bab1-5rev12.pdf

ANALISA UNJUK KERJA PERPINDAHAN PANAS AIR COOLER

GENERATOR TIPE PLATE FINNED-TUBES COMPACT HEAT EXCHANGER PADA UNIT 7 PLTA CIRATA

SKRIPSI

Diajukan Untuk Memenuhi Persyaratan Penyelesaian Program S-1 Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Unjani

Oleh : Erwan Aprianto

NIM : 2112152040

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS JENDRAL ACHMAD YANI 2017

i

LEMBAR PENGESAHAN

Tugas Akhir ANALISA UNJUK KERJA PERPINDAHAN PANAS AIR COOLER

GENERATOR TIPE PLATE FINNED-TUBES COMPACT HEAT EXCHANGER PADA UNIT 7 PLTA CIRATA

Oleh : Erwan Aprianto

NIM : 2112152040

Diterima Oleh : Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Jenderal Achmad Yani

Cimahi, September 2017 Pembimbing I

Pembimbing II

Dr. Damawidjaya Biksono., ST., MT NID. 4121 428 67

Deny Bayu Saefudin., ST., MT. NID. 4121 781 85

Ketua Tim Penguji

Dr. Damawidjaya Biksono., ST., MT NID. 4121 428 67 Ketua Jurusan Teknik Mesin

Wirawan Piseno, ST., MT NID. 4121 429 64

ii

LEMBAR PENYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI KARYA ILMIAH UNTUK KEPENTINGAN AKADEMIK

Sebagai mahasiswa Universitas Jenderal Achmad Yani, yang bertanda tangan dibawah ini saya : Nama :Erwan Aprianto NIM : 2112152040 Dengan pengembangan ilmu pengetahuan, menyetujui untuk memberikan kepada Universitas Jenderal Achmad Yani, Hak Bebas Royalti Non-Eksklusif (Non-Exclusive Royalty-Free Right) atas karya ilmiah saya yang berjudul : Analisa Unjuk Kerja Perpindahan Panas Air Cooler Generator Tipe Plate Finned-Tubes Compact Heat Exchanger Pada Unit 7 Plta Cirata. Dengan Hak Bebas Royalty Non-Eksklusif ini Universitas Jenderal Achmad Yani berhak menyimpan, mengalih-mediakan/format, mengelola dalam bentuk pangkalan data (Database), mendistribusikannya, dan menampilkan atau mempublikasikannya di internet atau media lain untuk kepentingan akademik tanpa perlu meminta ijin dari saya selama tetap mencantumkan saya sebagai penulis/pencipta. Saya bersedia untuk menanggung secara pribadi, tanpa melibatkan pihak Universitas Jenderal Achmad Yani, segala bentuk tuntutan hukum yang timbul dan pelanggaran Hak Cipta dalam Karya Ilmiah saya ini. Demikian pernyataan ini yang saya buat dengan sebenarnya.

Dibuat di : Cimahi Pada Tanggal : 6 Januari 2017 Yang menyatakan

Erwan Aprianto NIM : 2112152040

iii

KATA PENGANTAR

Puji syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas berkat dan pimpinan-Nya yang telah penulis terima selama melaksanakan tugas akhir ini, sehingga pada akhir penulis dapat menyelesaikan tugas akhir ini dengan baik. Pada kesempatan ini penulis menyampaikan rasa terima kasih yang sebesarbesarnya kepada orang-orang yang telah berperan sehingga dapat terselaikan tugas akhir ini. 1. Bapak, Ibu dan segenap keluarga tercinta yang selalu memberikan dukungan secara moril dan material. 2. Dr. Damawidjaya Biksono, ST., MT. Dan Deny Bayu Saefudin ST., MT. selaku dosen pembimbing yang telah membimbing, meluangkan waktu, tenaga dan pikiran didalam memberikan pengarahan dalam penulisan tugas akhir ini. 3. Wirawan Piseno ST., MT. Selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Jenderal Achmad Yani. 4. Segenap dosen dan staff pengajar di Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Jenderal Achmad Yani. 5. Segenap karyawan PT. Pembangkitan Jawa Bali Unit Pembangkitan Cirata yang telah memberikan bantuannya. 6. Teman – teman angkatan 2015 Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Jenderal Achmad Yani. 7. Pihak-pihak lain yang telah memberikan bantuan secara langsung maupun tidak langsung dalam pembuatan tugas akhir ini yang tidak dapat disebutkan satu per satu. Penulis menyadari bahwa penulisan tugas akhir ini masih jauh dari sempurna. Oleh karena itu, penulis mengharapkan segala petunjuk, kritik, dan saran yang membangun dari pembaca agar dapat menunjang pengembangan dan perbaikan penulisan selanjutnya. Akhir kata penulis mohon maaf atas kekurangan dalam penulisan tugas akhir ini dan penulis dengan senang hati menerima saran dan kritik yang membangun dari pembaca. Semoga tugas akhir ini dapat berguna untuk menambah wawasan dan wacana bagi rekan-rekan mahasiswa.

Cimahi, Juli 2017

Penulis

iv

Nama: Erwan Aprianto Judul : Analisa Unjuk Kerja Perpindahan Panas Air Cooler Generator Tipe Plate Finned-Tubes Compact Heat ExchangerPada Unit 7 PLTA Cirata

ABSTRAK

PT. PJB Unit Pembangkitan Cirata merupakan salah satu badan usaha milik negara yang bergerak di bidang Pembangkit Listrik Tenaga Air (PLTA) yang memiliki salah satu komponen terpenting yaitu generator. Air cooler generator adalah peralatan yang berfungsi sebagai media penukar panas generator pada PLTA Cirata dengan menggunakan sirkulasi udara sebagai fluida pendingin. Menganalisa air cooler generator unit 7 sangat penting dilakukan untuk mencapai kinerja s istem pendinginan dengan efektivitas yang tinggi untuk mengetahui kinerja dari sistem air cooler generator menggunakan plate finned-tubes compact heat exchanger berbahan stainless steel SS316L. Metode perhitungan air cooler generator yang digunakan adalah analisa Number of Transfer Units - Effectiveness (NTU-Efektivitas) untuk mengitung efektivitas dari air cooler generator tersebut dengan faktor koreksi Log Mean Temperatur Difference (LMTD). Setelah dilakukan perhitungan, didapatkan beberapa beberapa hasil perhitungan diantaranya hasil laju aliran massa air pendingin 9,38 m3/s, laju aliran massa udara 10,274 m3/s, reynold number udara 72496, efisiensi sirip 49,5%, efisiensi udara total 53,2%, koefisien konveksi air pendingin 19766.012 W/m 2ºC, koefisien konveksi udara 243,836 W/m2ºC, laju perpindahan panas air pendingin 156795,83 W, laju perpindahan panas udara 310685 W , koefisien perpindahan panas menyeluruh 62,971 W/m2ºC, log mean temperatur difference 12,904oC, number of transfer unit 0,951, dan yang terakhir hasil akhir efektivitas air cooler generator sebesar 56,8%.

Kata kunci : Air Cooler Generator, Compact Heat Exchanger, NTU, Log Mean Temperatur Difference, PLTA, HEPP

v

Fakultas Teknik Unjani

Name: Erwan Aprianto Title: Analyzed Heat Transfer Of Air Cooler Generator Type Plate Finned-Tubes Compact Heat Exchanger In Unit 7 Hydroelectric Power Plant (HEPP) Cirata

ABSTRACT

PT. PJB Unit Pembangkitan cirata is one of the state-owned enterprise engaged in Hydroelectric Power Plant (HEPP), which has one of the most important components of the generator. Air cooler generator is a device that serves as a medium of generator heat exchanger on HEPP Cirata by using air circulation as a cooling fluid. Analyzing the air cooler generator unit 7 is very important to achieve the performance of cooling system with high effectiveness to know the performance air cooler generator system using plate finned-tubes compact heat exchanger made of stainless steel SS316L. The method of calculating air cooler generator used were analysis of the Number of Transfer Units - Effectiveness (NTU-Effectiveness) to calculate the effectiveness of air cooler generator with correction factor of Log Mean Difference Temperature (LMTD). After calculation done, Obtained some some of the results of the calculations the mass flow rate of cooling water was 9.38 m3/s, air mass flow rate 10,274 m3/s, reynold number of air 72496, efficiency of fin 49,5%, overal efficiency l of air 53,2%, cooling water convection coefficient 19766.012 W/m2ºC, air convection coefficient 243,836 W/m2ºC, Heat of cooling water 156795,83 W, heat transfer rate 310685 W, overall heat transfer coefficient 62,971 W/m2ºC, log mean temperature difference 12,904oC, number of transfer unit 0,951, and last result of effectiveness air cooler generator was 56,8 %. Keywords : Air Cooler Generator, Compact Heat Exchanger, NTU, Log Mean Temperatur Difference, PLTA, HEPP

vi


DAFTAR ISI

LEMBAR PENGESAHAN ..................................................................................... ii LEMBAR PENYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI ....................................iii KATA PENGANTAR ............................................................................................ iv ABSTRAK ............................................................................................................... v DAFTAR ISI ..........................................................................................................vii DAFTAR GAMBAR ............................................................................................... x DAFTAR TABEL ..................................................................................................xii

NOMENCLATURE ...............................................................................................xiii I. PENDAHULUAN ................................................................................................ 1 1.1. Latar Belakang ..............................................................................................1 1.2. Rumusan Masalah .........................................................................................2 1.3. Batasan Masalah ............................................................................................ 3 1.4. Tujuan Penelitian ...........................................................................................3 1.5. Metodologi Penelitian ................................................................................... 3 1.6. Sistematika Penulisan ................................................................................... 4 1.7. Waktu Dan Tempat Penelitian .....................................................................4 2. TINJAUAN PUSTAKA....................................................................................... 5 2.1. Pengertian Perpindahan Panas .......................................................................5 2.1.1. Konduksi ..............................................................................................5 2.1.2. Konveksi ............................................................................................... 6 2.1.3. Radiasi...................................................................................................8 2.2. Alat Penukar Kalor ........................................................................................9 2.2.1. Jenis-Jenis Penukar Kalor .................................................................. 10 2.2.2. Persamaan-Persamaan Analisa Perpindahan Panas Penukar Kalor ....15 2.2.2.1. Koefisien Perpindahan Panas Pada Sistem ...................................15 2.2.2.1.1. Koefisien Perpindahan Panas Pada Pipa ....................................15 2.2.2.1.2. Perpindahan Panas Pada Plat Datar ........................................... 16 2.2.2.2. Koefisien Konveksi Menyeluruh Pada Sistem ...............................18 2.2.2.3. Faktor Pengotoran ......................................................................... 18 2.2.2.4. Log Mean Temperature Difference (ΔTLMTD) ................................19

vii


2.2.2.5. Laju Perpindahan Panas Penukar Kalor ......................................... 22 2.2.2.6. Efektivitas Penukar Kalor – Metoda NTU ....................................22 3. METODOLOGI PENELITIAN ......................................................................... 26 3.1. Diagram Alir Penelitian ...............................................................................26 3.1.1. Flow Chart ...........................................................................................26 3.1.2. Penjelasan Flow Chart.........................................................................27 3.2. Lokasi Penelitian ........................................................................................ 28 3.3. Analisis Penelitian ......................................................................................30 3.4. Rancangan Penelitian .................................................................................30 3.4.1. Data Teknik Air Cooler Generator ....................................................30 3.4.2. Data Fluida .........................................................................................33 3.5. Perhitungan Data .........................................................................................36 3.6. Analisis Data ...............................................................................................37 3.7. Penarikan Kesimpulan ................................................................................. 38 4. HASIL DAN ANALISA PEMBAHASAN....................................................... 39 4.1. Data Desain Air Cooler Generator ............................................................. 39 4.1.1. Perhitungan Distribusi Fluida Pada Air Cooler Generator.................39 4.2. Perhitungan Air Cooler Generator .............................................................. 40 4.2.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas Pada Pipa Air Cooler Generator............................................................................................40 4.2.2. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas Pada Sirip Air Cooler Generator............................................................................................42 4.2.3. Perhitungan Efisiensi Sirip Air Cooler Generator..............................45 4.2.4. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas menyeluruh Air Cooler

Generator............................................................................................46 4.2.5. Perhitungan Log Mean Temperature Difference Air Cooler Generator ............................................................................................................47 4.2.6. Perhitungan Laju Perpindahan Panas Air Cooler Generator.............. 48 4.2.7. Perhitungan Efektivitas Air Cooler Generator ................................... 48 4.3. Analisa Dan Pembahasan ............................................................................49 4.3.1. Pengaruh Kecepatan Air Pendingin Terhadap Proses Perpindahan Panas ............................................................................................................49 4.3.2. Pengaruh Kecepatan Air Pendingin Terhadap Efektivitas Air Cooler Generator............................................................................................56

viii


5. KESIMPULAN DAN SARAN .......................................................................... 58 5.1. Kesimpulan..................................................................................................58 5.2. Saran ............................................................................................................58 DAFTAR PUSTAKA ............................................................................................ 60 LAMPIRAN ........................................................................................................... 61

ix


DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1. Konduksi satu dimensi steady state. (J.P. Holman, 2010 hal 30) ....... 6 Gambar 2.2. Perpindahan panas konveksi. (J.P. Holman, 2010 hal 12) .................7 Gambar 2.3. Pertukaran radiasi: (a) permukaan (b) antara permukaan dan lingkungan. (J.P. Holman, 2010 hal 19) ................................................. 9 Gambar 2.4. Penukar kalor pipa konsentris (a) parallel flow (b) counter flow. (Theodore; Adrienne; Incropera ; Dewitt, 2011) ............................ 10 Gambar 2.5. Penukar kalor aliran melintang tidak bersirip dengan fluida bercampur dan tidak bercampur. (J.P. Holman, 2010 hal 531) ........................ 10 Gambar 2.6. Penukar kalor aliran melintang bersirip dengan kedua fluidanya tidak campur. (J.P. Holman, 2010 hal 531) ............................................. 11 Gambar 2.7. Inti dari compact heat exchangers (J.P. Holman, 2010 hal 556)..... 12 Gambar 2.8. Perpindahan kalor dan faktor gesekan untuk penukar kalor tabung bundar bersirip. (J.P. Holman, 2010 hal 556) ................................. 13 Gambar 2.9. Grafik efisiensi untuk penukar kalor plat sirip lurus (J.P. Holman, 2010

hal 50) .............................................................................................. 14 Gambar 2.10. Profil temperatur penukar kalor: (a)paralel flow (b)counter flow (J.P. Holman, 2010 hal. 532) ................................................................... 19 Gambar 2.11. Faktor koreksi penukar kalor dengan satu melewati empat atau lebih laluan shell melewati tabung. (J.P. Holman, 2010 hal 534) ........... 21 Gambar 2.12. Faktor koreksi penukar kalor untuk single-pass lintas aliran. (J.P. Holman, 2010 hal 536) .................................................................... 21 Gambar 2.13. Efektivitas untuk aliran penukar panas cross-flow dengan fluida tidak dicampur (J.P. Holman, 2010 hal 544) ........................................... 25 Gambar 3.1. Diagram alir penelitian unjuk kerja air cooler generator unit 7 PLTA Cirata ...............................................................................................27 Gambar 3.2. Pemasangan air cooler generator unit 7 PLTA Cirata. (Dokumentasi

pribadi dengan izin instansi) ...........................................................28 Gambar 3.3. Air cooler generator tipe compact heat exchanger continuous fin. (Dokumentasi pribadi dengan izin instansi).............................. ...... 29 Gambar 3.4. Turbine Control Panel (TCP) pada PLTA Cirata. (Dokumentasi pribadi dengan seizin instansi) ........................................................ 29 Gambar 3.5. Instalasi water supply air cooler generator unit 7 PLTA Cirata. (Data operation and maintenance HEPP Cirata) ..................................... 32 Gambar 3.6. Desain tampak atas generator unit 7 beserta air cooler generator. (Data operation and maintenance HEPP Cirata) ........................... 32 Gambar 3.7. Desain tampak depan air cooler generator unit 7 PLTA Cirata. (Data operation and maintenance HEPP Cirata) ..................................... 32

x


Gambar 4.1. Trigonal tube air cooler generator ................................................... 43 Gambar 4.2. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap temperatur air keluar (Tc2). ................................................................................50 Gambar 4.3. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap temperatur udara keluar (Th2)............................................................................. 51 Gambar 4.4. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap koefisien perpindahan panas konveksi air (hc). ............................................... 52 Gambar 4.5. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap koefisien perpindahan panas menyeluruh (U). ................................................ 52 Gambar 4.6. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap Log Mean Temperature Difference (ΔTLMTD ). ................................................ 53 Gambar 4.7. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap nilai reynold number air (Red). ................................................................ 54 Gambar 4.8. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap laju perpindahan panas air (qc). ..............................................................54 Gambar 4.9. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap laju perpindahan panas udara (qh). ......................................................... 55 Gambar 4.10. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap Number of Transfer Unit (NTU). .................................................................. 56 Gambar 4.11. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap efektivitas air cooler generator (ε)..................................................................... 57

xi


DAFTAR TABEL

Tabel 2.1. Harga tipikal dari koefisien perpindahan panas konveksi (J.P. Holman, 2010 hal 11) ........................................................................................... 8 Tabel 2.2. Faktor pengotoran. (J.P. Holman, 2010 hal. 527) ................................ 19 Tabel 3.1. Spesifikasi data teknik air cooler generator unit 7. (Sirroco, 2016) ..... 30 Tabel 3.2. Nilai propertis dari air tawar. (J.P. Holman, 2010 hal 662) .................33 Tabel 3.3. Nilai propertis dari air tawar. (J.P. Holman, 2010 hal 662) .................34 Tabel 3.4. Nilai propertis dari udara bebas. (J.P. Holman, 2010 hal 658) ............ 35 Tabel 3.4. Nilai propertis dari udara bebas. (J.P. Holman, 2010 hal 658) ............ 36 Tabel 4.1. Hasil perhitungan variabel aktual dan variabel bebas pengaruh kecepatan air masuk pendinginan terhadap sistem perpindahan panas .................. 50 Tabel 4.2. Hasil perhitungan variabel aktual dan variabel bebas pengaruh kecepatan air masuk pendinginan terhadap Number of Transfer Unit (NTU) dan efektivitas air cooler generator ............................................................. 56

xii


NOMENCLATURE

•

Simbol Huruf

Simbol Keterangan A Luasan perpindahan panas

C Rasio kapasitas c Panas jenis spesifik d Diameter G Mass velocity h Koefisien perpindahan panas konduksi k Konduktivitas kalor m kedalamanaliran perpindahanpanas Nu Bilangan Nusselt q aju perpindahan panas Q aju aliran fluida Re Bilangan Reynold aktor pengotoran Rf r ari-jari St Bilangan stanton T t U 

Satuan (m2)

(W/ ºC) (kJ/kg ºC) (m) (kg/m2 s) (W/m2 oC) (W/m oC) (m2) (W) (m3/s) (m) (oC) (m) (W/m2 ºC)

emperatur ebal sirip oefisien perpindahan panas menyeluruh Gradient temperatur

-



Efisiensi

-8 σ Konstanta Stefan-Bolztmann (5,67x10 ) (W/m η Massaρ jenis fluida (kg/m µ Viskositas dinamik (Kg/m.s) ΔTLMTD emperatur perbedaan rata- rata yang melewati heat exchanger ε fektivitas heat exchanger

•

2

3

K4 ) )

(ºC) %

Simbol Subskrip

Simbol C c D d fin h in max min out

Keterangan Kondisi bersih (clean) Fluida air Kondisi kotor (dirty) Diameter Sirip heat exchanger Fluida udara / hidraulik Aliran masuk Kapasitas maksimum Kapasitas minimum Aliran keluar

Satuan -

xiii


t tube w u ∞

Total keseluruhan Pipa pendingin heat exchanger Dinding permukaan Kondisi tanpa sirip (unfin) Kondisi aliran bebas fluida

xiv

-

-


I. PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang

Pembangkit Listrik Tenaga Air merupakan energi bersih, sumber nonpolusi, non-energi terbarukan, Ia akan menggunakan air yang akan menggunakan kembali untuk tujuan lain. Dengan bergerak turbin dengan bantuan air, listrik yang dihasilkan. Hal ini dilakukan dengan mengubah energi kinetik dan energi potensial air menjadi bentuk yang berguna energi. Ini adalah teknologi tertua yang tersedia untuk pembangkit listrik (S. U. Patel & Prashant N. Pakale,2015 ).

Penukar

panas

yang digunakan untuk mentransfer energi panas antara dua atau lebih media yang. Berbagai jenis penukar panas yang digunakan untuk aplikasi industri yang berbeda dan salah satu jenis penting adalah penukar panas tipe kompak (R.V. Rao & V.K.

Patel, 2010). Air cooler generator adalah peralatan yang berfungsi sebagai media penukar panas generator pada PLTA Cirata dengan menggunakan sirkulasi udara sebagai fluida pendingin. Udara yang berada di dalam rumah generator didinginkan oleh penukar kalor tipe kompak (Compact Heat Exchanger)sejumlah 12 buah (operation

and maintenance HEPP Cirata, 1995). Air cooler generator pada PLTA Cirata unit 7 menggunakan air cooler generator tipe plated finned-tubes compact heat

exchanger berbahan stainless steel SS316L. Stainless steel pertama kali diperkenalkan oleh Brearly dari Sheffield pada tahun 1912 untuk senapan barel gun. Brearly direkomendasikan untuk membuat sendok garpu dan baru paduan dipekerjakan oleh Mayer dan Perusahaan pada nama

Heath Otolaryngologist dari London di 1916. Pada tahun 1925 banyak produsen ditawarkan stainless steel sebagai alternatif yang lebih mahal untuk baja berlapis nikel untuk fabrikasi instrumen,dan pada tahun 1939 nikel-plating memiliki telah ditinggalkan oleh banyak pembuat (Santigo. A; Claudia M,2015). Stainless steel merupakan bahan atau material logam paduan besi dengan tingkat kromium yang tinggi yang membentuk film oksida pelindung guna memiliki ketahanan korosi yang sangat tinggi dan mampu las yang baik dimana sudah banyak diaplikasikan dalam dunia industri. Stainless steel SS316L dengan tambahan

nilai “L” diketahui

mempunyai sifat tambahan untuk lebih tahan terhadap korosi setelah dilakukan pengelasan serta menunjukkan kadar karbon rendah untuk menghindari batas butir

1


pengendapan kromium karbida dalam kisaran 430oC – 490oC (P.Atanda et al,

2010). Dengan menggunakan analisa Number of Transfer Units - Effectiveness (NTU-Efektivitas), maka dapat digunakan untuk menghitung efektivitas unjuk kerja dari air cooler generator tersebut dengan menggunakan faktor koreksi Log

Mean Temperatur Difference (LMTD). 1.2. Rumusan Masalah

Sirkulasi udara sistem tertutup pada generator ( close loop) guna menjaga temperatur didalam generator agar temperatur tidak terlalu tinggi hingga dapat menyebabkan overheating pada generator serta temperatur tidak terlalu rendah yang menyebabkan kelembaban dan menimbulkan kerusakan pada rotor dan stator pada jangka panjang. Menganalisa air cooler generator no 7 sangat penting dilakukan untuk mencapai kinerja sistem pendinginan dengan efektivitas yang tinggi. Ketika air cooler generator bekerja secara maksimal, maka pendinginan di dalam generator semakin baik untuk mensirkulasi sistem perpindahan panas yang terjadi. Dari data pengukuran kualitas air di Waduk Cirata pada tanggal 4 April 2016 oleh petugas dari Balai Pengujian Mutu dan Lingkungan Provinsi Jawa Barat, diperoleh nilai Ryzner Saturation Index (RSI) sebesar 8,7. Nilai ini menandakan air di perairan waduk Cirata berada dalam kondisi cenderung korosif. Pemilihan material tube dan tube sheet yang sejenis dapat meminimalisir korosi galvanis dengan memilih air cooler generator berbahan stainless steel tipe 316 L dengan

Life time-nya yang lebih panjang karena lapisan kromium yang tinggi. Sifat konduktivitas termal yang dimiliki oleh stainless steel tergolong rendah dibanding bahan logam yang lain, dikhawatirkan akan berefek pada menurunnya performance

air cooler generator, sehingga diperlukan analisa lebih lanjut untuk menghitung unjuk kerja dari air cooler generator sehingga dapat memenuhi target penurunan temperatur udara di area dalam generator yaitu 34 oC atau lebih rendah dalam kondisi temperatur pendinginan tertinggi.

2


1.3. Batasan Masalah

Untuk memperkecil ruang lingkup dan untuk memudahkan dalam analisis masalah dibutuhkan adanya pembatasan masalah. Batasan masalah yang digunakan dalam penulisan tugas akhir ini sebagai berikut : 1. Air cooler generator menggunakan tipe plate finned-tubes compact heat

exchanger berbahan stainless steel SS316L dengan jenis pendinginan silang (cross-flow). 2. Fluida kerja dalam air cooler generator adalah air tawar dan udara bebas dengan temperatur: •

Air masuk

: 24oC

•

Air keluar

: 28 oC

•

Udara masuk

: 62 oC

•

Udara keluar

: 32 oC

3. Kondisi steady state, aliran incompressible pada aliran media pendinginan 4. Perhitungan sistem perpipaan dibatasi hanya pipa masuk air ke air cooler generator no 7 unit 7 Pembangkit Listrik Tenaga Air Cirata. 5. Pembahasan hanya pada perhitungan efektifitas air cooler generator tipe plate

finned-tubes compact heat exchanger berbahan stainless steel SS316L. 1.4. Tujuan Penelitian

Tujuan dari penelitian ini adalah untuk mendapatkan hasil unjuk kerja sistem perpindahan panas dari air cooler generator tipe plate finned-tubes compact heat

exchanger berbahan stainless steel SS316L pada unit 7 Pembangkit Listrik Tenaga Air Cirata. 1.5. Metodologi Penelitian

Metodologi penelitian digunakan sebagai dasar literatur untuk menganalisa air cooler generator diantaranya: 1. Melakukan observasi lapangan, yaitu dengan mempelajari jenis penukar kalor yang digunakan pada generator, cara kerja dan data temperatur unit saat beroperasi.

3


2. Mengumpulkan data yang diperlukan dalam kajian teoritis unjuk kerja air cooler

generator air cooler generatortipe plate finned-tubes compact heat exchanger berbahan stainless steel SS316L di unit 7 PLTA Cirata. 3. Diskusi dengan staf atau vendor yang bersangkutan yang terkait untuk mendapatkan data yang butuhkan. 4. Studi literatur sebagai referensi yang dibutuhkan dengan jurnal dan buku yang terkait dalam pembahasan heat exchanger. 5. Metode perhitungan menggunakan persamaan efektivitas heat exchanger 1.6. Sistematika Penulisan

Rencana sistematika penulisan Tugas Akhir ini adalah sebgai berikut: I. Pendahuluan, menguraikan tentang latar belakang masalah, rumusan masalah,

batasan masalah, tujuan penelitian, metodologi penelitian, sistematika penulisan, waktu dan tempat penelitian. II. Tinjauan Pustaka, menguraikan tentang teori dasar yang digunakan untuk

mendukung pemahaman yang berhubungan dengan sistem pendingin dan alat penukar kalor. III. Metodologi Penelitian, menguraikan tentang tahapan-tahapan penelitian dan

semua data yang dibutuhkan untuk perhitungan unjuk kerja air cooler generator. IV. Hasil dan Analisa Pembahasan , menguraikan tentang hasil penelitian dan

pembahasan hasil penelitian. V. Kesimpulan, menguraikan tentang kesimpulan dan saran dari hasil penelitian

tentang performance air cooler generator unit 7 PLTA Cirata

1.7. Waktu Dan Tempat Penelitian

Waktu observasi penelitian dimulai pada bulan Agustus 2016 sampai dengan bulan Desember 2016 bertempat di area unit 7 pada Pembangkit Listrik Tenaga Air Cirata berlokasikan Jl. Desa Cadas Sari Kecematan Tegalwaru, Kabupaten Purwakarta, Jawa Barat.

4


2. TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Pengertian Perpindahan Panas

Perpindahan panas adalah perpindahan energi panas atau kalor sebagai akibat adanya perbedaan temperatur. Jadi berdasarkan de finisi tersebut jika ada perbedaan temperatur antara dua media, perpindahan panas pasti terjadi. Cara perpindahan panas tersebut disebut modes of heat transfer. Jika ada gradient temperatur pada media yang diam, baik pada benda padat ataupun cairan perpindahan panas yang terjadi disebut konduksi. Jika ada gradient temperature antara benda padat dengan liquid yang mengalir disekitarnya perpindahan panas yang terjadi disebut konveksi. Semua permukaan yang memiliki temperatur memancarkan energi dalam bentuk gelombang elektromagnetik, sehingga ada atau tidak ada media perantara perpindahan panas pasti terjadi antara dua permukaan yang berbeda temperaturnya. Perpindahan panas yang demikian ini disebut radiasi. Menurut buku Heat Trasfer karya J.P Holman terbitan tahun 2010, dijabarkan system perpindahan paas yang terjadi sebagai berikut. 2.1.1. Konduksi

Perpindahan panas konduksi adalah perpindahan panas yang bergantung pada aktivitas pada level atom dan molekuler. Konduksi digambarkan sebagai perpindahan panas yang terjadi dari partikel yang berenergi lebih tinggi ke partikel yang berenergi lebih rendah dari suatu media sebagai akibat dari interaksi antar partikel tersebut. Pada gambar tersebut dapat dilihat bahwa partikel-partikel bergerak secara acak sehingga memungkin satu partikel bersinggungan dengan partikel yang lain. Sehingga apabila yang bersinggungan tersebut partikel yang berbeda tinggkat energinya maka perpindahan panas pasti terjadi. Jika T1>T2 maka akan terjadi perpindahan panas kearah sumbu x positif. Karena perpindahan panas konduksi terjadi akibat gerakan acak partikel maka juga disebut diffusi energi. Laju perpindahan diperlukan persamaan yang sesuai dengan mode dari perpindahan panas tersebut. Persamaan laju perpindahan panas konduksi satu dimensi pada dinding datar dikenal dengan persamaan (hukum) Fourier. Jika

5


T1>T2 maka ada distribusi temperatur kearah sumbu x T(x), persamaan laju perpindahan panas adalah: (J.P Holman ,2010 hal 2)

q=-kA

dT

(2-1)

dx

Dimana : •

q : Laju perpindahan panas (Watt) 

•

•



: Gradient temperatur

k : Konduktivitas panas (W/moC) adalah karakteristik individu material dinding.

•

A : Luasan perpindahan panas (m2) Tanda minus adalah konsekuensi bahwa panas berpindah dari lokasi yang

bertemperatur tinggi ke yang lebih rendah.

Gambar 2.1. Konduksi satu dimensi steady state. (J.P. Holman, 2010 hal 30) 2.1.2. Konveksi

Perpindahan panas konveksi didukung oleh gerakan acak molekuler dan gerakan makroskopik dari fluida diantara permukaan dan lapisan batas. Kontribusi dari gerak acak molekuler (diffusi) biasanya lebih dominan di daerah dekat dengan permukaan padat dimana pada daerah tersebut kecepatan aliran makroskopiknya nol. Jadi pada daerah tersebut (y=0) panas dipindahkan melalui mekanisme gerak acak molekuler. Kontribusi dari gerakan makroskopik fluida, dimulai pada daerah dimana sudah terjadi pertumbuhan lapisan batas, yang artinya kecepatan aliran fluida (kearah sumbu x) meningkat sedikit lebih besar dari nol.

6


Gambar 2.2. Perpindahan panas konveksi. (J.P. Holman, 2010 hal 12)

Perpindahan panas konveksi juga dikategorikan berdasarkan penyebab terjadinya aliran fluida. Jika aliran fluida yang terjadi disebabkan oleh faktor eksternal seperti: pompa, fan/blower atau juga angin pada udara atmosfer maka perpindahan panas konveksi yang terjadi disebut konveksi paksa (forced

convection). Jika aliran fluida dihasilkan oleh tarikan gaya Buoyancy yang dihasilkan oleh adanya variasi massa jenis fluida, variasi massa jenis dihasilkan oleh adanya perbedaan temperatur antara satu lokasi dengan lokasi yang lain dalam satu wadah maka disebut konveksi bebas atau konveksi alam. Untuk menghitung panas konveksi dapat menggunakan sebuah persamaan yang dikenal dengan nama Newton’s Law Of Cooling. (J.P. Holman, 2010 hal

10) (2-2)

q = hA(Ts - T ) 

Keterangan: •

q : perpindahan panas konveksi (Watt)

•

Ts : temperatur permukaan padat ( oC)

•

T∞ : temperatur rata-rata fluida ( oC)

•

h : koefisien perpindahan panas konveksi (W/m2 oC) Koefisien perpindahan panas konveksi tersebut tergantung pada kondisi

lapisan batas yang tergantung juga pada geometri permukaan, penyebab terjadinya aliran fluida, dan sifat-sifat termodinamika dari fluida. Untuk menyelesaikan beberapa persoalan perpindahan panas konveksi tersebut harus diketahui. Untuk patokan kasar harga dapat dilihat pada tabel 2.1 berikut.

7


Tabel 2.1. Harga tipikal dari koefisien perpindahan panas konveksi

(J.P. Holman, 2010 hal 11) h (W/m2 oK)

No

mode

1

Konveksi bebas / free convection

2

Plat vertikal 0.3 m di udara

4,5

Silinder horizontal diameter 5 cm di udara

6,5

Silinder horizontal diameter 5 cm di air

890

Konveksi paksa / forced convection Aliran udara 2 m/s pada plat kotak ukuran 0,2 m

12

Aliran udara 35 m/s pada plat kotak ukuran 0,75 m

75

Udara 2 atm mengalir di pipa 2,5 m pada 10 m/s

3

65

Air 0,5 kg/s mengalir di pipa 2,5 m Konveksi dengan perubahan phasa / convection

3500

with phase change Permukaan vertikal

4000-- 1.300

Pipa luar horizontal

9500-- 5.000

2.1.3. Radiasi

Radiasi thermal adalah emisi (pancaran) energi dari suatu material yang memiliki temperatur tertentu. Radiasi dapat dipancarkan baik oleh material padat, cair maupun gas. Mekanisme perpindahan panas secara radiasi ini dihubungkan dengan adanya perubahan konfigurasi elektron dari atom atau molekul material yang bersangkutan. Lebih lanjut medan energi radiasi ini dipancarkan sebagai gelombang elektromagnetik. Jadi perpindahan panas radiasi tidak memerlukan media seperti perpindahan panas konduksi dan konveksi.. Pancaran panas radiasi maksimum dari suatu permukan dihitung berdasarkan hukum Stefan-Boltzmann: (J.P. Holman, 2010 hal 13) q = A T4

8


Keterangan: •

q : perpindahan panas radiasi (Watt)

•

σ : konstanta Stefan-Bolztmann ( 5,67 x 10-8 W/m2 K4 )

•

T : temperatur radiasi (oC) Karena temperatur radiasi dipengaruhi oleh temperatur dinding dan

temperatur permukaan maka persamaan diatas dapat dijabarkan: q =  A Tw  Ts 4

4



(2-3)

Keterangan : •

Tw : temperatur dinding radiasi (oC)

•

Ts : temperatur permukaan ( oC)

Gambar 2.3. Pertukaran radiasi: (a) permukaan (b) antara permukaan dan lingkungan. (J.P. Holman, 2010 hal 19) 2.2. Alat Penukar Kalor

Alat penukar kalor (heat exchanger) merupakan sebuah alat yang berfungsi untuk menurunkan dan atau meningkatkan temperatur sebuah sistem dengan memanfaatkan suatu media pendingin atau pemanas sehingga kalor dapat berpindah dari temperatur tinggi ke temperatur rendah. Proses perpindahan panas tersebut dapat dilakukan secara langsung atau tidak dengan yang dimaksudkan sebagai berikut. 1. Alat penukar kalor yang langsung adalah dimana fluida yang panas akan bercampur secara langsung (direct contact) dengan fluida dingin (tanpa adanya pemisah) dalam suatu bejana atau ruangan tertentu. 2. Alat penukar kalor yang tidak langsung adalah dimana fluida panas tidak berhubungan langsung (indirect contact) dengan fluida dingin. Jadi proses

9


perpindahan panasnya itu mempunyai media perantara seperti pipa, plat atau peralatan jenis lainnya. 2.2.1. Jenis-Jenis Penukar Kalor

Alat penukar kalor (heat exchanger) secara tipikal diklasifikasikan berdasarkansusunan aliran (flow arrangement) dan tipe konstruksi. Penukar kalor yang paling sederhana adalah satu penukar kalor yang mana fluida panas dan dingin bergerak atau mengalir pada arah yang sama atau berlawanan dalam sebuah pipa berbentuk bundar (atau pipa rangkap dua). Pada susunan aliran sejajar (parallel-flow arrangement) yang ditunjukkan Gambar 2.4a, fluida panas dan dingin masuk pada ujung yang sama, mengalir dalam arah yang sama dan keluar pada ujung yang sama. Pada susunan aliran berlawanan (counter flow

arrangement) yang ditunjukkan Gambar 2.4b, kedua fluida tersebut pada ujung yang berlawanan, mengalir dalam arah yang berlawanan, dan keluar pada ujung yang berlawanan.

Gambar 2.4. Penukar kalor pipa konsentris (a) parallel flow (b) counter flow.

(Theodore; Adrienne; Incropera ; Dewitt, 2011)

Gambar 2.5. Penukar kalor aliran melintang tidak bersirip dengan fluida bercampur dan tidak bercampur. (J.P. Holman, 2010 hal 531)

10


Gambar 2.6. Penukar kalor aliran melintang bersirip dengan kedua fluidanya tidak campur. (J.P. Holman, 2010 hal 531)

Sebagai alternatif, fluida panas dan dingin bergerak dalam arah melintang (tegak lurus satu dengan yang lain), seperti yang ditunjukkan oleh alat penukar kalor berbentuk pipa besirip dan tidak bersirip pada Gambar 2.5. Kedua konfigurasi ini secara tipikal dibedakan oleh sebuah perlakuan terhadap fluida di luar pipa sebagai fluida campur atau fluida tak campur. Gambar 2.6, fluida disebut luida tak campur karena sirip-sirip menghalangi gerakan fluida dalam satu arah (y) gerak tersebut melintang ke arah aliran utama (x). kasus ini temperatur fluida bervariai terhadap sumbu x dan y. bedanya adalah untuk berkas pipa yang tidak bersirip pada Gambar 2.5, gerakan memungkinkan untuk fluida bercampur dan variasi temperaturnya semata- mata hanya pada arah aliran utama. Karena aliran dalam pipa tidak bercampur, maka kedua fluida tidak bercampur untuk alat penukar kalor bersirip, sementara untuk satu fluida campur dan satu fluida lagi tidak bercampur untuk alat penukar kalor tidak bersirip. Sifat dari kondisi pencampuran itu secara signifikan bisa mempengaruhi performa penukar kalor.

11


Gambar 2.7. Inti dari compact heat exchangers (J.P. Holman, 2010 hal 556)

Berdasarkan kerapatan permukaannya ( surface compactness) penukar kalor dapat dibagi menjadi empat macam pada fasa gas dengan cair

1. Compact Heat Exchanger 2. Meso Heat Exchanger 3. Mikro Heat Exchanger 4. Shell and Tube Heat Exchanger 2.2.1.1. Compact Heat Exchanger

Penukar kalor yang sangat penting adalah penukar kalor kompak (compact heat exchanger) yang mempunyai luas permukaan yang sangat besar per satuan volum. Penukar kalor jenis ini sangat cocok untuk penerapan dalam aliran gas dimana nilai panas yang lebih rendah. Kays dan London telah mempelajari penukar kalor jenis ini secara mendalam. Perpindahan kalor dan faktor gesekan untuk contoh penukar kalor kompak ditunjukkan dalam Gambar 2.8. Bilangan stanton (Stanton Number) dan Bilangan Reynold (Reynold

Number) didasarkan atas kecepatan massa pada luas penampang aliran minimum dan diameter hidraulik.

12


Gambar 2.8. Perpindahan kalor dan faktor gesekan untuk penukar kalor tabung bundar bersirip. (J.P. Holman, 2010 hal 556)

Macam- macam penukar kalor jenis compact heat exchanger diantaranya adalah circular finned tubes, finned flat tubes, dan plate fin-tubes heat

exchanger. 2.2.1.1.1. Efisiensi Sirip

Berdasarkan buku Heat Trasfer karya J.P. Holman : tenth edition terbitan tahun 2010, Pada perancangan Plate fin-tubes heat exchanger persamaan-persamaan yang dipakai dalam menentukan karakteristik permukaan, efisie nsi sirip. Efisiensi pada sirip dapat didapat dengan persamaan berikut.  fin

=

tanh (ml)

(2-4)

ml

Dimana: m=

2h kt

13


Keterangan: •

ηf : efisiensi sirip

•

2 m : kedalaman aliran perpindahan panas (/m )

•

h : Koefisien perpindahan kalor (W/m2 ºC)

•

k : Konduktivitas kalor (W/m ºC)

•

t : Tebal sirip (m)

•

l : Panjang pipa (m)

Gambar 2.9. Grafik efisiensi untuk penukar kalor plat sirip lurus (J.P.

Holman, 2010 hal 50) Dengan menggunakan hubungan variabel maka dapat diperoleh nilai efisiensi sirip. Keefektifan permukaan menyeluruh dapat ditentukan dengan menentukan efisiensi sirip total sisi udara menurut buku Heat Exchanger;

Selection, rating, and thermal design (Sadic et al hal 356) h

= 1-

Af

- (1 -  f )

(2-5)

At

Dimana : At = Au+Afin Keterangan : •

ηh : efisiensi sirip total pada udara

•

2 At : luasan total sirip (m )

•

2 Afin : luasan sirip (m )

•

2 Au : luasan tanpa sirip (m )

14


2.2.2. Persamaan-Persamaan Analisa Perpindahan Panas Penukar Kalor

Berdasarkan pedoman dari buku Heat Transfer (J.P. Holman, 2010) dan buku Heat Exchanger; Selection, rating, and thermal design (Sadic et al) yang digunakan dalam analisa perhitungan plate finned-tubes compact heat exchanger. 2.2.2.1. Koefisien Perpindahan Panas Pada Sistem

Koefisien panas pada sistem yang terjadi pada heat exchanger terbagi menjadi 2 bagian, yaitu terjadi pada pipa dan sirip. 2.2.2.1.1. Koefisien Perpindahan Panas Pada Pipa Koefisien perpindahan panas pada sisi pipa bergantung pada harga

bilangan Reynold, sedangkan bilangan Reynold bergantung pada kecepatan fluida dan sifat–sifat termodinamika yang dimiliki oleh fluida tersebut , sehingga persamaannya adalah sebagai berikut : (J.P Holman, 2010, hal. 217). Re d

vd in

(2-6)





Keterangan : •

Red : Bilangan Reynold

•

ρ

•

din : Diameter tube (m)

•

µ : Viskositas dimanik (Kg/m.s)

: Massa jenis fluida (Kg/m3)

Dengan didapatkannya hasil bilangan Reynold, maka dapat diketahui jenis aliran yang terjadi pada sisi tube yaitu laminer, turbulen atau transisi yang kemudian akan dimasukkan dalam menentukan bilangan Nusselt. Bilangan Nusselt diperlukan untuk menghitung koefisien perpindahan panas baik pada shell maupun tube. Penukar kalor yang memiliki aliran fluida turbulen (Red > 2000), menggunakan persamaan bilangan Nusselt. (J.P

Holman, 2010, hal. 280) Nu d

= 0,023 Red0,8 Prn

(2-7)

Dimana: n = 0,4 (untuk pemanasan) n = 0,3 (untuk pendinginan)

Keterangan : •

Nud : Bilangan Nusselt (Nusselt Number)

15


•

Red : Bilangan Reynold (Reynold Number)

•

Pr : Bilangan Prandtl (Prandtl Number) Untuk aliran fluida laminer (Red < 2000) digunakan persamaan bilangan

Nusselt 2.3 (J.P Holman, 2010, hal. 283).

 d in   Re d  l 

0.0668 Nu d

 3.66 

Pr

(2-8) 2

 d in   Re d  l 

1  0.04

3

Pr



Untuk aliran fluida turbulen (10 < L/d <400) digunakan persamaan bilangan Nusselt 2.4. (J.P Holman, 2010, hal. 282) 1

Nu d = 0.036 Re x

0.8

Pr 3

.

 d in     l 

0.055

(2-9)

Keterangan : •

l

: Panjang pipa (m)

Koefisien perpindahan kalor pada sisi tube dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan diatas. hc



Nu d

(2-10)

k d in

Keterangan : : Koefisien perpindahan kalor sisi tube (W/m2 ºC)

•

hc

•

Nud : Bilangan Nusselt (Nusselt Number)

•

k : Konduktivitas kalor (W/m ºC)

•

din : Diameter tube (m)

2.2.2.1.2. Perpindahan Panas Pada Plat Datar Menurut persamaan Colburn Modulus, nilai konveksi perpindahan

panas juga dapat terjadi karena adanya stanton number dimana dirumuskan seperti referensi buku Heat Exchanger; Selection, rating, and thermal design

(Sadic et al hal 351 ) 2

j = St Pr 3

16

(2-11)


Jika nilai Prandtl number didapat melalui data tabel ataupun persamaan dan Stanton number dirumuskan sebagai berikut. (J.P Holman, 2010, hal. 258) (2-12) Nu L St



Pr Re L

Persamaan nusslet number untuk aliran yang melewati plat memiliki karakteristik yang berbeda dengan yang melewati didalam pipa. Dalam karakteristik ini terdapat 2 jenis aliran yaitu aliran laminar dan transisi. Untuk aliran laminar dapat menggunakan persamaan nusselt number sebagai berikut. (JP Holman, 2010 hal 236 ) 1 1 (2-13) Nu L 0,664 Re L 2 Pr 3 

Jika korelasi ReL < 5x105 Untuk aliran laminar-turbulen atau yang lebih dikenal dengan aliran transisi dapat menggunakan persamaan sebagai berikut. (JP Holman, 2010 hal 248 ) 1 (2-14) 0, 8 Nu L Pr 3 (0,037 Re L 871) 

Jika korelasi ReL < 5x10



7

Menurut pedoman untuk mencari Reynold number untuk aliran bebas melewati permukaan datar. (J.P Holman, 2010, hal. 236) Re L

vl fin

(2-15)





Keterangan: •

ρ : Densitas udara (kg/m 3)

•

v : Kecepatan udara (m/s)

•

lfin : Panjang benda yang dilalui aliran (m)

•

μ : Viskositas absolut udara (kg/m.s)

Dengan demikian nilai konveksi perpindahan panas yang terjadi pada keseluruhan dapat dirumuskan menurut referensi buku (J.P Holman, 2010, hal. 282) h = St G c p (2-16) dimana,

G=

 m A ff

Keterangan: •

h : Koefisien perpindahan kalor (W/m2 ºC)

17


•

St : Stanton number

•

cp : Panas jenis spesifik (kJ/kg ºC)

•

G : Mass velocity (kg/m2 s)

•

ṁ : Laju aliran massa (kg/s)

2.2.2.2. Koefisien Konveksi Menyeluruh Pada Sistem Koefisien perpindahan kalor menyeluruh sistem bisa didasarkan atas luas-

dalam atau luas-luar tabung seperi adanya sirip maupun temperatur fluida . Koefisien perpindahan panas menyeluruh ditentukan. Maka dalam pengaruh temperatur lingkungan pada permukaan tube dan permukaan sirip maka koefisien konveksi perpindahan panas yang terjadi dapat dijabarkan menjadi berikut. 1

UA



1

hc Atube



(2-17)

1  oh hh

A fin

Dimana: •

U : Perpindahan panas menyeluruh (W/m2 ºC)

•

hc : Koefisien perpindahan kalor sisi tube (W/m2 ºC)

•

hh : Koefisien perpindahan kalor sisi sirip(W/m2 ºC)

•

Atube : Luas penampang tube (m2)

•

Afin : Luas penampang sirip (m2)

2.2.2.3. Faktor Pengotoran

Pengotoran dapat didefinisikan sebagai pembentukan lapisan deposit pada permukaan perpindahan panas dari suatu bahan atau senyawa yang tidak diinginkan. Pembentukan lapisan deposit ini akan terus berkembang selama alat penukar kalor dioperasikan. Akumulasi deposit pada alat penukar kalor menimbulkan kenaikan pressure drop dan menurunkan efisiensi perpindahan panas (J.P. Holman, 2010 hal. 527). Faktor pengotoran harus didapatkan dari percobaan, yaitu dengan menentukan U (koefisien perpindahan kalor keseluruhan) untuk kondisi bersih (UC) dan kondisi kotor (UD) pada penukar kalor itu. Oleh karena itu, faktor pengotoran didefinisikan sebagai berikut.

18


RF

1 

UD

(2-18)

1 

UC

Dimana: •

RF : faktor pengotoran

•

UC : Perpindahan panas menyeluruh pada kondisi bersih (W/m2 ºC)

•

UD : Perpindahan panas menyeluruh pada kondisi bersih (W/m 2 ºC) Tabel 2.2. Faktor pengotoran. (J.P. Holman, 2010 hal. 527)

2.2.2.4. Log Mean Temperature Difference (ΔTLMTD)

Fluida dapat mengalir baik dalam aliran paralel atau aliran silang, dan suhu profil untuk dua kasus ini ditunjukkan pada Gambar 2.10. bertujuan untuk menghitung perpindahan panas dalam pengaturan pipa ganda ini.

Gambar 2.10. Profil temperatur penukar kalor: (a) paralel flow (b)counter flow

(J.P. Holman, 2010 hal. 532)

Dimana: q=UA

19

TLMTD

(2-19)


Keterangan: •

U = koefisien total perpindahan panas (W/m 2 ºC)

•

A = luas permukaan perpindahan panas (m 2)

•

ΔTLMTD = temperatur perbedaan rata-rata yang melewati heat exchanger (ºC) Inspeksi gambar menunjukkan bahwa perbedaan suhu antara panas dan

dingin fluida bervariasi antara inlet dan outlet, dan kita harus menentukan nilai rata-rata. Untuk aliran paralel penukar panas ditunjukkan pada Gambar 2.4, panas ditransfer melalui elemen daerah dA dapat ditulis: dq = -ṁhChdTh = ṁcCcdTc Subskrip h dan c menunjuk fluida panas dan dingin, masing-masing. Transfer panas bisa juga dinyatakan: dq = U(Th-Tc)dA Membandingkan Persamaan – Persamaan diatas, kita temukan bahwa rata-rata perbedaan suhu adalah pengelompokan dengan demikian: T  T  Th1  Tc1 TLMTD  h 2 c 2  T  Tc 2   ln  h 2  Th1  Tc1 

Dimana: ΔT1 = Th1 – Tc1 ΔT2 = Th2 – Tc2 Keterangan: •

Th1: Temperatur pada udara panas (oC)

•

Th2 : Temperatur pada udara dingin (oC)

•

Tc1 : Temperatur pada air dingin ( oC)

•

Tc2 : Temperatur pada air panas ( oC)

Dengan demikian, penyederhanaan dari persamaan diatas:

T

LMTD



T  T 2

1

(2-20)

 T2   T   1

ln 

20


Gambar 2.11. Faktor koreksi penukar kalor dengan satu melewati empat atau lebih laluan shell melewati tabung. (J.P. Holman, 2010 hal 534)

Gambar 2.12. Faktor koreksi penukar kalor untuk single-pass lintas aliran.

(J.P. Holman, 2010 hal 536)

21


Dimana faktor koreksinya: P



R



Tc 2



Th1



Th 2

Th1



Th 2

Tc 2



(2-21)

Tc1

(2-22)

Tc1

Keterangan : F : Faktor Koreksi ∆TLMTD •

•

Th1 : Temperatur masuk fluida panas (oC)

•

Th2 : Temperatur keluar fluida panas ( oC)

•

Tc1 : Temperatur masuk fluida dingin (oC)

•

Tc2 : Temperatur keluar fluida dingin (oC)

2.2.2.5. Laju Perpindahan Panas Penukar Kalor

Laju perpindahan panas pada penukar kalor mempergunakan persamaan setelah didapatkan dalam metoda perhitungan number of transfer unit (NTU).

(J.P. Holman, 2010 hal 540)

q



Cmin (T2



T1 )

(2-23)

Dimana : Cmin = ṁh .cph Keterangan : •

q : Laju perpindahan panas (Watt)

•

Cmin : Kapasitas panas minimal(W/ ºC)

•

T2 : Temperatur keluar ( oC)

•

T1 : Temperatur masuk (oC) Dari persamaan diatas terlihat bahwa untuk mengetahui besarnya laju

perpindahan panas pada suatu penukar kalor, harus ditentukan terlebih dahulu besarnya koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U), luas permukaan perpindahan kalor (A), beda suhu rata-rata dalam penukar kalor (ΔTLMTD) serta faktor koreksi. 2.2.2.6. Efektivitas Penukar Kalor – Metoda NTU

Pendekatan LMTD untuk memanaskan penukar analisis ini berguna ketika inlet dan saluran keluar yang mudah ditentukan. Pendekatan LMTD kemudian dengan mudah dihitung, dan aliran panas, luas permukaan, atau

22


keseluruhan perpindahan panas koefisien dapat ditentukan. Ketika inlet atau suhu keluar yang harus dievaluasi untuk penukar panas yang diberikan, analisis sering melibatkan prosedur iterasi karena fungsi logaritma di LMTD. Dalam kasus analisis dilakukan lebih mudah dengan

memanfaatkan metode

berdasarkan efektivitas penukar panas dalam mentransfer jumlah yang diberikan panas. Metode efektivitas juga menawarkan banyak keuntungan untuk analisis masalah di mana perbandingan antara berbagai jenis penukar panas harus dibuat untuk tujuan memilih jenis yang paling cocok untuk mencapai tujuan transfer panas tertentu. (J.P. Holman, 2010 hal 540) Efektivita s



q q

max

Dimana: •

•

q : Perpindahan panas aktual (Watt) qmax : Perpindahan panas maksimum (Watt) Perpindahan panas aktual sebenarnya dapat dihitung dengan menghitung

baik energi yang hilang oleh panas cairan atau energi yang didapat oleh cairan dingin. Pertimbangkan paralel aliran dan kontra aliran panas penukar ditunjukkan pada Gambar 2.6 untuk aliran penukar silang. q = ṁhCh(Th1- Th2) = ṁcCc(Tc1- Tc2) Untuk menentukan perpindahan panas maksimum yang mungkin untuk penukar, terlebih dahulu mengenali bahwa nilai maksimum ini bisa dicapai jika salah satu dari fluida yang menjalani suhu mengubah sama dengan perbedaan suhu ini maksimum di exchanger, yang perbedaan suhu masuk untuk fluida panas dan dingin. Fluida yang mungkin menjalani perbedaan suhu maksimum ini adalah salah satu yang memiliki nilai minimum ṁc karena keseimbangan energi mensyaratkan bahwa energi yang diterima oleh salah satu cairan sama dengan yang diberikan oleh fluida lainnya; jika kita membiarkan fluida dengan nilai yang lebih besar dari ṁc melalui perbedaan suhu maksimum, ini akan membutuhkan bahwa fluida lainnya menjalani perbedaan suhu lebih besar dari maksimum, dan ini adalah mustahil. Jadi, maksimum perpindahan panas mungkin dinyatakan sebagai:

23


qmax = (ṁC)min(Thi- Tci) Fluida minimum mungkin baik panas atau dingin cairan, tergantung pada tingkat aliran masal dan panas spesifik. Untuk aliran penukar silang:   h

  c

 h c h Th1 m



 m



Tc 2



Tc 2

h

 T

ch

h1

m  c cc Tc1

 c cc m

 T

h1



Th 2

Tc 2

 



 



T T

h1 h1

T T

c1 h1



Th 2



Tc 2



Tc 2



Tc 2

Hubungan efektivitas pada penukar kalor

   

secara khas melibatkan

besaran tanpa dimensi. C

C min 

C max

Untuk memperoleh nilai Cmin dan Cmax diperlukan rumus sebagai berikut :

ṁc = Qc ρc ṁh = Qh ρh Cc = ṁc cp-c Ch = ṁh cp-h Sehingga nilai NTU dapat dicari dengan menggunakan persamaan berikut : NTU

U 



(2-24)

A

C min

Keterangan : •

U : Koefisien perpindahan panas menyeluruh (W/m 2 ºC)

•

A : Luasan area perpindahan panas pada penukar kalor (m2)

•

Cmin : Kapasitas panas minimal(W/ ºC)

•

C : Rasio kapasitas

•

ṁ : Laju aliran massa (kg/s)

•

ρ : Massa jenis (kg/m3)

•

cp : Spesific heat (kJ/kg ºC)

•

Q : Laju aliran fluida (m 3/s) Fluida minimum adalah selalu yang mengalami perbedaan suhu lebih

besar dalam penukar panas, dan perbedaan suhu maksimum di penukar panas selalu perbedaan suhu inlet dari fluida panas dan dingin. Dengan demikian

24


menunjukkan bahwa hasil untuk efektivitas ketika cairan panas adalah fluida minimum, kecuali ṁhCh dan ṁcCc dipertukarkan. Sebagai konsekuensinya, efektivitas ditulis:





C min





C max

1  exp NTU 1 



1  C min  C max 

  

(2-25)

  

Dimana C = ṁC didefinisikan sebagai tingkat kapasitas. Analisis serupa dapat diterapkan untuk kasus aliran silang dan fluida tidak tercampur untuk hasil efektivitas:

    C  0 , 22   exp NTU  min  NTU   1  C max       1  exp   C min      NTU 0, 22   C max    

(2-26)

Gambar 2.13. Efektivitas untuk aliran penukar panas cross-flow dengan fluida tidak dicampur (J.P. Holman, 2010 hal 544)

25


3. METODOLOGI PENELITIAN 3.1. Diagram Alir Penelitian

Diagram alir penelitian dalam bentuk flow chart diserati dengan penjelasan isi flow chart digunakan dalam analisa unjuk kerja perpindahan panas pada air

cooler generator unit 7 PLTA Cirata ini agar berjalan secara sistematis dan mempermudah pekerjaan yang dilakukan. 3.1.1. Flow Chart

Tahapan yang dibentuk dengan diagram flow chart dalam analisa ini dapat dilihat pada gambar 3.1. dibawah ini.

Mulai

Study literature tentang air cooler generator unit 7

PLTA Cirata Mengumpulkan data teknik air cooler generator unit 7 PLTA Cirata

Memperoleh data teknik air cooler generator mulai dari temoeratur fluida kerja dsb

Referensi unjuk kerja dan perhitungan air cooler generator pada buku dan jurnal

1

26


1

Melakukan perhitungan unjuk kerja perpindahan panas air cooler generator

Memperoleh hasil perhitungan h, q, ΔTLMTD, NTU, ϵ

Tidak

Hasil unjuk kerja perpindahan panas 0 ϵ  1 Th234ºC Ya Hasil pembahasan pengaruh NTU dan ΔTLMTD pada hasil efektivitas (ϵ)

Kesimpulan

Selesai

Gambar 3.1. Diagram alir penelitian unjuk kerja air cooler generator unit 7 PLTA Cirata 3.1.2. Penjelasan Flow Chart

Mula mula penulis dalam penelitian yang pertama perlu diketahui dengan melakukan studi literatur mengenai air cooler generator yang baru di unit 7 PLTA cirata karena tergolong kategori retrofit bahan menjadi stainless steel. Penulis mengumpulkan data teknik atau data spesifikasi air cooler generator serta data 27


temperatur ketika air cooler generator beroperasi seperti data air masuk, air keluar, udara masuk dan udara keluar. Data yang didapat dari buku manual guide

air cooler generator dan didapat juga dari parameter manometer yang terdapat pada turbine control panel unit 7 PLTA Cirata. Setelah didapatkan data-data pengukuran, penulis mencari referensi perhitungan yang tepat dengan menggunakan metoda NTU untuk mengetahui efektivitas air cooler generator dengan perhitungan manual yang harus didapat antara lain mass flow rate, mass velocity, Reynold number, Prandtl number,

nusselt number, koefisien konveksi, laju perpindahan panas, log mean temperatur difference, number of transfer unit hingga hasil akhir efektivitas air cooler generator. 3.2. Lokasi Penelitian

Lokasi penelitian dilakukan pada air cooler generator PLTA Cirata unit 7, dan penetapan titik pengambilan data sampel sesuai kebutuhan dengan memanfaatkan alat deteksi atau indikator yang telah ada.

Gambar 3.2. Pemasangan air cooler generator unit 7 PLTA Cirata.

(Dokumentasi pribadi dengan izin instansi)

Penelitian ini dilakukan di air cooler generator dan turbine control panel (TCP) PLTA Cirata unit 7, yaitu : 1. Temperatur air pendingin masuk dan keluar pada air cooler generator. 2. Temperatur udara keluar dan masuk pada air cooler generator.

28


Gambar 3.3. Air cooler generator tipe compact heat exchanger continuous fin.

(Dokumentasi pribadi dengan izin instansi)

Gambar 3.4. Turbine Control Panel (TCP) pada PLTA Cirata. (Dokumentasi

pribadi dengan seizin instansi)

Pengambilan sampel data dilakukan pada saat unit operasi dalam kondisi pengujian sistem LFC (Load Frequency Control) dimana beban pada generator diatur secara otomatis oleh tegangan dan frekuensi sistem 500kV Jawa-MaduraBali.

29


3.3. Analisis Penelitian

Data yang diperoleh berdasarkan data dilapangan (record local) serta data pada ruang kontrol unit pembangkit yang dicatat oleh operator dan selanjutnya dipergunakan untuk perhitungan neraca energi pada air cooler generator. Pendekatan yang dilakukan dalam penelitian ini adalah pendekatan kuantitatif yaitu data hasil pencatatan pada peralatan pendingin diolah dan disajikan dalam bentuk deskriptif analisis. 3.4. Rancangan Penelitian

Setelah dilakukan survey lapangan tepatnya pada air cooler generator Unit 7 di Pembangkit Listrik Tenaga Air (PLTA) Cirata. Proses pengambilan data pada sistem air cooler generator dilakukan dengan menggunakan peralatan dan alat ukur yang tersedia maupun peralatan sendiri yang nantinya digunakan untuk proses analisa dan perhitungan lebih lanjut. adapun data-data yang di peroleh sebagai berikut : 3.4.1. Data Teknik Air Cooler Generator

Tabel 3.1. Spesifikasi data teknik air cooler generator unit 7. (Sirroco, 2016)

DATA TEKNIK AIR COOLER

GENERATOR UP CIRATA

UNIT 7 PLTA CIRATA

No

Make : Sirocco 1

Pabrikan Tipe Air Cooler

Type : Air cooler type fin tube Heat Exchanger compact Serial : 16 KDL-E-37-4-1500-4-2,0

2

Tube Material

Stainless steel 316L do = Ø 16,7 mm di = Ø 15,4 mm

3

Dimensi Tube

L

= 1500 mm

Jarak sejajar vertical antar tube = 55,1 mm Jarak sejajar horizontal antar tube = 36,2 mm

30


Jarak sejajar diagonal antar tube = 32,5 mm

4

Tipe

dan

tube

Jumlah tube

Triangular 146 buah Panjang : 1430 mm

5

6

7

8 9

Ukuran tube seat Jumlah

Laluan

Aliran Temp.

Udara

: 201 mm : 15,3 mm

4 Laluan

Air inlet temperatur

: 62oC

Air outlet temperatur : 31oC

pendingin Temp.

Lebar Tebal

Air

Cooling water inlet temp

: 24oC

pendingin

Cooling water outlet temp : 28oC

Test pressure

12 bar

Operating 10

11 12 13

8 bar

pressure Material

Fin

(sirip) Tebal Fin (sirip) Panjang

Fin

Stainless steel 316L 0,15 mm Panjang = 1550 mm

(sirip)

Lebar

14

Jumlah Fin

868 Fin

15

Jarak antar fin

1500 mm / 868 mm = 1,278 mm

16

Debit udara

20130 m3/h

17

Debit air

34 m3/h

31

= 128 mm


Gambar 3.5. Instalasi water supply air cooler generator unit 7 PLTA Cirata. (Data operation and maintenance HEPP Cirata)

Gambar 3.6. Desain tampak atas generator unit 7 beserta air cooler generator.

(Data operation and maintenance HEPP Cirata )

Gambar 3.7. Desain tampak depan air cooler generator unit 7 PLTA Cirata.

(Data operation and maintenance HEPP Cirata )

32


3.4.2. Data Fluida

Data fluida didapatkan berdasarkan hasil survey langsung ketika air

cooler generator sedang beroperasi dengan beban aktif (MW) dan beban reaktif (MVar) yang terjadi pada generator ketika unit pembangkit beroperasi. 1. Data Fluida Air Masuk Dari Air Cooler Generator •

•

Fluida kerja Temperatur kerja

: air tawar : 24o C

Dilihat dari tabel 3.2 yang merujuk pada referensi Table A.9. Properties of

water (saturated liquid). Tabel 3.2. Nilai propertis dari air tawar. (J.P. Holman, 2010 hal 662)

Dari data tabel diatas (tabel terlampir pada lampiran 2), tidak ditemukan nilai untuk temperatur air masuk 24 oC, maka dilakukan interpolasi pada temperatur yang mendekati yaitu temperatur 21,11oC dan 26,67oC maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: •

Specific heat (cp)

: 4,179 kJ/kgoC 3

•

Density (ρ) : 996,568 kg/m Viscositas absolut (µ) : 9,195 x 10

•

Conductivitas thermal (k) : 0,609 W/m oC

•

Pr

•

-4

kg/m.s

: 6,296

2. Data Fluida Air Keluar Dari Air Cooler Generator •

Fluida kerja

: air tawar

•

Temperatur kerja

: 28o C

33



water (saturated liquid). Tabel 3.3. Nilai propertis dari air tawar. (J.P. Holman, 2010 hal 662)

Dari data tabel diatas (tabel terlampir pada lampiran 2), tidak ditemukan nilai untuk temperatur air keluar 28 oC, maka dilakukan interpolasi pada temperatur yang mendekati yaitu temperatur 26,67oC dan 32,22oC maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: : 4,178 kJ/kgoC

•

Specific heat (cp)

•

Density (ρ)

•

Viscositas absolut (µ)

3

: 995,584 kg/m : 8,372 x 10

-4

kg/m.s

o

•

Conductivitas thermal (k) : 0,616 W/m C

•

Pr

: 5,675

3. Data Fluida Udara Masuk Melalui Air Cooler Generator •

Fluida kerja

: udara

•

Temperatur kerja

: 62o C = 335,15 K


air at atmospheric pressure.

34


Tabel 3.4. Nilai propertis dari udara bebas. (J.P. Holman, 2010 hal 658)

Dari data tabel diatas (tabel terlampir pada lampiran 1), tidak ditemukan nilai untuk temperatur udara masuk 335,15 K, maka dilakukan interpolasi pada temperatur yang mendekati yaitu temperatur 300 K dan 350 K maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: •

Density (ρ)

•

Specific heat (cp)

•


3

: 1,051 kg/m

: 1,008 kJ/kgoC : 2,007 x 10

-5

kg/m.s

-6

: 19,254 x 10 m2/s

•

Viscositas kinematik (ʋ)

•


•

α

•

Pr

: 0,276 m

2

/s

: 0,7

4. Data Fluida Udara Keluar Melalui Air Cooler Generator •

Fluida kerja

: udara

•

Temperatur kerja

: 32o C = 305,15 K


air at atmospheric pressure. (J.P. Holman, 2010 hal 658)

35


Tabel 3.4. Nilai propertis dari udara bebas. (J.P. Holman, 2010 hal 658)

Dari data tabel diatas (tabel terlampir pada lampiran 1), tidak ditemukan nilai untuk temperatur udara keluar 305,15 K, maka dilakukan interpolasi pada temperatur yang mendekati yaitu temperatur 300 K dan 350 K maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: 3

•

Density (ρ)

•

Specific heat (cp)

•


•


•


•

α

•

Pr

: 1,163 kg/m

: 1,006 kJ/kgoC : 1,87 x 10

-5

kg/m.s

: 16,212 x 10-6 m2/s

: 0,295 m

2

/s

: 0,707

3.5. Perhitungan Data

Setelah didapatkan dari data teknis air cooler generatorserta data hasil pengukuran, hasil yang didapatkan dijelaskan secara detail pada tabel 3.1, maka langkah-langkah dalam perhitungan efektivitas air cooler generator pada Pembangkit Listrik Tenaga Air (PLTA) Cirata unit 7 dijabarkan sebagai berikut. 1. Perhitungan Efisiensi Pada Sirip Efisiensi pada sirip dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 2-4

hingga persamaan 2-5 dilengkapi dengan grafik yang tercantum pada gambar 2.9 yang semuanya terdapat pada bab 2. 2. Perhitungan Koefisien Konveksi Koefisien konveksi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 2-6

hingga persamaan 2-13 yang terdiri dari mass flow rate, mass velocity, reynold

36


number, Prandtl number, nusselt number, dan stanton number yang terdapat pada bab 2. 3. Perhitungan Laju Perpindahan Panas Laju perpindahan panas dapat dihitung dengan persamaan 2-4 dan juga

menggunakan hasil dari persamaan 2-19 pada bab 2. 4. Perhitungan Log Mean Temperature Difference Log mean temperature difference atau temperatur koreksi dapat dihitung

menggunakan persamaan 2-15 dan persamaan 2-16 dibantu dengan grafik pendukung pada gambar 2.11 dan 2.12 pada bab 2. 5 Perhitungan Efektivitas - Metode NTU Menghitung efektivitas menggunakan metode number of transfer unit

(NTU) dapat dihitung dengan persamaan 2-20 sampai dengan persamaan 2-22 dibantu grafik pendukung pada gambar 2.13 pada bab 2. 3.6. Analisis Data

Analisis data dilakukan setelah semua data perhitungan yang dibutuhkan terkumpul dengan lengkap. Data-data yang akan dianalisis diantaranya sebagai berikut.

1. Analisis Log Mean Temperature Difference Analisa yang dapat dilakukan pada hasil log mean temperature difference

adalah perbedaan yang dihasilkan dari aliran fluida dingin dan panas pada air

cooler generator. Ketika hasil log mean temperature difference atau perbedaan temperatur tinggi pada sisi inlet dan sisi outlet maka semakin besar perpindahan panas yang terjadi yang artinya peralatan heat exchanger atau air cooler

generator menghasilkan perpindahan panas yang maksimal begitu pula sebaliknya. 2. Analisis Efektivitas – Metode NTU Analisa yang dapat dilakukan pada hasil efektivitas dari metode NTU adalah

menghitung perpindahan panas pada peralatan air cooler generator setelah didapatkan data hasil log mean temperature difference serta mementukan semakin besar efektivitas yang terjadi maka perpindahan panas yang terjadi mencapai hasil maksimal yang dapat dilakukan oleh air cooler generator begitu pula sebaliknya.

37


3.7. Penarikan Kesimpulan

Setelah analisis yang dilakukan sesuai dengan tujuan tugas akhir ini, maka dapat ditarik kesimpulan tujuan pada unjuk kerja air cooler generator pada unit 7 PLTA Cirata tercapai atau tidaknya. Selain itu, kesimpulan berisi mengenai hal-hal penting dari analisis efektivitas yang dihasilkan dari perhitungan ini.

38


4. HASIL DAN ANALISA PEMBAHASAN

4.1. Data Desain Air Cooler Generator

Dalam perhitungan efektivitas penukar kalor air cooler generator diperlukan data desain atau data commisioning dan data operasional penukar kalor secara aktual yang terdapat pada tabel 3.1 dengan parameter-parameter yang dibutuhkan dalam perhitungan. 4.1.1. Perhitungan Distribusi Fluida Pada Air Cooler Generator

Perhitungan manual ini untuk mencari hasil kecepatan, luasan dan kapasitas yang akan dilalui oleh fluida air dan udara A. Fluida air Pada data yang terdapat pada tabel 3.1 bahwa data desain air cooler generator didapatkan: •

Panjang tube (ptube) = 1,5 m

•

Diameter luar (dout) = 0,0167 m

•

Diameter dalam (din) = 0,0154 m

•

Kapasitas air (Qc) = 34 m 3/h = 0,00945 m 3/s Dari data tersebut, diperlukan perhitungan mencari luasan (Atube) area pipa

(tube) sebagai berikut: Atube



2rout (rout

Atube



2 .0,00835.(0,00835  1,5)

Atube



0,079 m 2



p tube )

Setelah didapatkan hasil perhitungan luasan, maka didapat kecepatan air (vi) yang melewati pipa (tube) didalam air cooler generator: vi



vi



vi



Qc Atube

0,00945 0,079 0,119 m / s

39


B. Fluida Udara Pada data yang terdapat pada tabel 3.1 bahwa data desain air cooler

generator didapatkan: •

Panjang sirip (pfin) = 1,55 m

•

Lebar sirip (lfin) = 0,128 m

•

Tebal sirip (tfin) = 0,00015 m

•

Jumlah sirip (nfin) = 868

•

Kecepatan udara (vo) = 1,8 m/s Dari data tersebut, diperlukan perhitungan mencari luasan yang dilalui

udara melewati heat exchanger sebagai berikut: Ao



HE

Ao



HE 

Ao



HE





2( p fin . ptube )  2( ptube .ltube )  2( p fin .ltube ) 2(0,55)(0,5)  2(0,5)(0,128)  2(0,55)(0,128) 5,431m 2

4.2. Perhitungan Air Cooler Generator Dari hasil perhitungan data fluida yang dibutuhkan, maka dapat dimulai perhitungan-perhitungan perpindahan panas yang terjadi pada air cooler generator. 4.2.1. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas Pada Pipa Air Cooler

Generator Data fluida air yang dijelaskan pada bab 3 diperoleh dengan melihat tabel propertis diantaranya untuk temperatur air masuk (Tc1) = 24oC dilihat dari referensi Table A.9. Properties of water (saturated liquid) karya J.P. Holman Tahun 2010 halaman 662 (tabel terlampir) maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: : 4,179 kJ/kgoC

•

Specific heat (cp)

•

Density (ρ)

•


: 9,195 x 10

•

Conductivitas thermal (k)

: 0,609 W/m oC

•

Pr

3

: 996,568 kg/m -4

kg/m.s

: 6,296

Pada data temperatur air keluar (Tc2) = 28oC dilihat dari referensi Table A.9.

Properties of water (saturated liquid) karya J.P. Holman Tahun 2010 halaman 662 maka akan didapatkan hasil sebagai berikut:

40


: 4,178 kJ/kgoC

•

Specific heat (cp)

•

Density (ρ)

•


: 8,372 x 10

•


: 0,616 W/m oC

•

Pr

3

: 995,584 kg/m -4

kg/m.s

: 5,675

Setelah diketahui nilai-nilai yang diambil dalam tabel propertis selanjutnya mencari laju aliran massa dihitung dengan:

c m c m c m



vAtube



(1,051)(0,119)(0,079)



9,38kg / s

Koefisien perpindahan panas pada sisi pipa bergantung pada harga bilangan Reynold, sedangkan bilangan Reynold bergantung pada kecepatan dalam 4 laluan tube.

 ntube    4 

vdin 

Red 



 146    4 

(996,568)(0,119)(0,0154) Red 

(0,00092)

Red  72496 Dengan didapatkannya hasil bilangan Reynold, maka dapat menentukan perhitungan bilangan Nusselt dengan mencari hasil panjang per diameter terlebih dahulu. l d

1,5 

l d



0,0154 97,403

Untuk aliran fluida turbulen (10 < l/d <400) digunakan persamaan 2-9 untuk bilangan Nusselt. 1 0.8

.

d  L

0.055

Pr 3 

Nud

= 0.036 Rex

Nud

= ( 0.036)(72496)(6,296) 3 97,403

Nud

= 502,3

1

41

.

0.055


Koefisien perpindahan kalor pada sisi tube dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan diatas. k

hc



Nu d

hc



502,3

hc



19766,02W / m 2 C

d in

0,029 0,0154

4.2.2. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas Pada Sirip Air Cooler

Generator Data fluida udara yang dijelaskan pada bab 3 diperoleh dengan melihat tabel propertis diantaranya untuk temperatur udara masuk (Th1) = 62 oC dilihat dari referensi Table A.5. Properties of air at atmospheric pressure karya J.P.

Holman Tahun 2010 halaman 658 maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: •

Density (ρ)

•

Specific heat (cp) Viscositas absolut (µ)

•


•


•

α

•

Pr

•

3

: 1,051 kg/m

: 1,008 kJ/kgoC : 2,007 x 10

-5

kg/m.s

: 19,254 x 10-6 m2/s : 0,029 W/m oC

: 0,276 m

2

/s

: 0,7

Pada data temperatur udara keluar (Th2) = 32o C dilihat dari referensi Table

A.9. Table A.5. Properties of air at atmospheric pressure karya J.P. Holman Tahun 2010 halaman 658 maka akan didapatkan hasil sebagai berikut: 3

•

Density (ρ) Specific heat (cp)

•


•


•


•

α

•

Pr

•

: 1,163 kg/m : 1,006 kJ/kgoC -5

: 1,87 x 10

kg/m.s

: 16,212 x 10-6 m2/s : 0,027 W/m oC

: 0,295 m

2

/s

: 0,707

Setelah diketahui nilai-nilai yang diambil dalam tabel propertis selanjutnya mencari laju aliran massa dihitung dengan:

42


h m h m h m







vAo



HE

(1,051)(1,8)(5,431) 10,274 kg / s

Rasio luasan sirip dihitung dengan cara mencari luasan bebas dengan luasan frontal yang ada pada sirip.

Gambar 4.1. Trigonal tube air cooler generator Keterangan: •

Panjang longitudinal (S L) = 0,0555 m

•

Panjang transversal (ST) = 0,0362 m

•

Panjang Diagonal (S D) = 0,325 m

Rasio luasan: A ff





A fr

Untuk mencari luasan bebas (Aff):  d in 2  4 

SLSD   A ff 

SL

   l   0,0154 2   4   1,5

 0,0551.0,0362   A ff 

0,0551

A ff  0,0492m 2

Rasio luasan frontal:

Dtrigonal

   

Dtrigonal

  3   0,0167 2 2    4.0,0362   4   8    

  4.S T

2

 3  d out 2    4  8  

   

Dout

2

   

 0,0167

2

Dtrigonal  0,2587m

43


Maka didapatkan hasil luasan frontal:

 p fin    4 

S T  d ou t  A fr 

ST

0,0362  0,0167 

1,55 

  4 

A fr 

0,0362

A fr  0,054m

2

Dengan demikian, rasio luasan didapat: 

A ff 

A fr 0,049









0,054 0,911

Koefisien perpindahan panas pada sisi pipa bergantung pada harga bilangan

Reynold, sedangkan bilangan Reynold bergantung pada kecepatan aliran. vl fin n fin Re L 



Re L



Re L



(1,051)(1,8)(0,128)(868) 0,00002007 10472673

Persamaan nusslet number untuk aliran yang melewati plat menggunakan persamaan sebagai berikut: 1 0 ,8

Nu L



Pr 3 (0,037 Re L

Nu L



0,7 3 ((0,037 )(10472673) 0,8

Nu L



8497,67



871)

1



871))

Persamaan stanton number untuk aliran yang melewati plat menggunakan persamaan sebagai berikut: Nu L St  Pr Re L St



8497,67 (0,7)(10472673)

St



0,001159

44


Selanjutnya perhitungan mass velocity dapat dihitung dengan rumus sebagai berikut:  m G= A ff

G=

10,274 0,049

G

208,686kg/m 2 s



Dengan demikian nilai konveksi perpindahan panas yang terjadi pada keseluruhan di udara dapat dirumuskan: hh

= St G c p

hh



(0,001159)(208,686)(1008)

hh



243.835W / m 2 C

4.2.3. Perhitungan Efisiensi Sirip Air Cooler Generator

Bahan sirip pada air cooler generator menggunakan stainless steel tipe 316L yang mempunyai nilai konduktivitas panas (k) sebesar 16,3 W/m oC. Pada perhitungan finned-tubes heat exchanger, efisiensi pada sirip dapat didapat dengan persamaan berikut.  fin

=

tanh (ml) ml

Dimana:

m= m=

2 hh k t n fin 2 (243.835) (16,3) (0,00015)(868)



m 15.159/m Maka efisiensi sirip didapatkan: tanh (ml)

 fin

=

 fin

=

 fin

= 0,495

ml tanh ((15.159)(1,55)) (15.159)(1,55)

Dengan menggunakan hubungan var iabel maka dapat diperoleh nilai efisiensi sirip. Keefektifan permukaan menyeluruh dapat ditentukan dengan

45


menentukan efisiensi sirip total sisi udara. h

=1-

A fin Atot

- (1 -  fin )

Dimana : •

Luasan bersirip

  d out 2     4         0,0167 2  868 1,55.0,128    4  

A fin  n fin  ( p fin l fin )  

A fin

A fin  144,467m •

    

2

Luasan tidak bersirip

Au



n fin ( Atube



2

(2rout (rout

t fin ))



2

Au



868(0,079  (2 (0,00835 )(0,00835  0,00015)))

A



11,482m 2

u •

Luasan total bersirip keseluruhan Atot  A fin  Au Atot  144,467  11,482 Atot  155,949m 2

Dengan demikian: A fin

h

=1-

h

=1-

h

= 0,532

Atot

- (1 -  fin )

144,467 155,949

- (1 - 0,495)

4.2.4. Perhitungan Koefisien Perpindahan Panas menyeluruh Air Cooler

Generator Faktor

pengotoran

mempengaruhi

dalam

memnentukan

perhitungan

perpindahan panas menyeluruh di dalam sistem. Oleh karena itu, faktor pengotoran didapatkan dari melihat Tabel 2.2. mengenai nilai faktor pengotoran menurut fluida tersebut. •

Faktor pengotoran air (Rfi) = 0,0002

•

Faktor pengotoran udara (Rfo) = 0,0004

46


Koefisien perpindahan kalor menyeluruh sistem bisa didasarkan atas luasdalam atau luas-luar tabung seperti adanya sirip maupun temperatur fluida.

1

UA 1

UA 





1  h hc Atube



R fc  h Atube

ln 

do di

2kl tube ntube

1 (0,532)(19766.012)(11,994) 0,0002

(0,532)(144,467)







R fc

1

 h Ao  h hh A fin

0,0002 (0,532)(11,994)



ln 0,0167 0,0154 2 (16,3)(1,5)(146)

1 (0,532)(149,423)(144,467)

UA  9852,546W / C

Dengan demikian, koefisien perpindahan kalor menyeluruh pada sistem heat

exchanger adalah sebagai berikut. UA  9852,546W / C U U





U



U



9852,546

A 9852,546 Atube



A fin

9852,546 11,995  144,47 62,971

W m 2 C

4.2.5. Perhitungan Log Mean Temperature Difference Air Cooler Generator

Persamaan untuk mengitung rata-rata perbedaan suhu dikelompokkan dengan metode demikian:

T LMTD  Th 2  Tc 2  Th1  Tc1  T h 2  Tc 2  ln  T  T   h1 c1  32  28   62   24 T LMTD  32   28  ln   62  24  T LMTD  12.904C

47


4.2.6. Perhitungan Laju Perpindahan Panas Air Cooler Generator

Untuk mengetahui laju perpindahan panas dapat diselesaikan dengan menggunakan perhitungan sebagai berikut: •

Kapasitas panas jenis air

 cc p Cc  m C c  (10.274)(4179) C c  39198.958W / C •

Kapasitas panas jenis udara Ch



 hc p m

Ch



(9,379)(4179)

Ch



10356,18W / C

Maka laju perpindahan panas yang terjadi pada air cooler generator dapat didapatkan melalui persamaan 2-19 sebagai berikut. •

Laju perpindahan panas pada pipa (tube)

qc qc

•





Cc (Tco Tci ) 39198,958(28 24) 



qc



156794,83W

qc



156,794kW

Laju perpindahan panas pada sirip

Ch (Thi

Tho )

qh



qh



qh



310685W

qh



310,685kW



10356,18(62 32) 

4.2.7. Perhitungan Efektivitas Air Cooler Generator Perhitungan untuk mendapatkan nilai NTU dapat dicari dengan

menggunakan persamaan 2-40 : NTU

NTU NTU

U 



A

C min

9852,54 



48

10356,18 0,951


Analisis efektifitas yang diterapkan untuk air cooler generator yang mempunyai tipikal aliran silang dan fluida tidak tercampur maka dapat dhitung menggunakan persamaan 2-22:

 

    C   0 , 22   exp NTU  min  NTU   1   C max    

1 exp

 C min  NTU  0,22  C     max         10356.18  0,951 0, 22   1  exp 0,951  39198,958      1  exp    10356.18    0,951 0, 22   39198,958     0,568  56,8% 4.3. Analisa Dan Pembahasan

Setelah dilakukan general inspection unit 7 dan penggantian seperangkat stator beserta air cooler generator berbahan stainless steel tipe 316L didapatkan data temperatur udara masuk 62oC dan temperatur udara keluar 32 oC sehingga didapatkan hasil seperti diatas. Selanjutnya diperlukan variasi bebas agar lebih mendapatkan hasil yang maksimal dengan temperature yang konstan salah satunya dengan variasi kecepatan air pendinginan yang masuk dalam air cooler generator. Kecepatan aktual air masuk yang didapat dalam perhitungan adalah 0,119 m/s dan variasi 4 kecepatan, yaitu 0,09 m/s, 0,1 m/s, 0,15 m/s, 0,2 m/s. Perhitungan hasil variasi bebas dibantu dengan menggunakan perhitungan komputasi menggunakan

software Microsoft Excel. 4.3.1. Pengaruh Kecepatan Air Pendingin Terhadap Proses Perpindahan Panas

Setelah melakukan analisa dan perhitungan variasi bebas kecepatan air masuk kedalam air cooler generator dengan koefisien perpindahan panas menyeluruh didapatkan dengan menggunakan hukum persamaan energi, maka temperatur air keluar dan udara keluar dapat didapatkan terlebih dahulu.

49


q1

q2



 c1c p1T1 m



 c 2 c p 2 T2 m

Tabel 4.1. Hasil perhitungan variabel aktual dan bebas pengaruh kecepatan air masuk pendinginan terhadap sistem perpindahan panas. vc (m/s) VB-1

ṁc (kg/s)

Tc2 (oC)

Th2 (oC)

Red

hi (W/m2oC)

U (W/m2oC)

ΔTLMTD (oC)

qc (W)

15808

61.763

17.324

89686.053

543163

qh (W)

0.09

7.0941

27.025

9.552

54829

VB-2

0.1

7.882

27.361

19.517

60921.25

17198.14

62.245

15.421

110723.522

439961.7

VA

0.119

9.38

28

32

72496

19766.012

62.971

12.904

156795.83

310685

VB-3

0.15

11.826

27,761

28,072

91381.87

23787.81

63.814

10.481

249127.925

195538.5

VB-4

0.2

15.764

30.723

51.379

121842.5

29943.7

64.689

8.524

442894.089

109990.4

32 30.723

31 30

) C ( 2 c T

o

29 28 28 27.025

27.761

27.361

27 26 25 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.2. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap temperatur air keluar (Tc2).

50


60 51.379 50 40

) C o ( 2 h T

32 28

30 19.517

20 9.552 10 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.3. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap temperatur udara keluar (Th2).

Setelah melakukan variasi perhitungan data seperti diatas, didapatkan kenaikan yang ditampilkan oleh grafik pada gambar 4.2 dan gambar 4.3 menunjukkan hasil perhitungan koefisien pepindahan panas menyeluruh diikuti dengan kenaikan kecepatan air masuk kedalam air cooler generator. Terbukti dengan menggunakan rumus persamaan energi untuk mendapatkan hasil temperatur air keluar dan udara keluar dipengaruhi oleh laju aliran massa air yang terjadi dalam pipa (tube) pendingin. Semakin tinggi laju aliran massa air masuk, maka semakin tinggi pula temperatur air keluar dibarengi turunnya temperatur udara keluar sebagaimana digambarkan atau dijelaskan melalui grafik gambar 2.10 tentang profil temperatur counter flow yang diambil dari sumber buku Heat

Transfer - Tenth Edition karya J.P. Holman terbitan tahun 2010 pada halaman 532. Pada variasi kecepatan terendah 0,09 m/s pada temperatur 24 oC didapatkan laju aliran massa pada air pendingin sebesar 7,0941 kg/s sehingga temperatur air keluar pendinginan sebesar 27,025 oC dan temperatur udara keluar sebesar 9,552 o

C, di variasi kecepatan tertinggi 0,2 m/s pada temperatur 24 oC didapatkan laju

aliran massa pada air pendingin sebesar 15,764 kg/s sehingga temperatur air keluar pendinginan sebesar 30,723 oC dan temperatur udara keluar cenderung naik sebesar 51,379 oC, maka analisa batas efektif pada kecepatan 0,15 m/s dengan didapatkan laju aliran massa pada air pendingin sebesar 11,826 kg/s sehingga 51


temperatur air keluar pendinginan sebesar 27,761 oC dan temperatur udara keluar cenderung naik sebesar 28,072 oC.

35000 29943.7 30000

) C º

23787.81

25000 19766.012

2

20000 m / W ( 15000

15808

17198.14

c

h

10000 5000 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.4. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap koefisien perpindahan panas konveksi air (hc).

64.689

65 64.5 63.814

64 63.5 ) C º 63 m / 62.5 W ( 62 U 61.5

62.971 62.245 61.763

61 60.5 60 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.5. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap koefisien perpindahan panas menyeluruh (U).

52


20 18

17.324 15.421

16

12.904

14 12

10.481

D T M L 10

8.524

T

Δ

8 6 4 2 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.6. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap Log

Mean Temperature Difference (ΔTLMTD ).

Pada grafik yang terdapat pada gambar 4.4 sampai dengan gambar 4.6 menjelaskan hasil perhitungan koefisien perpindahan panas menyeluruh yang terjadi pada air cooler generator juga dipengaruhi oleh variasi kecepatan air pendingin yang masuk, dimana kecepatan semakin tinggi membuat laju aliran massa semakin tinggi pula hingga didapat pada kecepatan air 0,2 m/s dengan laju aliran massa air pendingin 15,764 kg/s mendapatkan hasil koefisien perpindahan panas menyeluruh 64,689 W/m2oC. Akan tetapi, berbanding terbalik dengan temperature rata rata yang didapatkan oleh log mean temperature difference (ΔTLMTD ) dimana jika laju aliran massa semakin besar maka hasil

TLMTD

semakin kecil, terbukti pada perhitungan kecepatan air pendingin variasi terendah 0,09 m/s serta laju aliran massa air pendingin 7,094 kg/s didapatkan hasil

TLMTD

17,324oC dan pada kecepatan air pendingin variasi tertinggi 0,2 m/s serta laju aliran massa air pendingin 15,764 kg/s didapatkan hasil

53

TLMTD sebesar 8,524oC.


140000 121842.5 120000 91381.87

100000

d

e R

72496

80000 60000

54829

60921.25

40000 20000 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.7. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap nilai

reynold number air (Red).

500000 442894.089

450000 400000 350000

) 300000 W ( 250000

249127.925

c

q 200000 150000

156795.83 89686.053

110723.522

100000 50000 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.8. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap laju perpindahan panas air (qc).

54


20 18

17.324 15.421

16

12.904

14 12

10.481

D T M L 10

8.524

T

Δ

8 6 4 2 0 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.9. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap laju perpindahan panas udara (qh).

Pada grafik yang terdapat pada gambar 4.7 sampai dengan gambar 4.9 menjelaskan perhitungan perubahan nilai reynold number didalam pipa (tube) yang terjadi dari variasi kecepatan air pendingin berpengaruh dalam banyak perhitungan yang lainnya seperti koefisien perpindahan panas dan laju perpindahan panas seperti yang ditunjukkan pada grafik gambar 4.3. Ketika divariasikan pada kecepatan air terendah 0,009 m/s dengan laju aliran massa air pendingin 7,094 kg/s didapatkan reynold number pada aliran didalam pipa (tube) sebesar 54829 dan koefisien perpindahan panas pada pipa (tube) sebesar 15808 W/m2oC, sedangkan pada perhitungan variasi pada kecepatan air tertinggi 0,02 m/s dengan laju aliran massa air pendingin 15,764 kg/s didapatkan reynold

number pada aliran didalam pipa (tube) sebesar 121842,5 dan koefisien perpindahan panas pada pipa (tube) sebesar 29943,7 W/m 2oC. Adapun seperti itu, hasil laju perpindahan panas yang terjadi pada fluida air pendingin dan fluida udara yang didinginkan juga ikut terpengaruhi oleh adanya variasi kecepatan air pendingin. Pada perhitungan variasi air pendingin terendah 0,009 m/s dengan laju aliran massa 7,094 kg/s didapatkan laju perpindahan panas pada air pendingin sebesar 89686,053 W dan laju perpindahan panas yang terjadi pada udara sebesar 543163 W, sedangkan pada perhitungan variasi air pendingin tertinggi 0,02 m/s dengan laju aliran massa 15,764 kg/s didapatkan laju perpindahan panas pada air 55


pendingin cenderung mengalami kenaikan menjadi 442894,089 W dan laju perpindahan panas yang terjadi pada udara cenderung mengalami penurunan menjadi 109990,4 W.

4.3.2. Pengaruh Kecepatan Air Pendingin Terhadap Efektivitas Air Cooler

Generator Perhitungan kecepatan air pendingin yang divariasikan juga mempengaruhi hasil Number of Transfer Unit (NTU) dan efektivitas air cooler generator yang berbeda beda menurut laju aliran massa yang melalui pipa (tube) pendingin. Tabel 4.2. Hasil perhitungan variabel aktual dan variabel bebas pengaruh kecepatan air masuk pendinginan terhadap Number of Transfer Unit (NTU) dan efektivitas air cooler generator. ṁc (kg/s)

NTU

є

0.09

7.0941

0.9331

0.5482

0.1

7.882

0.94

0.556

0.119

9.38

0.9514

0.568

0.15

11.826

0.964

0.581

0.2

15.764

0.977

0.596

vc (m/s)

0.99 0.977

0.98 0.964

0.97 0.96 U T 0.95

N0.94

0.9514

0.9331

0.94

0.93 0.92 0.91 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.10. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap Number of Transfer Unit (NTU).

56


0.596

0.6 0.59

0.581

0.58 0.568

0.57 )

( s0.56 a ti 0.55 tiv k e f E0.54 ε

0.556 0.5482

0.53 0.52 7.0941

7.882

9.38 ṁc

11.826

15.764

(kg/s)

Gambar 4.11. Grafik hubungan antara laju aliran massa air (ṁc) terhadap efektivitas air cooler generator (ε). Pada perhitungan variasi kecepatan air pendingin berpengaruh dalam hasil

Number of Transfer Unit (NTU) dan efektivitas air cooler generator seperti yang ditunjukkan pada grafik gambar 4.9 dan gambar 4.10. Ketika perhitungan divariasikan pada kecepatan air terendah 0,009 m/s dengan laju aliran massa air pendingin 7,094 kg/s didapatkan Number of Transfer Unit (NTU) sebesar 0,933 dan efektivitas air cooler generator sebesar 0,548 atau 54,8%, sedangkan pada perhitungan variasi pada kecepatan air tertinggi 0,02 m/s dengan laju aliran massa air pendingin 15,764 kg/s didapatkan Number of Transfer Unit (NTU) cenderung mengalami kenaikan menjadi 0,977 dan hasil efektivitas air cooler generatorjuga cenderung mengalami kenaikan menjadi 0,596 atau 59,6%,

57


5. KESIMPULAN DAN SARAN

5.1. Kesimpulan

Setelah melakukan studi lapangan dan analisa perhitungan yang dilakukan dengan mengikuti literatur dan referensi dari beberapa buku dan jurnal terkait dengan pembahasan air cooler generatorno 7 pada unit 7 PLTA cirata dapat ditarik kesimpulan dari penulisan tugas akhir ini adalah sebagai berikut: 1. Pada perhitungan aktual dan divariasikan yang terdapat pada grafik gambar 4.2 dan gambar 4.3, penulis dapat menyimpulkan variasi bebas efektif terdapat kecepatan air pendingin 0,15 dengan hasil temperatur yang efektif, yaitu temperatur air keluar pada 27,761 oC dan temperatur udara keluar pada 28,072oC. 2. Efisiensi pada sirip air cooler generator sebesar 49,5% dengan efisiensi udara total 53,2%. 3. Selain pada temperatur air keluar dan udara keluar, hasil ujicoba pengaruh variasi kenaikan kecepatan air pendinginan, juga mendapatkan hasil pada reynold number air, koefisien perpindahan panas konveksi, koefisien panas menyeluruh, Log Mean Temperature Difference (ΔTLMTD), Number of Transfer

Unit (NTU), dan efektivitas air cooler generatorseperti yang ditunjukkan pada grafik di gambar 4.4 sampai dengan gambar 4.10. 4. Pada perhitungan akhir didapatkan hasil efektivitas dari unjuk kerja air cooler

generator mengalami kenaikan seiring variasi kenaikan laju aliran massa air pendingin, dimana point pertama menyatakan pada kecepatan efektif air pendingin 0,15 m/s maka efektivitas air cooler generator sebesar 0,581 atau 58,1% dimana kinerja dari air cooler generator sudah memenuhi kinerja yang dibutuhkan dengan temperatur udara keluar efektif sebesar 28,072°C. 5.2. Saran

Saran yang dapat diberikan dari penulis mengenai analisa perhitungan efektivitas air cooler generator no 7 pada unit 7 PLTA Cirata adalah sebagai berikut.

58


1. Lingkup analisa dalam waktu terbatas ini penulis menyarankan untuk lebih luas dalam pengembangan analisa dengan melakukan variasi-variasi perhitungan demi meningkatkan unjuk kerja dari air cooler generator. 2. Melakukan kajian teoritis lebih mendalam mengenai rancangan anggaran biaya (RAB) dengan nilai fungsi yang didapat dari air cooler generator. 3. Dibutuhkan analisa pemeliharaan yang tepat dan cermat untuk menjaga efektivitas air cooler generator agar menjaga life time dari peralatan tersebut.

59


DAFTAR PUSTAKA

Atanda, P. et al. 2010. Sensation Study Of Normalized 316L Stainless Steel . Journal of Minerals & Materials Characterization & Engineering, vol. 9, No.1, pp.13-23. ELIN. 1998. Operation And Maintenance HEPP Cirata. Hasan, Ala & Siren, Kai. 2002. Performance Investigation Of Plain And ﬁnned Tube Evaporatively Cooled Heat Exchangers. Elsavier science, vol. 23, pp. 325340. Holman, Jack P. 2010. HEAT TRANSFER: Tenth Edition. New York: Mac Graw Hill. Incropera, Frank P. et al. 2011. FUNDAMENTALS OF HEAT AND MASS TRANSFER: Seventh Edition. New Jersey: John Wiley & Son.Inc. Kakac, Sadic & Liu, Hongtan. 2002. HEAT EXCHANGER: Selection, Rating, and Thermal Design. Florida: CRC Press. Kays, W.M., A. L. London. Compact Heat Exchangers. Third Edition. McGrawHill. New York. 1984. Patel, S.U. & Pakale, Prashant N. 2015. Study On Power Generation By Using Cross Flow Water Turbine In Micro Hydro Power Plant. International journal of research in engineering and technology (IJRET), vol. 3, pp. 1-4. Pritchard, Philip J & Leylegian, John C. 2011. INTRODUCTION TO FLUID MECHANICS: Eight Edition. New Jersey: John Wiley & Son.Inc. Shah, R.K. 2005. Compact Heat Exchanger For Microturbines . Engineering conferences international. CHE2005-31.

60


LAMPIRAN

•

Lampiran 1 (Dikutip dari buku HEAT TRANSFER: Tenth Edition karya J.P. Holman halaman 658).

61


•

Lampiran 2 (Dikutip dari buku HEAT TRANSFER: Tenth Edition karya J.P. Holman halaman 662).

62


•

Lampiran 3 : Lembar Perbaikan Skripsi Sidang Sarjana Strata – 1

63


•

Lampiran 4 : Lembar Persetujuan Pembimbing Tugas Akhir

64


bab1-5rev12.pdf

Recommend Documents