Perancangan Kondensor Pada Siklus Rankine Organik Dengan Kapasitas 1 MW

PERANCANGAN KONDENSOR PADA SIKLUS RANKINE ORGANIK DENGAN KAPASITAS 1 MW

SKRIPSI

Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

EGO DEAR W SINAGA NIM. 05 0401 050

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karna atas kasih dan kebaikan-Nya penulis dapat menyelesaikan penulisan tugas sarjana ini dengan baik.

Tugas sarjana ini merupakan salah satu syarat kelulusan mahasiswa sebagai sarjana S-1 jurusan Teknik Mesin, Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Adapun judul tugas sarjana ini adalah “ PERENCANAAN KONDENSOR PADA SIKLUS RANKINE ORGANIK DENGAN KAPASITAS 1 MW “

Dalam kesempatan ini penulis ingin mengucapkan banyak terima kasih kepada :

1. Bapak Ir.Mulfi Hazwi,M.Sc selaku Dosen pembimbing yang telah banyak membantu dan mengajari pembimbing dalam penulisan dan penyelesaian skripsi ini.

2. Bapak Ir. Isril Amir dan Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus,ST,MT selaku Dosen pembanding yang telah bersedia memberikan waktu dan membimbing selama proses perbaikan hasil seminar

3. Bapak Dr-Ing Ir. Ikhwansyah Isranuri, selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

4. Bapak Tulus Burhanuddin,ST,MT selaku sekretaris Jurusan Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

5. Kedua orang tua saya yang telah banyak memberikan semangat dan

motivasi. Terima kasih untuk kasih sayang dan doa-doa kalian. I love you. 6. Kakak – Kakak ku yang baik ( kak Wince, kak Henni, kak Nora ). Terima

kasih untuk perhatian dan doa-doa nya.

7. Teman-teman TA ORC lae Payung ( ‘ paket kita lae...’ ), lae Dikki, lae Jongat, lae David.

10.Kak Tetty dan B’Joy serta semua pelayan pemuda terima kasih untuk dukungan doa-doa nya.

11.Franky dan Martogi serta teman – teman TS’04 Hanna,Hendra, Jubel, Marta,Hetty, dll. Terima kasih untuk dukungan nya.

12.Semua yang telah membantu penulis dalam menyelesaikan tugas ini yang tidak dapat penulis sebutkan satu-persatu.

Penulis juga menyadari bahwa Tugas sarjana ini masih jauh dari sempurna, maka dari itu penulis menerima segala saran maupun masukan yang membangun untuk kebaikan penulisan Tugas sarjana ini.

Medan, November 2010 Penulis

050401050 EGO DEAR SINAGA

ABSTRAK

Siklus Rankine Organik yang merupakan proses pengkonversi energi hasil modifikasi siklus Rankine. Dengan menggunakaan bahan organik bertitik didih rendah, ORC dapat digunakan untuk mengekstrak energi dari sumber panas bersuhu rendah.

Dengan pemilihan jenis bahan organik yang sesuai, ORC mampu menghasilkan efisiensi pembangkitan energi listrik yang lebih tinggi. Dalam perancangan ini digunakan fluida kerja R-123.

Perancangan kondensor pada siklus rankine organic dengan menggunakan fluida kerja R-123 dilakukan dengan perhitungan analisa perpindahan panas secara konveksi yang selanjutnya dilakukan perhitungan kerugian kalor dan penurunan tekanan pada kondensor, dari perhitungan-perhitungan tersebut kemudian akan didapat geometri dari kondensor yang kemudian digambar dengan menggunakan software gambar AutoCAD.

DAFTAR GAMBAR

Gambar 1.1 Gambar Diagram Siklus Rankine Organik

Gambar 1.2 Gambar Diagram T-S

Gambar 2.1 Gambar Kondensor

Gambar 2.2 Gambar Shell and Tube Kondensor

Gambar 2.3 Gambar Kondensor Shell and Coil

Gambar 2.4 Gambar Tubes and Tube Kondensor

Gambar 2.5 Gambar Evaporativ Kondensor

Gambar 2.6 Gambar Jenis-Jenis Buffle

Gambar 2.7 Gambar Lay-out Tube Kondensor

Gambar 2.8 Gambar Finned Tubes

Gambar 3.1 Diagram Alir Siklus Rankine

Gambar 4.1 Gambar U-Tube Kondensor

Gambar 4.2 Gambar Susunan Tube Segitiga

Gambar 4.3 Grafik Faktor Koreksi LMTD

DAFTAR NOTASI

SIMBOL KETERANGAN SATUAN

A,atas Luas Proyeksi Permukaan dinding atas m2

A,depan Luas Proyeksi Permukaan dinding depan m2

Do Diameter dalam tube mm

Di Diameter luar tube mm

Ds Diameter shell kondensor mm

f Koefisien Gesekan Fluida -

Fc Faktor Koreksi -

g Gravitasi m/s2

h1 Entalpi refrigeran masuk kondensor kJ/kg

h2 Entalpi refrigeran keluar kondensor kJ/kg

hi Koefisien Konveksi panas aliran internal W/m2.K

ho Koefisien Konveksi panas aliran eksternal W/m2.K

k Konduktivitas panas material W/m.K

kl Konduktivitas panas material pada fasa cair W/m.K

kv Konduktivitas panas material pada fasa uap W/m.K

L Panjang tube m

LMTD Rata-rata beda suhu logaritmik 0C

m laju aliran massa Kg/s

NuD Bilangan Nusselt

P Tekanan Pada kondensor Pa

Pr Bilangan Prandtl -

Prw Bilangan Prandtl fluida pada tube -

R Tahanan panas pada material ft2F/Btu

Re Bilangan Reynold -

Tcoil suhu rata-rata permukaan tube kondensor 0C

T,o suhu fluida 0C

T,r,i suhu refrigerant memasuki kondensor 0C

T,r,o suhu refrigerant keluar kondensor 0C

T,sat suhu saturasi refrigerant pada kondensor 0C

U Perpindahan panas global W/m2K

Uo Perpindahan panas global eksternal W/m2K

V Kecepatan aliran air m/s

ηp Efisiensi fluida %

υ Viskositas dinamik fluida kerja Pa.s

υL Viskositas dinamik fluida kerja pada keadaan jenuh Pa.s

π konstanta (phi) -

ρ Massa jenis fluida kerja kg/m3

ρL Massa jenis fluida kerja pada fasa cair kg/m3

ABSTRAK

Siklus Rankine Organik yang merupakan proses pengkonversi energi hasil modifikasi siklus Rankine. Dengan menggunakaan bahan organik bertitik didih rendah, ORC dapat digunakan untuk mengekstrak energi dari sumber panas bersuhu rendah.

Dengan pemilihan jenis bahan organik yang sesuai, ORC mampu menghasilkan efisiensi pembangkitan energi listrik yang lebih tinggi. Dalam perancangan ini digunakan fluida kerja R-123.

Perancangan kondensor pada siklus rankine organic dengan menggunakan fluida kerja R-123 dilakukan dengan perhitungan analisa perpindahan panas secara konveksi yang selanjutnya dilakukan perhitungan kerugian kalor dan penurunan tekanan pada kondensor, dari perhitungan-perhitungan tersebut kemudian akan didapat geometri dari kondensor yang kemudian digambar dengan menggunakan software gambar AutoCAD.

BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang

Energi memiliki peranan penting dalam menunjang kehidupan manusia. Seiring dengan perkembangan zaman kebutuhan akan energi pun terus meningkat. Untuk dapat memenuhi kebutuhan energi yang digunakan oleh manusia maka perlu dilakukan pemanfaatan energi yang tersedia di alam secara optimal.

Di Indonesia sendiri terdapat banyak sumber daya alam seperti panas bumi dan apabila dimanfaatkan secara optimal tentunya akan dapat membantu dalam memenuhi kebutuhan energi khusus nya di negara ini. Namun hal ini belum dapat lakukan mengingat beberapa sumber panas ini hanya menghasilkan uap dengan panas dan tekanan yang rendah, dimana suhu uap berkisar antara

80-1700C dengan tekanan yang rendah berkisar 3 bar jadi masih belum bisa

dimanfaatkan secara langsung jika menggunakan sistem pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine yang menggunakan fluida kerja air untuk menghasilkan uap.

Dengan kondisi ini maka agar sumber daya alam yang ada dapat dimanfaatkan untuk menghasilkan energi listrik yang dapat digunakan oleh manusia maka penggunaan Organik Rankine Cycle (ORC) bisa dijadikan alternatif dalam memanfaatkan energi yang ada ini. Adapun organik rankine cycle atau siklus rankine organik ini merupakan sistem pembangkit tenaga yang menggunakan fluida organik sebagai fluida kerja nya. Kerja siklus ini sama dengan siklus rankine konvensional yang membedakan nya hanyalah jenis fluida kerja yang digunakan. Jika pada siklus rankine konvensional menggunakan fluida kerja air maka pada siklus rankine organik menggunakan cairan organik sebagai fluida kerja.

Sistem ini dipilih atas dasar karakteristik kerja ORC yang mampu mengubah fluida kerja menjadi uap dengan menggunakan panas rendah dari panas bumi, memanfaatkan panas terbuang, ataupun memanfaatkan panas matahari. Hal ini bisa dilakukan mengingat fluida kerja organik yang bisa

menguap pada suhu rendah (dibawah 1000C). Sehingga dengan sistem ini panas bumi yang ada bisa dimanfaatkan.

Komponen utama siklus rankine organik yang paling sederhana adalah pompa, evaporator, turbin dan kondensor. Selain fluida kerja perbedaan utama siklus Rankine konvensional dan siklus rankine organik adalah terletak pada evaporator. Jika siklus Rankine konvensional menggunakan boiler maka siklus rankine organik menggunakan evaporator.

Cara kerja siklus rankine organik yang digunakan dalam pembangkit listrik yang menggunakan fluida kerja cairan organik, hampir sama dengan siklus rankine konvensional dimana cairan organik dipompa ke evaporator kemudian dalam evaporator dialirkan sumber panas bumi (geothermal water) dengan suhu yang mencapai 800C-1000C akan mengubah cairan organik dari cair menjadi uap. Uap panas kemudian disalurkan ke turbin yang berfungsi menggerakkan generator dan menghasilkan listrik. Kemudian uap tersebut diteruskan ke kondensor dan dicairkan kembali untuk kemudian diteruskan ke pompa dan kemudian mengulangi siklus. Gambar berikut menunjukkan prose siklus rankine organik yang menggunakan geothermal water.

Dengan siklus rankine organik dapat yang dapat menggunakan suhu panas rendah yaitu lebih rendah dari 100 derajat celcius (+80 derajat) maka selain dapat memanfaatkan sumber panas bumi ( geothermal water ) juga dapat memanfaatkan tenaga surya, waste energy maupun biomassa.

Sementara untuk fluida kerja yang dipakai dalam siklus rankine organik haruslah memenuhi aspek keamanan lingkungan dan keamanan dalam penggunaannya yakni nilai potensi pemanasan global dan penipisan lapisan ozon yang dapat ditimbulkan, serta kemudahan dalam mendapatkan nya. Untuk itu perlu dipilih fluida kerja yang optimal. Tabel berikut menunjukkan beberapa cairan organik yang dapat digunakan sebagai fluida kerja yang telah memenuhi standar keamanan lingkungan.

Tabel 1.1 : Literature review on ORC

Refrigerant

Suhu pada Evaporator

( oC)

Suhu pada kondensor

( oC)

Suhu pada Titik Kritis

( oC)

R-236fa 85 40 124,92

R-123 85 40 183,68

R-600 85 40 152,01

R-124 85 40 122,47

R-134a 85 40 101,08

R-125 85 40 66,04

R-407c 85 40 86,74

R404A 85 40 72,07

(Sumber : Organic Rankine cycle using low-temperature geothermal heat sources)

Untuk mempermudah penganalisaan termodinamika siklus ini, proses-proses diatas dapat di sederhanakan dalam diagram berikut :

Gambar 1.2 Diagram T-S Siklus Rankine Organik

Dari diagram T-S diatas dapat dilihat bahwa untuk siklus rankine organik fluida kerja dipanaskan pada suhu dibawah 1000C ( 850C ) di evaporator berbeda dengan siklus rankine konvensional yang fluida kerja nya dipanaskan hingga mencapai suhu 1000C, hal ini tentunya dapat menyebabkan berkurang nya energi untuk memanaskan fulida hingga menghasilkan uap. Berdasarkan diagram diatas terdapat 4 proses dalam siklus Rankine organik :

Proses 1: Fluida organik dipompa ke evaporator dari bertekanan rendah ke tekanan tinggi dalam bentuk cair. Proses ini membutuhkan sedikit input energi.

Proses 2: Fluida organik cair masuk ke evaporator di mana fluida dipanaskan hingga menjadi uap pada tekanan konstan menjadi uap jenuh desuperheating.

Proses 4: Uap basah memasuki kondensor di mana uap diembunkan dalam tekanan dan temperatur tetap hingga menjadi cairan jenuh.

Dalam siklus Rankine ideal, pompa dan turbin adalah isentropic Maka analisa pada masing-masing proses pada siklus untuk tiap satu-satuan massa dapat ditulis sebagai berikut:

1) Kerja pompa : ( 2 1)

.

h h m Wp = −

2) Penambahan kalor pada ketel : ( 3 2)

.

h h m Qin = −

3) Kerja turbin : ( _{3 4})

.

h h m W_T = −

4) Kalor yang dilepaskan dalam kondensor : ( 4 1)

.

h h m Qout = −

5) Efisiensi termal siklus :

e p

T th

Q W

W

+ =

η

Dimana :

.

m = Laju aliran massa (kg/s) h = entalphi (kj/kg)

WT = Daya Turbin (W) Qin = Kalor masuk (kJ/s) Qout = Kalor yang dilepas (kJ/s)

1.2 Tujuan Perancangan

Adapun tujuan dari perancangan ini adalah :

a. Mahasiswa dapat menentukan jenis dan kebutuhan fluida organik untuk memenuhi kebutuhan sistem pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik dengan kapasitas 1 MW.

b. Mahasiswa dapat merancang kondensor untuk memenuhi kebutuhan sistem pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik dengan kapasitas 1MW.

c. Mahasiswa dapat mengetahui keekonomisan dari refrigerant yang dipakai.

1.3 Manfaat Perancangan

Manfaat dari perancangan ini bagi pangembangan IPTEK adalah dapat menjadi salah satu alternatif dalam rangka pemanfaatan sumber daya panas bumi. Karena dalam sitem pembangkit ini tidak memerlukan panas yang tinggi (850C), dan dapat terpenuhi oleh sumber panas bumi yang ada di Indonesia.

1.4 Batasan Masalah

Kondensor yang direncanakan akan digunakan pada proses pendistribusian fluida organik pada sistem pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik. Pembahasan perencanaan ini dibatasi pada :

a. Penentuan fluida organik.

b. Penentuan kebutuhan fluida organik pada sistem pembangkit tenaga

bersadarkan siklus rankine organik dengan kapasitas 1 MW. c. Penentuan spesifikasi teknik kondensor.

1.5 Sistematika Penulisan

Adapun sistematika penulisan skripsi ini adalah sebagai berikut :

a. BAB I : Berisi latar belakang penelitian, Tujuan, Batasan masalah. Pada bagian latar belakang berisi tentang pengertian dan proses siklus rankine organik.

b. BAB II : Tinjauan Pustaka berisikan tentang teori-teori kondensor, jenis-jenis dan cara kerja kondensor.

c. BAB III : Pemilihan fluida kerja, berisikan tentang penjelasan dari siklus termodinamik dan pemilihan dari fluida kerja yang sesuai untuk perancangan pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik dengan menggunakan rumus-rumus yang sesuia.

d. BAB IV : Analisa perpindahan panas, dan menentukan ukuran –

ukuran utama kondensor. Berisikan tentang perhitungan-perhitungan untuk mendapatkan ukuran-ukuran dari kondensor berdasarkan dengan analisa perpindahan panas.

e. BAB V : Hasil dan Pembahasan, pada bagian ini membahas tentang

pemilihan jenis kondensor yang sesuai, serta perhitungan bagian-bagian kondensor.

f. BAB VI : Kesimpulan, berisikan tentang pemaparan hasil dari

perencanaan kondensor dan bagian-bagian nya. g. Daftar pustaka

1.6 Sistematika Penulisan

Adapun sistematika penulisan skripsi ini adalah sebagai berikut :

g. BAB I : Berisi latar belakang penelitian, Tujuan, Batasan masalah. Pada bagian latar belakang berisi tentang pengertian dan proses siklus rankine organik.

h. BAB II : Tinjauan Pustaka berisikan tentang teori-teori kondensor, jenis-jenis dan cara kerja kondensor.

i. BAB III : Pemilihan fluida kerja, berisikan tentang penjelasan dari siklus termodinamik dan pemilihan dari fluida kerja yang sesuai untuk perancangan pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik dengan menggunakan rumus-rumus yang sesuia.

j. BAB IV : Analisa perpindahan panas, dan menentukan ukuran –

ukuran utama kondensor. Berisikan tentang perhitungan-perhitungan untuk mendapatkan ukuran-ukuran dari kondensor berdasarkan dengan analisa perpindahan panas.

k. BAB V : Hasil dan Pembahasan, pada bagian ini membahas tentang

pemilihan jenis kondensor yang sesuai, serta perhitungan bagian-bagian kondensor.

l. BAB VI : Kesimpulan, berisikan tentang pemaparan hasil dari

perencanaan kondensor dan bagian-bagian nya. g. Daftar pustaka

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Pandangan Umum Tentang Kondensor

Didalam sistem kompresi uap (vapor compression) kondensor adalah suatu komponen yang berfungsi untuk merubah fase refrigerant dari uap bertekanan tinggi menjadi cairan bertekanan tinggi atau dengan kata lain pada Kondensor ini terjadi proses kondensasi. Refrigerant yang telah berubah menjadi cair tersebut kemudian dialirkan ke evaporator melalui pompa.

Sumber : Shell and tube exchangers design

Gambar 2.1 Kondensor

Prinsip kondensasi di kondensor adalah menjaga tekanan uap Superheat Refrigerant yang masuk ke kondensor pada tekanan tertentu kemudian suhu Refrigerantnya diturunkan dengan membuang sebagian kalornya ke medium pendingin yang digunakan di kondensor. Sebagai medium pendingin digunakan udara dan air atau gabungan keduanya. Dalam perancangan ini akan digunakan air sebagai media pendingin.

Pada proses pendinginan (cooling) cairan Refrigerant yang menguap di dalam pipa-pipa Cooling Coil (evaporator) telah menyerap panas sehingga berubah wujudnya menjadi gas dingin dengan kondisi superheat pada saat meninggalkan Cooling Coil. Panas yang telah diserap oleh Refrigerant ini harus

dibuang atau dipindahkan ke suatu medium lain sebelum ia dapat kembali diubah wujudnya menjadi cair untuk dapat mengulang siklusnya kembali.

2.2 Komponen – komponen utama pada Kondenser

Kondensor pada umumnya memiliki beberapa komponen utama, dimana masing – masing komponen memiliki fungsinya tersendiri. Adapun komponen-komponen utama dari kondensor adalah sebagai berikut :

1. Suction Pipe dan Discharge Pipe ( Pipa saluran masuk dan pipa saluran keluar ) a. Suction Pipe

Suction Pipe adalah pipa saluran masuk untuk masuknya media pendingin ke dalam kondenser,yang mana media pendingin itu berupa fluida cair yang bertekanan yang merupakan hasil dari pemampatan di kompresor.

b. Discharge Pipe

Discharge pipe adalah pipa saluran keluar Refrigerant dari kompresor melalui tube ke tangki receiver.

2. Tube ( Pipa dalam Kondenser )

Tube adalah pipa aliran yang dilalui Refrigerant yang bertekanan dan panas yang merupakan hasil dari turbin melalui suction pipe dan akan disalurkan ke discharge pipe dan kemudian diterima oleh tangki receiver.

Umumnya terdapat empat susunan tube yaitu ,Triangular ( 30o ), Rotate square ( 60o ), Square ( 90o ) , Rotate square ( 45o ).

Gambar 2.3 Lay-out pada tube

Susunan triangular memberikan nilai perpindahan panas yang lebih baik bila dibandingkan dengan susunan rotate square dan square karena dengan susunantriangular dapat menghasilkan turbulensi yang tinggi, namun begitu tube yang disusun secara triangular akan menghasilkan pressure drop ( penurunan tekanan ) yang lebih tinggi dari pada susunan rotate square dan square. Apabila fluida yang digunakan memiliki tingkat fouling yang tinggi dan memerlukan pembersihan secara mekanik (mechanical cleaning ) susunan tube secara triangular tidak digunakan, sebaiknya digunakan susunan square, apabila jenis cleaning yang digunakan adalah chemical cleaning, maka susunan tube secara triangular dapat diperimbangkan kembali, mengingat untuk chemical cleaning tidak memerlukan akses jalur ruang ( acess lanes ) yang lebih seperti pada mechanical cleaning.

3. Baffle

Sumber : Engineering Data Book, 9th Edition

Gambar 2.2 Jenis – jenis baffle yang ada pada tube

2.3 Cara Kerja Kondenser

Uap panas yang masuk ke kondensor dengan temperatur yang tinggi dan bertekanan yang merupakan hasil proses dari turbin. Kemudian uap panas masuk ke dalam Suction Pipe dan kemudian mengalir dalam tube. Dalam tube, uap panas didinginkan dengan media pendingin air yang dialirkan melewati sisi luar tube, kemudian keluar melalui Discharge Pipe dengan temperatur yang sudah turun.

BAB III

PEMILIHAN FLUIDA KERJA

3.1 Analisa Termodinamika Siklus Rankine Organik

Diagram alir siklus rankine organik dapat dilihat seperti gambar berikut

Gambar 3.1 Diagram alir siklus rankine organik

Untuk mempermudah penganalisaan termodinamika siklus ini, proses-proses diatas dapat disederhanakan dalam diagram T-s sebagai berikut :

Proses-proses pada setiap titik dapat diuraikan sebagai berikut :

• titik 1: Fluida dipompa dari bertekanan rendah ke tekanan tinggi dalam bentuk cair Proses ini membutuhkan sedikit input energi.

• titik 2: Fluida cair bertekanan tinggi masuk ke evaporator di mana fluida dipanaskan hingga menjadi uap pada tekanan konstan menjadi uap jenuh.

• titik 3: Uap jenuh bergerak menuju turbin, yang kemudian dapat dimanfaatkan untuk menghasilkan energi listrik. Hal ini mengurangi temperatur dan tekanan uap.

• Proses 4: Uap basah memasuki kondensor di mana uap diembunkan dalam tekanan dan temperatur tetap hingga menjadi cairan jenuh.

Analisa pada masing-masing proses pada siklus untuk tiap satu-satuan massa dapat ditulis sebagai berikut:

6) Kerja pompa : ( _{2 1})

.

h h m W_p = −

7) Penambahan kalor pada ketel : ( _{3 2})

.

h h m Q_in = −

8) Kerja turbin : ( 3 4)

.

h h m WT = −

9) Kalor yang dilepaskan dalam kondensor : ( _{4 1})

.

h h m Q_out = −

Efisiensi termal siklus :

e p

T th

Q W

W

+ =

η

Dalam hal ini ada beberapa parameter suhu yang perlu ditetapkan sebagai tahap awal perencanan yaitu suhu refrigerant dan suhu air dingin. Suhu refrigerant dalam evaporator direncanakan 850C dan suhu refrigerant keluaran kondensor sebesar 400C. adapun sebagai media pendingin akan digunakan air,temperatur air di permukaan ditentukan oleh adanya pemanasan (heating) di daerah tropis dan pendinginan (cooling) di daerah dataran tinggi. Kisaran harga temperatur air dipermukaan adalah -2o s.d. 35oC (sumber : Equation of State of Water ). Maka dalam perencanaan ini air yang digunakan sebagai pendingin direncanakan

3.2 Pemilihan Fluida Kerja Berdasarkan Perhitungan Termodinamika.

Pemilihan refrigerant sebagai fluida kerja yang sesuai untuk dipakai sebagai fluida kerja dilakukan dengan terlebih dahulu melakukan perhitungan termodinamika pada tiap-tiap fluida kerja yang ada untuk kemudian dipilih yang paling sesuai dan fluida kerja yang akan dipilih haruslah memenuhi persyaratan lingkungan agar tidak merusak lapisan ozon. Beberapa fluida kerja yang telah memenuhi persyaratan keamanan lingkungan seperti yang terdapat pada table berikut :

Tabel 3.1 : Sifat fisik dari Refrigerant

Refrigeran Suhu pada Evaporator

( 0C)

Suhu pada Kondensor

( 0C)

Suhu pada Titik kritis ( 0C)

Tekanan Evaporator

(MPa)

Tekanan Kondensor

(MPa)

R-123 85 40 183,68 0,5546 0,1554

R-236fa 85 40 124,92 1,4 0,4378

R-600 85 40 152,01 1,1272 0,3793

R-124 85 40 122,47 1,7534 0,5932

R-134a 85 40 101,08 2,9259 1,0165

R-125 85 40 66,04 2,5411 5,0098

R-407c 85 40 86,74 2,7295 1,7255

R-404A 85 40 72,07 2,3082 1,8292

Berikut adalah perhitungan termodinamika dari fluida kerja yang akan dipilih.

3.2.1 Refrigerant R-123

Refrigerant R-123 atau HCFC-123 adalah pendingin yang dirancang untuk menggantikan R-11 untuk digunakan sebagai pendingin dimana tekanannya rendah dan menyediakan effisiensi energi yang sangat baik. Refrigerant ini ramah lingkungan dengan nilai ODP (Ozon Depleting potensial) nol dan GWP (Global Warming Potensial) yang dapat diabaikan dan hemat energi. Refrigerant ini dianggap praktis karena tidak beracun jika tertelan ataupun terhirup, tapi refrigerant ini bisa menimbulkan iritasi jika terkena kulit dan sedikit mengganggu mata karena terasa perih. Sedangkan dalam konsentrasi uap tinggi bisa mengganggu sistem pernafasan dan sistem saraf pusat seperti pusing, sakit kepala dan mengantuk. Oleh karena itu, untuk menghindari segala kemungkinan yang tidak diinginkan dan supaya bekerja dengan prosedur yang benar, diperlukan pengetahuan tentang karakteristik refrigerant ini.

Adapun karakterisrik fisik daripada refrigerant R-123 ini adalah sebagai berikut :

1. properti kimia : cairan tak berwarna dan bau samareter

2. rumus kimia : CHCl2CF3

3. nama kimia : 2,2dichloro-1,1,1-trifluoroethane

4. titik didih : 27,85 0C pada tekanan 1 Atm.

5. titik kritis : 183,680C

6. massa jenis pada titik kritis : 550 kg/m3

a. Perhitungan Daya Kerja Turbin

Sifat fisik R-123 masuk ke turbin : T3 = 85 0C

keadaan R-123 keluar dari turbin : T4 = 40 0C

h4 = 404,1 kJ/kg (table : HCFC-123 saturatian properties – temperature ) hingga dapat dihitung :

Wt = ( h3-h4 )

= (430,76 – 404,1) kJ/kg = 26,66 kJ/kg

b. Perhitungan Daya Kerja Pompa

Keadaan R-123 saat dihisap oleh pompa : T1 = 40 0C

v = 0,000702 m3/kg P1 = 154,48 kPa h1 = 256,35 kJ/kg

keadaan R-123 keluar dari pompa : T2 = 85 0C

P2 = 554,69 kPa h2 = 287,78 kJ/kg Kerja pompa :

Wp = v ( P2-P1 )

= 0,28094742 kJ/kg

c. Perhitungan pada kondensor

(Qout) = ( h4 – h1 )

= (404,1 – 256,35) kJ/kg = 147,75 kJ/kg

d. Efisiensi Termal

e p

T th

Q W

W

+ =

η

kJ/kg 147,75 kJ/kg

0,28094742

kJ/kg 26,66

+ =

th

η

= 18 %

e. Laju aliran massa uap

Laju aliran massa yang melalui turbin ditentukan dari persamaan : Wt = ( h3-h4 )

Dimana :

Wt = daya turbin ( W )

= laju aliran massa ( kg/s )

h3,h4 = enthalpy (kJ/kg )

Daya turbin :

t m g T

Wg W

η η η . .

=

dimana : efisiensi generator (

η

g ) = 0.97

maka didapat daya turbin

kW kW

Wg W

t m g

T 1231,399

) 92 , 0 )( 91 , 0 )( 97 , 0 (

1000 .

. = =

=

η η

η

hingga dapat dihitung :

Wt = ( h3-h4 )

1231,399 kW = (430,76 – 404,1) kJ/kg = 46,189 kg/s

Gambar 3.2 Diagram P – h refrigerant R-123

Dengan cara yang sama dilakukan perhitungan untuk masing-masing fluida kerja dan hasil nya seperti terlampir pada tabel 3.1 berikut :

Refrigerant

Tekanan Evaporator

(Pc) Mpa

Tekanan Kondensor

(Pc) Mpa

Laju Aliran Massa

( ṁ) kg/s

Kalor yang Keluar (Qout) kJ/kg

Effisiensi Thermal

(ηt) %

Suhu pada Titik Kritis

(Tc) 0_C

Kerja Turbin (WT) kJ/kg

Kerja Pompa

WP kJ/kg

R-236fa 1,4 0,4378 47,728 137,2 18,7 124,92 25,8 0,3751

R-123 0,55469 0,15448 46,189 147,79 18 183,68 26,66 0,28094

R-600 1,1272 0,3793 20,1406 345,14 17,64 152,01 61,14 1,3483

R-124 1,7534 0,5932 55,974 135,5 16,3 122,47 22,01 0,9265

R-134a 2,9259 1,0165 147,82701 163,23 5,05 101,08 8,33 1,661176

R-125 2,5411 5,0098 1172,76 93,98 1,11 66,04 1,05 0,488

R-407c 2,7295 1,7255 456,073 168,3 1,55 86,74 2,7 0,903

Dalam pemilihan fluida kerja yang digunakan harus memenuhi persyaratan lingkungan supaya tidak merusak lapisan ozon dan potensi pemanasan global, dan memastikan effisiensi termal dan kerja turbin yang tinggi karena.tidak ada fluida kerja yang memenuhi semua persyaratan, namun yang optimal harus dipilih.

Dari analisa delapan refrigerant diatas dapat dilihat setiap karakteristik refrigerant, dimana untuk perencanaan ini dipilih refrigerant yang memiliki tekanan pompa yang rendah sehingga tidak memerlukan energi yang besar pada saat memompakan fluida ke evaporator, juga harus memiliki efisiensi termal yang tinggi sehingga dapat menghasilkan energi yang besar, disamping juga dilihat faktor keamanan terhadap lingkunngan. Melihat perhitungan sifat-sifat fisik dari berbagai refrigerant (table 3.1), dapat dilihat efisiensi yang lebih tinggi yaitu refrigerant R-236fa berkisar 18,7%. Namun jika dilihat dari tekanan pada evaporator berkisar 14 bar, dan daya kerja turbin hanya berkisar 25,8 kJ/kg sehingga refrigerant ini kurang optimal. Jika dibandingkan dengan refrigerant R-123 efisiensinya 18%, tekanan pada evaporator hanya berkisar 5,54 bar dan daya kerja turbin berkisar 26,6 kJ/kg maka refrigerant ini lebih optimal dibanding R-236fa.

Sehingga dalam perancangan ini digunakan Refrigerant R-123 untuk pengembangan sistem pembangkit tenaga berdasarkan siklus rankine organik karena refrigerant inilah lebih optimal digunakan refrigerant lainnya.

BAB IV

ANALISA PERPINDAHAN PANAS KONDENSOR 4.1 Perencanaan Kondensor

Dalam perencanaan ini kondensor yang akan direncanakan adalah jenis shell and tube condensor. Refrigerant mengalir dalam tube kondensor sedangkan air akan dialirkan melewati gugusan tube kondensor. air yang melewati tube kondensor akan menyerap kalor refrigerant sementara refrigerant yang bertukar panas dengan air akan mengalami kondensasi.

Sumber : Shell and tube exchangers design

Gambar 4.1 U-tube kondensor

Dalam perencanaan ini, tube kondensor direncanakan dari bahan tembaga (copper), sedangkan shell direncanakan dari bahan baja (stell). Berdasarkan data dari tabel 3.1 (hal.19) untuk refrigerant yang dipilih yaitu R-123 dengan laju aliran massa sebesar 46,189 kg/s, Qout = 147,79 KJ/kg dan tekanan pada kondensor sebesar 0,15448 Mpa dan suhu masuk kondensor (T,ri ) = 500C dan suhu keluar kondensor (T,ro) direncanakan sebesar 400C.

Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi kondensor berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi.

4.2 Perpindahan Panas Konveksi Eksternal

Perpindahan panas aliran eksternal terjadi disebelah luar tube karena air yang mengalir menyilang melewati tube. Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3oC sampai 40C lebih rendah dari temperatur refrigeran ( sumber : hasil pengujian di

Temperatur refrigeran rata-rata ( T,r ) = C T

Tro ri _o

45 2

40 50 2

, ,

= + = +

Sehingga diperoleh suhu tube (Tcoil) = 45 – 3 = 42 0C

Untuk menentukan susunan tube yang sesuai, akan dilakukan beberapa perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang dapat menghasilkan koefisien perpindahan 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

, 0 max

Pr Pr Pr

Re, ,

    =

w n

D

D C x x

Nu

(Literatur : Incropera, Frank P. And David P. Dewitt, “fundamental of Heat and Mass Transfer” hal.380 ) Nilai C dan n didapat dari tabel pada [ Lampiran 9 ].

Koefisien pindahan panas konveksi dapat dicari dengan rumus :

D xk Nu ho D

, =

(Literatur : Incropera, Frank P. And David P. Dewitt, “fundamental of Heat and Mass Transfer” hal.369 ).

Berikut akan dilakukan perhitungan koefisien pindahan panas konveksi aliran eksternal terhadap susunan tube yang ada pada tabel 4.1 dengan kecepatan air pada sisi masuk shell direncanakan 1 m/s. Sebagai contoh akan diambil data dari tabel 4.1 yaitu : Diameter luar tabung (OD) = 0.75 in (19,05 mm )

Sp = PP = 0,814 in ( 20,6756 mm )

Sn = P’ = 0,938 in ( 23,8252 mm )

Bentuk susunan tube adalah segitiga.

4.2.1 Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Ketika Refrigeran Mengalami Proses Desuperheating

Berdasarkan hasil penelitian laboratorium pendingin seltech bahwa

temperature tube pada kondensor berkisar 3 – 4oC lebih rendah dari temperatur refrigeran. Pada saat proses Desuperheating temperatur masuk refrigeran (T,ri) = 500C dan temperatur refrigeran keluar proses Desuperheating (T,ro) = 400C. Maka temperatur refrigeran rata-rata :

C T

T r

T ri ro 450

2 40 50 2 , , , = + = + =

Sehingga diperoleh temperatur coil (Tcoil) = 45-3= 420C.

Temperatur air masuk (T,air in) = 300C

Temperatur air keluar (T,air out) = 37,010C

Sifat –sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan suhu film maka :

C T

T

T f airin coil

0 36 2 42 30 2 , , , = + = + = Dari lampiran [ L.10 ] diperoleh :

3

/ 9 ,

993 kg m

=

ρ

Cp = 4176,301 J/kg.K s m

kg/ .

10 . 086 ,

7 −4

=

µ

k = 0,0023 W/m.K

Pr = 4,75

Prw dievaluasi pada T,coil = 420C (315 K) : Prw = 3,48

Kecepatan maksimum air, Vmax :

s m x xV D S S V _air n n / 989 , 4 1 19,05 -23,8252 23,8252

max = =

− =

Sehingga

(

)

4 1 36

, 0 max

Pr Pr Pr

Re, ,

    =

w n

D

D C x x

Nu

Nu,D = 0,36(133306,1011)0,6 (4,75)0,36 (4,75/3,48)1/4 = 810,2159

Dan W m K

D k Nu

ho D 96,703 / .

01905 , 0

) 0022 , 0 ( 2159 , 810

. ₂

,

= =

=

Dengan cara yang sama dapat dihitung nilai koefisien perpindahan panas untuk berbagai jenis susunan tube berdasarkan tabel 4.1 dan hasil nya dapat dilihat padatabel 4.2

Dari hasil perhitungan nilai koefisien konveksi aliran eksternal untuk masing-masing susunan tube maka dapat diambil beberapa kesimpulan yaitu :

1. Diameter Tube dari tipe susunan tube yang triangular dengan diameter tube 0,750 in memiliki nilai koefisien perpindahan panas eksternal yang besar.

2. Susunan Tube, Untuk susunan tube dengan selang-seling atau susunan tube berbentuk triangular memiliki koefisien perpidahan panas yang lebih besar dibanding dengan susunan tube yang segaris (inline).

Dari kesimpulan diatas maka dalam perencanaan ini akan dipilih tube dengan susunan triangular dengan diameter nominal 5/8 in tipe L dan dari lampiran [ L.11] maka diperoleh ukuran tube dengan :

Outer diameter (OD) : 0,75 in ( 19,05 mm )

Inside diameter (ID) : 0,67 in ( 16,92 mm )

Tebal dinding tube : 1,07 mm

Susunan tube : Sn = 0,938 in (23,8252 mm) dan

SP = 0,814 in ( 20,6756 mm)

Kecepatan air pada sisi shell adalah 1 m/s besar nya nilai koefisien konveksi aliran eksternal adalah ho = 96,703 W/m2.K

4.2.2 Perpindahan Panas Konveksi Eksternal Ketika Refrigeran Mengalami Proses Kodensasi

dan temperatur refrigeran keluar proses kondensasi (T,ro) = 400c dalam bentuk fasa cair. Sehingga diperoleh temperatur rata-rata yaitu

C T

T

T r ro ri

0 40 2 40 40 2 , , , = + = + =

Sehingga diperoleh temperatur tube Tcoil = 40 – 4 = 360C. Temperatur air masuk 300C sifat fluida (air) dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,

) 306 ( 33 2 36 30 2 , ,

, T T 0C K

T f airin coil =

+ = +

=

Dari tabel R-123 diperoleh :

3

/ 65 ,

994 kg m

=

ρ

Cp = 4178,979 J/kg.K s m

kg/ .

10 . 533 ,

7 −4

=

µ

k = 0,0022 W/m.K

Pr = 5,037

Prw dievaluasi pada T,coil = 360C (309 K) : Prw = 4,612

Kecepatan maksimum air, Vmax :

s m s m x xV D S S V _air n n / 989 , 4 / 1 19,05 -23,8252 23,8252

max = =

− = 4866 , 125490 0007533 , 0 ) 01905 , 0 )( 989 , 4 ( 65 , 994 Re max max , = = = µ ρV D

Dimana nilai dari (Sn/Sp) = 1,1523 maka nilai C = 0,35 (Sn/Sp)1/5 = 0,36 dan dari literatur [ L.11 ] diperoleh n = 0,6.

Sehingga :

(

)

4 1 36 , 0 max Pr Pr Pr Re, ,     = w n D

D C x x

Nu

(

)

754,7824

612 , 4 037 , 5 ) 037 , 5 ( 4866 , 125490 36 , 0 , 4 1 36 , 0 6 , 0 =       = x Nu _D

Dan W m K

D k Nu

h_o D 87,1664 / .

01905 , 0 ) 0022 , 0 ( 7824 , 754 . ₂ , = = =

Besarnya nilai koefisien konveksi aliran eksternal ketika refrigeran mengalami proses kondensasi adalah ho = 87,1664 W/m2.K.

4.3 Laju Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal

Laju perpindahan panas konveksi aliran internal ini terdiri dari dua jenis yaitu :

4.3.1 Laju Perpindahan panas Konveksi Aliran Internal ketika refrigeran Mengalami proses Desuperheating

Pada proses ini refrigeran ( R-123 ) keluar dari pipa buang pada fasa uap 500C, suhu kondensasi untuk kondensor pendingin air direncanakan 400C, tekanan saturasi yang bersesuaian dengan suhu kondensasi tersebuat adalah 154,48 kPa. Besar nya koefisien perpindahan panas konveksi internal dapat dihitung dengan korelasi empiris dari Dittus-Boelter :

Korelasi empiris diatas berlaku untuk aliran turbulen, yaitu dengan bilangan reynold diatas 10.000.

Sifat-sifat fisik R-123 dievaluasi pada tekanan (P) = 154,48 kPa dan

) 318 ( 45 2

40 50

, 0C K

T _f = + =

Cp = 0,751 kJ/kg.K s m

kg/ .

10 .

340 −5

=

µ

k = 0,01152 W/m.K

Pr = 221,64

Laju aliran refrigeran total kondensor adalah 46,189 kg/s. maka bilangan Reynold adalah :

4281 , 1022797 )

01692 , 0 )( 10 . 340 (

) 189 , 46 ( 4 .

. . 4

Re ₅

.

= =

= ₋

π µ π d

m_r

D

Dengan Re,D > 10.000 berarti aliran yang terjadi adalah aliran turbulen.

Bilangan Nusselt :

Nu,D = 0,023.(ReD)4/5.Pr0,3

= 0,023 (1022797,4281)4/5 (221,64 )0,3

Koefisien konveksi : K m W d k Nu

h_i ,D 5085,177 / .2

01692 , 0 ) 01152 , 0 ( 854 , 7468 . = = =

4.3.2 Laju Perpindahan panas Konveksi Aliran Internal ketika refrigeran Mengalami proses Kondensasi

Untuk menghitung besarnya laju perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrigeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan

menggunakan korelasi empiris yang diajukan oleh Chato :

4 / 1 3 ' ) .( . . ) ( . 55 , 0 ,         − − = s sat l l fg v l l i T T D k h g h

µ ρ ρ ρ

Dengan h’fg = hfg + 3/8 Cp,l (Tsat – Ts )

Besarnya Tsat = T,r = 400C ( 313 K ) dan Ts = Tcoil = 360C ( 309 K )

Sifat-sifat fisik R-123 saturasi liquid dievaluasi pada saat Tsat = 40 0C.

3 / 6 ,

1424 kg m

l =

ρ

Cp,l = 1,041 kJ/kg.K

s m kg

l 35,81.10 / .

5

−

= µ

kl = 0,0723 W/m.K

hg,T,ri = 40 0C – hf,T,ro = 40 0C = 404,10 kJ/kg – 238,67 kJ/kg = 165,43 kJ/kg

3 / 033 ,

9 kg m

v =

ρ

Maka nilai dari h’fg dapat dicari seperti dibawah ini :

h’fg = hfg + 3/8 Cp,l (Tsat – Ts ) = 165,43 + 3/8 (1,041)(40 – 36 ) = 166,9915 kJ/kg

dengan demikian nilai koefisien konveksi karena proses kondensasi adalah :

4 / 1 3 ' ) .( . . ) ( . 55 , 0 ,         − − = s sat l l fg v l l i T T D k h g h

µ ρ ρ

ρ

4.4 Faktor Pengotoran (Fouling Factor)

Faktor pengotoran (fouling faktor ) adalah besarnya tahanan termal yang terjadi karena adanya kotoran pada fluida kerja setelah sekian lama beroperasi. Faktor pengotoran ini akan menghambat laju perpindahan panas dan membentuk suatu tahanan termal. Dari lampiran [ L.11 ] diambil faktor pengotoran :

R’’f,i= 0,0002 m2K/W untuk refrigeran.

R’’f,o= 0,0002 m2K/W untuk air umpan ketel olahan.

Berdasarkan nilai faktor pengotoran diatas dapat dihitung nilai koefisien perpindahan panas aliran eksternal dan internal sebagai berikut :

4.4.1 Koefisien Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Kotor Untuk Proses Desuperheating

K m W h h h h R kotor o kotor o bersih o kotor o o f . / 868 , 94 703 , 96 1 1 0002 , 0 1 1 2 , , , , , '' = − = − =

4.4.2 Koefisien Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Kotor Untuk Proses Kondensasi

K m W h h h h R kotor o kotor o bersih o kotor o o f . / 2070 , 86 1664 , 87 1 1 0002 , 0 1 1 2 , , , , , '' = − = − =

4.4.3 Koefisien Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Kotor Untuk Proses Desuperheating

K m W h h h h R kotor i kotor i bersih i kotor i i f . / 114 , 2521 177 , 5085 1 1 0002 , 0 1 1 2 , , , , , '' = − = − =

4.4.4 Koefisien Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Kotor Untuk Proses Kondensasi

h h R bersih i kotor i i f 1 1 , , , '' − =

4.5 Perpindahan Panas Global

4.5.1 Perpindahan Panas Global Tube yang Mengalami Proses

Desuperheating

Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus :

o i i o i i o h A A r r kL A h U 1 ln 2 1 1 0 +     + = π Dimana : 2 0 D L (0,01905)L (0,0598L)m

A =π o =π =

2 ) 05312 , 0 ( ) 01692 , 0

( L L m

L D

A_i =π _i =π =

Dengan Do dan Di adalah diameter dalam dan luar tube. Kcopper adalah adalah

konduktivitas bahan copper, dari Lampiran...pada Tcoil = 510C adalah 382,43 W/m.K maka perpindahan panas global dapat dihitung :

K m W U L L L L U o o 2 / 561 , 106 0093842 , 0 1 703 , 96 1 0598 , 0 05312 , 0 00846 , 0 009525 , 0 ln ) 43 , 382 ( 2 05312 , 0 177 , 5085 1 1 = = +       + = π

Menentukan LMTD (beda temperatur rata-rata logaritmik) :

Dengan data-data sebagai berikut :

Tr,i = 500C dan Tr,o = 400C

T,wi = 300C dan T,wo = 37,010C

C T T T T T T T T LMTD i w o r o w i r i w o r o w i r 0 , , , , , , , , 43 , 11 30 40 01 , 37 50 ln ) 30 40 ( ) 01 , 37 50 ( ln ) ( ) ( =       − −− − − =     − − − − − =

Dengan besarnya kalor yang dilepas kondensor pada saat desuperheating :

( _, , ) . . ro ri p

p T mc T T

c m

Q= ∆ = −

Dimana cp dievaluasi pada suhu T = 50 0C, maka :

s kJ Q=46,189(0,760)(50−40)=351,0364 /

Dengan :

2 0 D L (0,01905)L (0,0598L)m

A =π _o =π =

Kondensor direncanakan dengan menggunakan n = 150 buah tube paralel tiap pass, sehingga panjang tube dapat dicari dengan :

Q = Uo.Ao.n.LMTD.Fc

Gambar 4.2 grafik faktor koreksi LMTD

5 , 0 50 30

50 40

1 1

1

2 =

−− = − − =

t T

t t P

701 , 0 50 40

01 , 37 30

1 2

2

1 =

− − = − − =

t t

T T R

Berdasarkan grafik LMTD untuk nilai P dan R diatas didapat nilai Fc = 0,9. Maka

Q = Uo.Ao.n.LMTD.Fc

351036,4 J/s = 106,561 W/m2.K x 0,0598L m2 x 150 x 284,43 K x 0,9

L = 1,43 m

4.5.2 Perpindahan Panas Global Tube yang Mengalami Proses Kondensasi

Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus :

i i i o i o h A A r r kL A hi U 1 ln 2 1 1 0 +     + = π Dimana : 2 0 D L (0,01905)L (0,0598L)m

A =π _o =π =

2 ) 05312 , 0 ( ) 01692 , 0

( L L m

L D

Ai =π i =π =

Dengan Do dan Di adalah diameter dalam dan luar tube. Kcopper adalah adalah

konduktivitas bahan copper, dari Lampiran...pada Tcoil = 36 0C adalah 383,48 W/m.K maka perpindahan panas global dapat dihitung :

K m W U L L L L U o o 2 / 35623 , 81 1664 , 87 1 0598 , 0 05312 , 0 00846 , 0 009525 , 0 ln ) 48 , 383 ( 2 05312 , 0 416 , 476 1 1 = +       + = π

Menentukan LMTD (beda temperatur rata-rata logaritmik) :

Dengan data-data sebagai berikut :

Tr,i = 500C dan Tr,o = 400C

T,wi = 300C dan T,wo = 37,010C

LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritmik dapat dihitung dengan : T

T T

T ) ( )

Dengan besarnya kalor yang dilepas kondensor pada saat kondensasi :

( _, , )

. .

ro ri p

p T mc T T

c m

Q= ∆ = −

Dimana cp dievaluasi pada suhu T = 40 0C, maka : s

kJ Q=46,189(1,041)(50−40)=480,8275 /

Dengan :

2 0 D L (0,01905)L (0,0598L)m

A =π o =π =

Kondensor direncanakan dengan menggunakan n = 150 buah tube paralel tiap pass, sehingga panjang tube dapat dicari dengan :

Q = Uo.Ao.n.LMTD.Fc

Dimana nilai faktor koreksi (Fc) diambil berdasarkan grafik faktor koreksi LMTD pada gambar 4.2 maka didapat nilai Fc = 0,9

Q = Uo.Ao.n.LMTD.Fc

480827,5 J/s = 81,35623 W/m2.K x 0,0598L m2 x 150 x 284,43 K x 0,9

L = 2,57 m

Maka panjang tube untuk proses kondensasi L = 2,57 m

Jadi panjang total tube kondensor adalah total panjang tube untuk proses desuperheating ditambah dengan total panjang tube untuk proses kondensasi

BAB V

PERENCANAAN GEOMETRI KONDENSOR 5.1 Perencanaan Shell Kondensor

Dalam perencanaan ini akan memakai kondensor dengan tipe U-tube kondensor

Gambar 5.1 U-tube kondensor

Pemilihan ini didasarkan atas beberapa keuntungan yang dapat diperoleh dari pemakaian kondensor jenis ini dibandingkan dengan jenis lain nya, diantaranya lebih murah dan mudah dibersihkan.

- Diameter shell (Ds), yang diperoleh dengan persamaan : Ds = 1,4 ( nt)0,47. sn

Dimana : nt = jumlah total tube = 150 buah

Sn = jarak antar tube dalam arah vertikal = 23,8252 mm

Dari tabel 5.1 diatas akan dipilih model kondensor dengan spesifikasi :

- shell types : jenis one pass shell (E)

- head types : jenis bonet (integral cover) (B)

- Rear head types : jenis U-Tube bundle ( U ) Untuk panjang shell kondensor dapat dilihat dari table berikut :

Tube Length

(Ft.)

Dim. In.

Shell Diameter

6 8 10 14 16 18 20

6 A 86-1/4 88-1/4 89-1/4 95-1/2 96-1/2 97-3/4 99-1/2

B 61 55 55 57 57 57 57

9 A 122-1/4 124-1/4 125-1/4 131-1/2 132-1/2 133-3/4 135-1/2

B 97 91 91 93 93 93 93

12 A 158-1/4 160-1/4 161-1/4 167-1/2 168-1/2 169-3/4 171-1/2

B 133 127 127 129 129 129 129

14 A 182-1/4 184-1/4 185-1/4 191-1/2 192-1/2 193-3/4 195-1/2

B 157 151 151 153 153 153 153

16 A 206-1/4 208-1/4 209-1/4 215-1/2 216-1/2 217-3/4 219-1/2

B 181 175 175 177 177 177 177

18P A 230-1/4 232-1/4 233-1/4 239-1/2 240-1/2 241-3/4 243-1/2

B 205 199 199 201 201 201 201

20 A 254-1/4 256-1/4 257-1/4 263-1/2 264-1/2 265-3/4 267-1/2

B 229 223 223 225 225 225 225

ALL C 6-1/2 8-3/4 7-1/2 10-1/4 10-1/2 11 11-1/2

D 4-3/8 5-1/4 5-3/4 8-3/4 8 8-1/2 9-1/8

Tube Length

(Ft.)

Dim. In.

Shell Diameter

22 24 26 28 30 34 38

6 A 100-1/4 103 107-1/2 114 115-1/2 124-1/4 127

B 53 53 52 51 51 50 47

9 A 136-1/4 139 143-1/2 150 151-1/2 160-1/4 163

B 89 89 88 87 87 86 83

12 A 172-1/4 175 179-1/2 186 187-1/2 196-1/4 198

B 125 125 124 123 123 122 119

14 A 196-1/4 199 203-1/2 210 211-1/2 220-1/4 223

B 149 149 148 147 147 146 142

16 A 220-1/4 223 227-1/2 233 235-1/2 244-1/4 247

B 173 173 172 171 171 170 167

18 A 244-1/4 247 251 -1/2 258 259-1/2 268-1/4 271

B 197 197 196 195 195 194 191

20 A 268-1/4 271 275-1/2 282 283-1/2 292-1/4 295

B 221 221 220 219 219 218 215

ALL C 12-1/4 13-3/4 14-1/4 16-1/4 16-1/2 17 20-1/4

D 9-3/8 10-5/8 23-1/4 29-1/4 30-1/2 38-1/4 40-1/4

TUBE N1 6 6 6 8 8 8 10

N2 6 x 8 6 x 8 6 x 8 8 8 8 x 10 10

LENGTHS H 15 16 17 20 21 23 25

Pmax 10 12 12 16 16 20 20

G 26 28 30 32 34 38 42

O. D. 22 24 26 28 30 34 38

Tabel 5.2 spesifikasi shell kondensor

Berdasarkan data panjang tube dan diameter shell yang telah duhitung sebelum nya dimana panjang total total tube = 4 m (13,124 ft ) dan diameter shell = 468,86 mm ( 19,167 in ) berdasarkan data ini dan data dari tabel 5.2 maka dipilih panjang shell kondensor = 191 in ( 4,85 m ).

5.2 Perencanaan Buffle

Didalam kondensor ini nantinya akan dipasang buffles (sekat) dimana tujuan nya adalah untuk mengarahkan dan mensirkulasikan aliran air didalam shell yang melewati tube-tube didalam shell agar perpindahan panas yang terjadi lebih efektif. Dalam perencanaan ini nantinya akan dipilih buffles jenis single segmental buffles.

Gambar 5.3 jenis-jenis buffles

Adapun perencanaan buffle menurut standar TEMA (Tubular Exchanger Manufacturer Association ) adalah :

- Diameter buffles ( Db ) : Diameter buffles harus berkisar dari 1/5Ds < lb < Ds dalam perencanaan ini diameter buffles direncanakan Db = 97,372 mm

- Jarak antar buffles (lc) : 194,7 195 (7,67 )

2 mm mm in

l D

- _{Tebal buffles diambil dari tabel 5.3 berikut :}

Tabel 5.3 Tebal Plat Buffles ( TEMA standard )

Berdasarkan besarnya diameter shell yaitu Ds = = 468,86 mm ( 19,167 in ) dan jarak antar buffles (lc) = 7,67 in ( < 12 ) maka dari tabel diatas didapat tebal buffles = 3/16 in (0,18 in) .

- Ruang bebas (clearance) yaitu jarak atau celah karena adanya kelonggaran antara buffles dengan shell. Nilai nya dapat dilihat pada tabel 5.4

Berdasarkan tabel diatas untuk diameter shell (Ds) = 19,167 in maka nilai ruang bebas (clearance) adalah 0,150 in (3,81 mm ).

- Jumlah buffles ( N ) = Ls/ lc = 4850 mm / 195 mm = 24,8 = 24 buah

Bahan yang digunakan adalah cooper.

5.2 Penurunan Tekanan (Pressure Drop )

Gesekan antara dinding pipa dan air pendingin yang mengalir didalam nya, akan menyebabkan terjadinya kerugian tekanan pada air pendingin, dimana besarnya kerugian tekanan bergantung pada jumlah dan kecepatan alirannya.

5.2.1 Penurunan Tekanan Pada Shell Kondensor

Besarnya nilai penurunan tekanan yang terjadi pada shell kondensor dapat dihitung berdasarkan persamaan berikut :

e s s s s

D N D G f P

ρ

2

) 1 ( ) (

4 +

= ∆

( Literatur : Zukauskas and Ulinskas 1998 ) Dimana :

fs = Faktor gesekan

Gs = kecepatan aliran massa pada shell (kg/m2.s) Ds = Diameter dalam shell (m)

faktor gesekan (fs) dapat dicari dengan menggunakan persamaan : 16 , 0 max , 08 ,

1 ( )

118 , 0 25 , 0 −                   − + = e o o n s R D D s f

(literatur : J.P Holman 1998 ) Dimana :

Sn = jarak anatar tubes dalam arah vertikal = 23,8252 mm Do = Diameter luar shell = 351,51 mm

µ

ρ s

D

D V

nilaiRe _,max = max

Temperatur shell :

dari tabel sifat-sifat air didapat nilai :

ρ= 994,78 kg/m3

µ= 7,59 x 10-4 kg/m.s Maka : 066 , 0 10 59 , 7 35151 , 0 ) 989 , 4 ( 78 , 994 ) (Re 16 , 0 4 16 , 0 max ,  =    = ₋ − − x D

Sehingga diperoleh :

008 , 0 066 , 0 35151 , 0 35151 , 0 02382 , 0 118 , 0 25 ,

0 _1,08 =

                  − + = s f

A m Gs

. =

Dimana :

.

m= laju aliran massa air (kg/s)

A = Luas bidang perpindahan panas (m2)

Dengan : ρ . . air air V m = . air

V ( kapasitas aliran air ) = A x v

2 0 D L (0,35151m)4m 1,406m

A =π s =π =

.

air

V = A x v = 1,406 m2 x 1 m/s = 1,406 m3/s = 84,362 m3/jam.

Dari persamaan laju aliran massa diatas didapat nilai dari laju aliran massa air = 0,0014 kg/s. Sehingga nilai dari kecepatan aliran massa shell diperoleh :

s m kg A m Gs 2 . / 001 , 0 408 , 1 0014 , 0 = = =

Maka penurunan tekanan pada shell :

Pa x D N D G f P e s s s s 7 10 11 , 3 ) 457 , 0 )( 78 , 994 ( 2 ) 1 24 )( 35151 , 0 ( ) 001 , 0 )( 008 , 0 ( 4 2 ) 1 ( ) ( 4 ₋ = + = + = ∆ ρ

5.2.1 Penurunan Tekanan Pada Tube Kondensor

Besarnya nilai penurunan tekanan yang terjadi pada shell kondensor dapat dihitung berdasarkan persamaan berikut :

s t f V N P     = ∆ 2 ) ( _max 2

ρ χ

(Literatur : Incropera 1981 )

Dimana :

N = jumlah lintasan = 1 buah

χ= faktor koreksi = 0,34

1 ) 05 , 19 / 825 , 23 ( 1 ) 05 , 19 / 675 , 20 ( 1 / 1 / = − − = − − o n o p D S D S Maka : Pa f V N

P_{t s} 0,008 47,75

2 ) 989 , 4 ( 8 , 1410 ) 34 , 0 ( 1 2 )

( 2 2

max =     =     =

∆ χ ρ

BAB VI

KESIMPULAN DAN SARAN 6.1 KESIMPULAN

Refrigerant

Refrigerant yang digunakan adalah R123 dengan :

- Laju aliran refrigeran = 46,189 kg/s

- Suhu refrigeran pada saat masuk kondensor = 50 0C

- Suhu refrigeran keluar kondensor = 400C

- Untuk penggunaan R-123 dalam waktu dekat ini masih belum disarankan dikarenakan faktor nilai ekonomis nya yang masih agak tinggi. Jadi pemakaian R-123 adalah sebagai alternatif sumber energi.

Kondensor

Dalam perencanaan ini digunakan :

- Tipe kondensor adalah jenis U-tube kondensor, dimana refrigeran

mengalir didalam tube kondensor sedangkan pendingin nya mengalir pada shell kondensor

- Kondensor direncanakan terdiri dari 150 buah tubes dengan panjang massing-masing tubes adalah 4 m.

- Kondensor menggunakan cooper tube berdiameter nominal 5/8 in dengan tipe L, dengan ukuran sebagai berikut :

- Diameter luar = 19,05 mm

- Diameter dalam = 16,92 mm

- Tebal dinding tube = 1,07 mm

- Susunan tube adalah triangular ( bentuk segitiga ) dengan :

- susunan tube pada jarak vertikal ( sn) = 23,8252 mm

- susunan tube jarak horizontal ( sp ) = 20,6756 mm

- Shell kondensor direncanakan terbuat dari bahan cooper dengan diameter shell Ds = 468,86 mm dengan panjang shell = 4,85 m.

- Buffles direncanakan dari bahan cooper dengan ukuran :

- Diameter buffles = 97,372 mm

- jarak antar buffles = 195 mm

- tebal buffles = 0,18 in

- jumlah buffles = 24 buah

- Proses desuperheating : ho = 96,703 W/m2.K

- Proses kondensasi : ho = 87, 1664 W/m2.K

- Laju perpindahan panas aliran internal :

- Proses Kondensasi : hi = 476, 416 W/m2.K

- Proses Desuperheating : hi = 5085,177 W/m2.K

- Penurunan Tekanan ( pressure drop ) :

- Pada shell kondensor = 3,1 x 10-7 Pa

- Pada tube kondensor = 47,75 Pa

6.2 SARAN

1. Dalam perencanaan ini agar diperhatikan proses dalam penentuan fluida kerja yang akan dipakai.

2. Dalam penentuan dimensi kondensor agar dilakukan dengan perhitungan-perhitungan yang tepat begitupun dalam pemilihan bahan untuk kondensor agar dipilih bahan yang memenuhi untuk perencanaan ini.

3. Setiap literature yang dipakai agar dicantumkan dengan jelas sehingga dapat memudahkan dalam mengetahui sumber-sumber bacaan yang dipakai dalam perencanaan ini.

DAFTAR PUSTAKA

Cengel, A. Yunus & Boles, A. Michael, Thermodynamics An Engineering Approach, Fourth Edition, McGraw-Hill, New York 2002.

Dietzel, Fritz, Dakso Sriyono. Turbin Pompa dan Kompresor, Erlangga, Jakarta, 1992.

Dicmas, John L. Vertical turbine, Mixed flow and propeller pumps. Mc Graw Hill, Amerika Serikat, 1987.

Frank P. And David P. Dewitt, “fundamental of Heat and Mass Transfer” hal.380, McGraw-Hill, New York 1999

Holman, J.P, Perpindahan Kalor, Erlangga, Jakarta,1998.

Khetagurov, M. Marine Auxiliary Machine system, Peace Publisher, Moskow, 1970.

Kreith, Frank.”Principles of HeatTransfer”, Third edition. Harper & Row, Publisher, Inc. 1973.

Witte, L.C. and Shamsundar, A thermodynamic efficiency concept for heat. N. NewYork.1983.

Zukauskas, A. and Ulinskas, R. Banks of Plain and Finned Tubes, Heat

Exchanger Design Handbook, G. F. Hewitt Edition, Begell House, Inc., NewYork. 1998

A m Gs

. = Dimana :

.

m= laju aliran massa air (kg/s)

A = Luas bidang perpindahan panas (m2) Dengan : ρ . . air air V m = . air

V ( kapasitas aliran air ) = A x v 2

0 D L (0,35151m)4m 1,406m

A =π s =π =

. air

V = A x v = 1,406 m2 x 1 m/s = 1,406 m3/s = 84,362 m3/jam.

Dari persamaan laju aliran massa diatas didapat nilai dari laju aliran massa air = 0,0014 kg/s. Sehingga nilai dari kecepatan aliran massa shell diperoleh :

s m kg A m Gs 2 . / 001 , 0 408 , 1 0014 , 0 = = =

Maka penurunan tekanan pada shell :

Pa x D N D G f P e s s s s 7 10 11 , 3 ) 457 , 0 )( 78 , 994 ( 2 ) 1 24 )( 35151 , 0 ( ) 001 , 0 )( 008 , 0 ( 4 2 ) 1 ( ) ( 4 ₋ = + = + = ∆ ρ

5.2.1 Penurunan Tekanan Pada Tube Kondensor

Besarnya nilai penurunan tekanan yang terjadi pada shell kondensor dapat dihitung berdasarkan persamaan berikut :

s t f V N P     = ∆ 2 ) ( _max 2

ρ χ

(Literatur : Incropera 1981 )

Dimana :

N = jumlah lintasan = 1 buah

χ= faktor koreksi = 0,34

1 ) 05 , 19 / 825 , 23 ( 1 ) 05 , 19 / 675 , 20 ( 1 / 1 / = − − = − − o n o p D S D S Maka : Pa f V N

P_{t s} 0,008 47,75

2 ) 989 , 4 ( 8 , 1410 ) 34 , 0 ( 1 2 )

( 2 2

max =     =     = ∆ χ ρ

BAB VI

KESIMPULAN DAN SARAN

6.1 KESIMPULAN

Refrigerant

Refrigerant yang digunakan adalah R123 dengan :

- Laju aliran refrigeran = 46,189 kg/s

- Suhu refrigeran pada saat masuk kondensor = 50 0C

- Suhu refrigeran keluar kondensor = 400C

- Untuk penggunaan R-123 dalam waktu dekat ini masih belum disarankan dikarenakan faktor nilai ekonomis nya yang masih agak tinggi. Jadi pemakaian R-123 adalah sebagai alternatif sumber energi.

Kondensor

Dalam perencanaan ini digunakan :

- Tipe kondensor adalah jenis U-tube kondensor, dimana refrigeran mengalir didalam tube kondensor sedangkan pendingin nya mengalir pada shell kondensor

- Temperatur kondensasi direncanakan adalah 40 0C dengan tekanan saturasi 154,48 kPa

- Kondensor direncanakan terdiri dari 150 buah tubes dengan panjang massing-masing tubes adalah 4 m.

- Kondensor menggunakan cooper tube berdiameter nominal 5/8 in dengan tipe L, dengan ukuran sebagai berikut :

- Diameter luar = 19,05 mm

- Diameter dalam = 16,92 mm

- Tebal dinding tube = 1,07 mm

- Susunan tube adalah triangular ( bentuk segitiga ) dengan :

- susunan tube pada jarak vertikal ( sn) = 23,8252 mm

- susunan tube jarak horizontal ( sp ) = 20,6756 mm

- Shell kondensor direncanakan terbuat dari bahan cooper dengan diameter shell Ds = 468,86 mm dengan panjang shell = 4,85 m.

- Buffles direncanakan dari bahan cooper dengan ukuran :

- Diameter buffles = 97,372 mm

- jarak antar buffles = 195 mm

- tebal buffles = 0,18 in

- jumlah buffles = 24 buah

- Proses desuperheating : ho = 96,703 W/m2.K

- Proses kondensasi : ho = 87, 1664 W/m2.K

- Laju perpindahan panas aliran internal :

- Proses Kondensasi : hi = 476, 416 W/m2.K

- Proses Desuperheating : hi = 5085,177 W/m2.K

- Penurunan Tekanan ( pressure drop ) :

- Pada shell kondensor = 3,1 x 10-7 Pa

- Pada tube kondensor = 47,75 Pa

6.2 SARAN

1. Dalam perencanaan ini agar diperhatikan proses dalam penentuan fluida kerja yang akan dipakai.

2. Dalam penentuan dimensi kondensor agar dilakukan dengan perhitungan-perhitungan yang tepat begitupun dalam pemilihan bahan untuk kondensor agar dipilih bahan yang memenuhi untuk perencanaan ini.

3. Setiap literature yang dipakai agar dicantumkan dengan jelas sehingga dapat memudahkan dalam mengetahui sumber-sumber bacaan yang dipakai dalam perencanaan ini.

4. Setiap perhitungan dalam perencanaan ini agar dilakukan dengan teliti sehingga hasil yang didapat benar-benar baik.

DAFTAR PUSTAKA

Cengel, A. Yunus & Boles, A. Michael, Thermodynamics An Engineering Approach, Fourth Edition, McGraw-Hill, New York 2002.

Dietzel, Fritz, Dakso Sriyono. Turbin Pompa dan Kompresor, Erlangga, Jakarta, 1992.

Dicmas, John L. Vertical turbine, Mixed flow and propeller pumps. Mc Graw Hill, Amerika Serikat, 1987.

Frank P. And David P. Dewitt, “fundamental of Heat and Mass Transfer” hal.380, McGraw-Hill, New York 1999

Holman, J.P, Perpindahan Kalor, Erlangga, Jakarta,1998.

Khetagurov, M. Marine Auxiliary Machine system, Peace Publisher, Moskow, 1970.

Kreith, Frank.”Principles of HeatTransfer”, Third edition. Harper & Row, Publisher, Inc. 1973.

Witte, L.C. and Shamsundar, A thermodynamic efficiency concept for heat. N. NewYork.1983.

Zukauskas, A. and Ulinskas, R. Banks of Plain and Finned Tubes, Heat

Exchanger Design Handbook, G. F. Hewitt Edition, Begell House, Inc., NewYork. 1998