min telah dievaluasi, efektivenes ε dapat ditentukan dari grafik atau menggunakan korelasi untuk jenis penukar kalor tertentu. Kemudian laju perpindahan panas Q dan temperatur keluaran T h,out dan T c,out dapat ditentukan, sehingga tidak memerlukan proses iterasi. Gambar 2.21 . Efektivenes penukar kalor pipa ganda aliran berlawanan arah commit to user 44 Alternatif lain, dapat juga ditentukan dari metode ε -NTU dengan pertama kali mengevaluasi efektivenes ε dari persamaan 2.56, dan kemudian NTU dapat ditentukan dari hubungan untuk jenis penukar kalor tertentu. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah counter flow korelasi untuk NTU sebagai berikut : NTU = 1 c -1 ln ε -1 ε.c -1 2.67 Dalam prakteknya, untuk menyatakan penurunan tekanan untuk semua jenis internal flow aliran laminar atau turbulen, pipa bulat atau tidak bulat, permukaan halus atau kasar dengan persamaan : P = f. L t .ρ.V 2 2.d i 2.68 dimana besaran tanpa dimensi f adalah faktor gesekan Darcy Darcy friction factor . Penurunan tekanan ∆ P yang terjadi pada aliran di pipa dalam ditentukan dari perbedaan ketinggian fluida dalam manometer pipa U, dimana ∆ P dinyatakan dengan persamaan : ∆ P = ρ m .g. ∆ h 2.69 dimana : ∆ P = penurunan tekanan Pa ρ m = densitas fluida manometer kgm 3 g = percepatan gravitasi ms 2 ∆ h = beda ketinggian fluida manometer m Gambar 2.22 Skema pengukuran penurunan tekanan pada penukar kalor pipa konsentrik commit to user 45 Sehingga faktor gesekan f dihitung menggunakan persamaan 2.68 sebagai berikut : f = P Lt di ρ V 2 2 ? 2.70 dimana : f = faktor gesekan ∆ P = penurunan tekanan Pa L t = panjang jarak titik pengukuran beda tekanan di pipa dalam m d i = diameter dalam pipa dalam m ρ = densitas fluida di pipa dalam kgm 3 V = kecepatan rata-rata fluida di pipa dalam ms Jika penurunan tekanan ∆ P telah diketahui, maka daya pemompaan pumping power , AB , dapat ditentukan dari : W pump =V.∆P 2.71 dimana adalah laju aliran volumetrik aliran fluida m 3 s. Parameter paling penting untuk desain penukar kalor adalah efisiensi peningkatan perpindahan panas η . Efisiensi peningkatan perpindahan panas η dianalisa dibawah kondisi daya pemompaan pumping power yang konstan, antara pipa tanpa twisted tape insert plain tube dengan pipa dengan twisted tape insert inserted tube. Untuk daya pemompaan yang konstan, berlaku : V.5P p = V.5P s 2.72 dimana : = laju aliran volumetrik fluida di pipa dalam m 3 s ∆ P = penurunan tekanan di pipa dalam Pa p = plain tube pipa tanpa twisted tape insert s = swirl generator pipa dengan twisted tape insert Dimana hubungan antara faktor gesekan f dengan bilangan Reynolds Re dapat dinyatakan sebagai berikut : f. Re 3 p = f. Re 3 s 2.73 commit to user 46 Efisiensi peningkatan perpindahan panas η didefinisikan sebagai perbandingan antara koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata dari pipa dengan twisted tape insert dengan koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata dari pipa tanpa twisted tape insert pada daya pemompaan yang konstan. η = h s h p pp 2.74 dimana : η = efisiensi peningkatan perpindahan panas h s = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata dengan twisted tape insert Wm 2 . o C h p = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata tanpa twisted tape insert Wm 2 . o C pp = daya pemompaan konstan commit to user 46

BAB III METODOLOGI PENELITIAN

3.1 Tempat Penelitian

Penelitian dilakukan di Laboratorium Termodinamika dan Perpindahan Panas Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sebelas Maret Surakarta.

3.2 Bahan Penelitian

• Air.

3.3 Alat Penelitian

Spesifikasi alat penelitian : a Alat penukar kalor saluran persegi bercelah sempit • Konstruksi : penukar kalor pipa konsentrik satu laluan one pass concentric tube heat exchanger • Bahan pipa tube : - Pipa dalam inner tube dan pipa luar outer tube : Aluminium • Dimensi - inner tube : sisi luar 18,50 x 18,50 mm sisi dalam 17,20 x 17,20 mm - outer tube : sisi luar 23,05 x 23,05 mm sisi dalam 21,75 x 21,75 mm - panjang inner tube : 2.702 mm - panjang outer tube : 1.938 mm - ukuran celah annulus : 2,42 mm dengan diameter hidrolik: 4,55 mm. • Jarak antar pressure tap : 2.018 mm. • Arah aliran : counter flow aliran berlawanan arah - inner tube : air panas dengan arah aliran horisontal - outer tubeannulus : air dingin aliran horisontal berlawanan arah dengan aliran air panas.