Perencanaan Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Gedung Tugas Akhir

TUGAS SARJANA

TEKNIK PENDINGIN

PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK KEBUTUHAN PENGKONDISIAN UDARA PADA BANGUNAN KANTOR ADPEL DI MEDAN

Oleh : Madi Margoyungan (030401010)

J UR USA N TEK NI K MES IN F AK UL TA S T EK NI K U NI VER SI TAS S UMA TE RA U TA RA MEDAN 2008

Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

KATA PENGANTAR Puji dan syukur syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, Esa, karena atas rahmat dan berkat-Nyalah 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 FT-USU.Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Adapun judul dari tugas sarjana ini adalah “PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK PENGKONDISIAN UDARA DI SEBUAH BANGUNAN KANTOR ADPEL DI BELAWAN”. Penulis menyadari bahwa skripsi ini mungkin masih jauh dari sempurna, maka penulis sangat mengharapkan adanya saran dan kritik yang membangun dari para pembaca. Dalam kesempatan ini penulis ingin mengucapkan banyak terima kasih kepada: 1. Bapak Ir. H. M. Yahya Nasution selaku dosen pembimbing yang telah banyak

membantu membantu dalam penulisan dan penyelesaian skripsi ini. 2. Bapak Dr.Ir.Farel H. Napitupulu,DEA dan Bapak Bapak Ir. Zamanhuri, MT

selaku dosen pembanding I dan II yang telah bersedia meluangkan waktu dan membimbing membimbing selama proses pr oses 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. Seluruh anggota keluarga terutama kedua orang tua saya yang telah banyak

memberikan dorongan semangat dan mendampingi dalam penyelesaikan skripsi ini. 6. Bapak Joner dari PT. Seltech Utama yang telah memberikan bantuan atas Tugas

Sarjana ini. 7. Seluruh staf dan karyawan PT. Seltech Utama yang telah banyak membantu membantu dalam d alam

proses penyelesaian penyelesaian skripsi ini. 8. Teman-teman mahasiswa antara lain Frans, Johnson, Yapto, Soekimin Soekimin dan temant emanMadi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

teman lain yang tidak dapat disebutkan di sini satu-persatu yang telah banyak memberikan bantuan, support dan inspirasi khususnya angkatan 2003 baik selama masa kuliah maupun dalam penyelesaian skripsi ini. Semoga Tuhan Yang Maha Esa membalas budi baik mereka atas bantuan yang telah diberikan dan akan selalu diberkahi oleh-Nya. o leh-Nya.

Medan, Maret 2008 Penulis

Madi Margoyungan 030401010


DAFTAR ISI

Kata Penganta Pengantarr ................................ ................................................ ................................ ................................. ................................. ..................... ..... i ............................... ................................................ ................................. ................................ ................................ ................................. .............................. ............. Daftar Daftar Isi ................................. ................................................. ................................ ................................ ................................. .............................. ............. iii Nomenklatur Nomenklatur (Daftar Simbol) ................... ......... ................... ................... ................... ................... ................... ................... .............. .... vii Daftar Daftar Tabel Tabel ................................. ................................................. ................................. ................................. ................................ ........................ ........ xii Daftar Lampiran .................................................................................................... xiii BAB 1. PENDAHULUAN ................................ ................................................. ................................. ................................ ................ 1

1.1. Latar Belakang .................................................................................... 1 1.2. Tujuan Perencanaan ............................................................................ 1 1.3. Batasan Masalah ................................................................................. 1 BAB 2. TINJAUAN PUSTAKA ................................ ................................................ ................................ ........................ ........ 4

2.1. Definisi Mesin Pendingin dan Komponennya .................. ......... ................... ................... ........... 4 2.2. Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara ............................................. 7 All-Air System ............................... 2.2.1. All-Air System ............................................... ................................. .............................. ............. 7

2.2.2. All-Water ................................................. ................................ ........................ ........ 10 All-Water System System ................................. 2.2.3. Air-Water ................................................ ................................ ........................ ........ 12 Air-Water System System ................................ 2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE ................................ ................................................ ........................... ........... 13 2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Perencanaan Awal ................... ......... ................... ................... ................... ............ ... 14 2.4.1. Perencanaan Sistem .................................................................... 18 2.4.2. Modifikasi Bangunan ................................................................. 19 2.4.3. Penempatan Penempatan Mesin Pendingin Pendingin ................... ......... ................... ................... ................... ............... ...... 19 BAB 3. BEBAN BEBAN PENDINGIN PENDINGIN DAN SIKLUS SIKLUS PENGKONDISIAN PENGKONDISIAN UDARA .. 21

3.1. Definisi Beban Pendingin Pendingin dan Kondisi Perencanaan................... .......... .................. ......... 21 3.2. Perhitungan Cooling Load ................................................ ................................. ................... .. 21 Cooling Load ................................ 3.2.1. Perhitungan Cooling Load Dinding ............................................ 21 Cooling Load Dinding 3.2.2. Perhitungan Cooling Load Cooling Load Atap.................................................. 26 3.2.3. Perhitungan Cooling Load Kaca ................................................. 29 Cooling Load Kaca 3.2.4. Perhitungan Cooling Load Lantai ............................................... 32 Cooling Load Lantai 3.2.5. Perhitungan Cooling Load Penerangan dan Alat Elektronik ........ 33 Cooling Load Penerangan Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

3.2.6. Perhitungan Cooling Load Manusia ............................................ 35 Cooling Load Manusia 3.2.7. Perhitungan Cooling Load Infiltrasi ............................................ 37 Cooling Load Infiltrasi 3.2.8. Perhitungan Cooling Load Ventilasi ........................................... 40 Cooling Load Ventilasi 3.2.9. Total Cooling Load ................................................. ................................. ................... .. 42 Cooling Load ................................. 3.3. Siklus Pengkondisian Udara ................................................................ 43 3.2.1. Analisa Grafik Psikometri ( Psychometric Chart ) ........................ 43 BAB 4. ANALISA TERMODINAMIKA............................... ............................................... ........................... ........... 47

4.1. Analisa Termodinamika Termodinamika Sistem Pendingin ................... ......... ................... ................... .............. .... 47 4.2. Pemilihan Refrijeran ........................................................................... 48 4.3. Analisa Termodinamika Termodinamika Siklus Kompresi Uap ................... .......... ................... ................. ....... 49 BAB 5. KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP ........................... .......................... 53

5.1. Kompresor .......................................................................................... 53 5.2. Evaporator .......................................................................................... 55 5.2.1. Perpindahan Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal .................. ......... .................. ......... 56 5.2.2. Perpindahan Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ....................... .............. ............... ...... 57 5.2.3. Faktor Pengotoran ..................................................................... 58 5.2.4. Tahanan Kontak ........................................................................ 59 5.2.5. Perpindahan Perpindahan Panas Pada Pada Sirip ................... .......... ................... ................... ................... .............. .... 59 5.2.6. Perpindahan Panas Global ......................................................... 61 5.3. Kondensor........................................................................................... 65 5.3.1. Perpindahan Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal .................. ......... .................. ......... 67 5.3.1.1. Perpindahan Panas Panas Konveksi Konveksi Aliran Eksternal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses ................................................ .............................. ............. 69 Desuperheating Desuperheating ............................... 5.3.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Kondensasi ................................................................... 70 5.3.2. Perpindahan Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ....................... .............. ............... ...... 72 5.3.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang Terjadi Ketika Ketika Refrigeran Refrigeran Mengalami Mengalami Proses ............................................... .............................. ............. 72 Desuperheating Desuperheating .............................. 5.3.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Kondensasi ................................................................... 73

5.3.3. Perpindahan Panas Global ......................................................... 74 5.3.3.1. Perpindahan Panas Global Tube Yang Mengalami Proses Desuperheating ............................................... .. 74 Desuperheating .............................................. 5.3.3.2. Perpindahan Panas Global Tube Yang Mengalami Kondensasi ................................................ 75 5.3.3. Perencanaan Perencanaan Geometri dari Kondensor .................. ......... ................... ................... ........... 77 5.4. Katup Ekspansi ................................................................................... 80 5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair .............................................. 81 BAB 6. COOLING TOWER .............................. ............................................... ................................. ................................ ................ 86

6.1. Pengertian Menara Pendingin .............................................................. 86 6.2. Fungsi Menara Pendingin .................................................................... 87 6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin .......................................................... 87 6.4. Konstruksi Menara Pendingin ............................................................. 87 6.5. Analisa Perhitungan Pada Cooling Tower ............................... ............................................ ............. 94 6.5.1. Kalor Yang Dibuang Kondensor Kondensor .................. ........ ................... ................... ................... ............ ... 94 6.5.2. Massa Aliran Air ........................................................................ 95 6.5.3. Volume Aliran Air...................................................................... 95 6.5.4. Kondisi Udara dan Air pada Cooling Tower ............................... ............................... 96 6.5.4.1. Kondisi Udara ................................................................. 96 6.5.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin................... ......... ................. ....... 98 6.5.5. Massa Air per Satuan Massa Udara Kering ................... .......... ................... .............. .... 98 6.5.6. Kebutuhan Kebutuhan Udara Pada Menara Pendingin ................... ......... ................... ............... ...... 100 6.5.7. Total Kebutuhan udara Luar ....................................................... 101 6.5.8. Air Tambahan Pada Menara Pendingin................... .......... ................... ................... ........... 102 6.5.8.1. Kerugian Akibat Penguapan Penguapan................... .......... ................... ................... ............... ...... 102 6.5.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan( Drift ) ................................. ................................... .. 102 6.5.8.3. Banyaknya Banyaknya Pemakaian Air Tambahan Tambahan ................... ......... ................... ........... 103 6.5.9. Perhitungan Perhitungan Dimensi Menara Pendingin ................... ......... ................... .................. ......... 103 6.5.9.1. Diameter Diameter dan Tinggi Menara Pendingin ................... ......... ................. ....... 103 6.5.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Lubang Udara ................... .......... ................... ................... ........... 104 6.5.9.3. Diameter Kepala Sprinkler .............................................. ............................................. 105 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

6.5.9.4. Diameter Pipa Sprinkler ............................... ................................................ ................... .. 106 6.5.9.5. Diameter Lubang Sprinkler ................................ ............................................. ............. 106 6.5.9.6. Kipas .............................................................................. 107 6.6. Analisa Psikometrik Pada Cooling Tower ............................... ............................................ ............. 107 BAB 7. SISTEM PEMIPAAN AIR DAN UDARA .......................................... ......................................... 109

7.1. Sistem Pemipaan Air ........................................................................... 109 7.1.1. Kerugian Kerugian Head Pada Pemipaan Air ................... .......... ................... ................... ............... ...... 109 7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air ................................................. 111 7.1.3. Layout Sistem Sistem Pemipaan Air untuk Kondensor dan Cooling ................................................ ................................. ................................ ........................ ........ 113 Tower ............................... 7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor.................. ......... .................. ......... 113 7.1.3.2. Sistem Pemipaan Air pada Cooling Tower .................... .................... 122 7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower ..................................... .................................... 124 7.1.4.1. Head Pompa Pompa ................................................................. 124 7.1.4.2. Daya Pompa.................................................................. 127 7.2. Sistem Distribusi Udara...................................................................... 128 7.2.1. Package Unit ................................ ................................................ ................................ ........................... ........... 128 7.2.2. Pemilihan Package Unit ............................... ............................................... ........................... ........... 129 7.2.3. Perencanaan Saluran Udara ..................................................... 130 BAB 8. KESIMPULAN ............................... ............................................... ................................. ................................. ..................... ..... 135

LAMPIRAN

DAFTAR PUSTAKA


DAFTAR SIMBOL (NOMENKLATUR)

Ac,b

Luas permukaan dinding dari tube yang yang ditutupi oleh sirip

ft 2(m2)

Af

Luas penampang atas dan bawah permukaan permukaa n sirip

ft 2(m2)

Ai

Luas permukaan permukaa n dalam tube alat penukar kalor

ft 2(m2)

Ao

Luas permukaan permukaa n luar tube alat penukar kalor

ft 2(m2)

At

Luas pemaparan panas dinding luar tube kondensor kondensor bersirip

m2

BF

Faktor balast untuk lampu incandescent incandescent

---

BF

Faktor bypass untuk udara melalui coil Fan Coil Unit

---

Cfm)inf

Laju aliran udara infiltrasi infiltras i yang memasuki gedung

CLF

Faktor beban pendingin pending in untuk kaca

Cl

Clearance untuk silinder kompressor

COP

Koefisien performansi dari suatu siklus kompressi uap

c p,l

Kalor jenis refrigeran refr igeran pada fasa cair jenuh

kJ/kg K

c p,s

Kalor jenis refrigeran pada pipa hisap

kJ/kg K

c p,v

Kalor jenis refrigeran refr igeran pada fasa uap jenuh

kJ/kg K

c p,w

Kalor jenis air

kJ/kg K

D

Diameter luar dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor

in.(mm)

D b

Diameter baffle

in.(mm)

Ds

Diameter shell evaporator

in.(mm)

d

Diameter dalam dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor kondensor

in.(mm)

Fc

Faktor koreksi perpindahan panas evaporator dan kondensor

---

f

Koefisien gesekan air karena kekasaran dinding pipa

---

G

Faktor koreksi untuk jumlah dinding luar gedung

---

GSHF

Faktor beban pendingin pending in sensibel sensibe l untuk mesin pendingin

---

GTH

Beban pendingin untuk mesin pendingin (Grand Total Heat)

ft 3/min --in.(mm) ---

Btu/h


H

Tinggi gedung

H p

Head pompa

m(ft)

h1

Entalpi refrigeran masuk ke evaporator siklus kompressi uap

kJ/kg

h2

Entalpi refrigeran keluar evaporator siklus kompressi uap

kJ/kg

h3

Entalpi refrigeran masuk ke kondensor siklus kompressi uap

kJ/kg

h4

Entalpi refrigeran keluar ke kondensor kondensor siklus kompressi uap

kJ/kg

h3

Entalpi udara memasuki coil pendingin pada Fan Coil Unit

Btu/lb

h4

Entalpi udara keluar dari coil pendingin pada Fan Coil Unit

Btu/lb

hf

Kerugian head mayor

hi,dspht

Koefisien konveksi konveksi panas aliran internal proses desuperheating desuperheating

W/m·K

hi,eva

Koefisien konveksi konveksi panas aliran internal karena proses evaporasi evaporasi

W/m·K

hi,kond

Koefisien konveksi konveksi panas aliran internal karena proses kondensasi kondensasi

W/m·K

hi

Koefisien konveksi konveksi panas aliran internal kondensor dan evaporator evaporator

W/m·K

ho

Koefisien konveksi panas aliran eksternal evaporator dan kondensor

ft

m

W/m·K

K

Faktor koreksi untuk warna dinding

---

k

Konduktivitas Konduktivitas panas dari material

W/m 2 K

k f f

Konduktivitas Konduktivitas panas refrigeran pada fasa cair jenuh

W/m 2 K

k s

Konduktivitas Konduktivitas panas refrigeran pada pipa hisap

W/m 2 K

k v

Konduktivitas Konduktivitas panas refrigeran pada fasa uap jenuh

W/m 2 K

L

Panjang tube untuk evaporator dan kondensor kondensor

ft (m)

L

Panjang gedung

ft (m)

Lt

Panjang total tube kondensor dan evaporator

ft (m)

LMTD

Rata-rata beda suhu logaritmik

l

Panjang pipa air

ft (m)

l b

Jarak antar baffle

in

 r m

Laju aliran massa refrigeran

kg/s

 r ’ m

Laju aliran massa refrigeran pada tiap tube kondensor

kg/s

o

C

N

Banyaknya Banyaknya sirip di sepanjang tube kondensor

---

Nt

Jumlah total tube pada evaporator evaporator

---

NuD

Bilangan Nusselt

---

n

Koefisien isentropis dari refrigeran pada proses adiabatik

---


P

Daya pompa

kW(hp)

Psiklus

Daya yang dibutuhkan dibut uhkan kompressor kompress or per satuan laju aliran massa

kW

Pr

Bilangan Prandtl dengan fluida dievaluasi pada suhu film

---

Pr w

Bilangan Prandtl fluida dievaluasi pada suhu permukaan tube

---

Q

Kapasitas air

m3/s

Qlantai

Beban pendingin dari lantai lanta i

Btu/h

Qkaca

Beban pendingin dari kaca

Btu/h

Qlaten

Beban pendinginan laten

Btu/h

Q penerangan Beban pendingin dari penerangan

Btu/h

Qsensible

Beban pendinginan pendinginan sensibel

Btu/h

Qrej

Kalor yang dibuang oleh kondensor ke lingkungan lingkungan

kJ/kg

Qatap

Beban pendingin dari atap

Btu/hr

Qdinding

Beban pendingin dari dinding

Btu/hr

Q coolingload Beban pendingin total

Btu/hr ft 2oF/Btu

R

Tahanan panas dari material mater ial

RE

Efek pendinginan yang dihasilkan karena penguapan refrigeran

Re

Bilangan Bilangan Reynold

R f f

Tahanan termal maksimum dari konfigurasi konfigurasi sirip

m 2 K/W

R f,i f,i”

Faktor pengotoran dari refrigeran di dalam tube

m 2 K/W

R”t,c

Tahanan akibat adanya kontak persinggungan

m 2 K/W

RH

Kelembaban relatif

%

RSHF

Faktor Fakt or beban pendingin pending in sensibel sensibe l untuk ruangan

---

r o

Jari-jari luar tube evaporator dan kondensor kondensor

in.(mm)

r i

Jari-jari dalam tube evaporator dan kondensor

in.(mm)

SC

Koefisien faktor koreksi yang bergantung pada jenis kaca

---

SHF

Faktor beban beban pendingin sensibel

---

SHGF

Faktor koreksi akibat radiasi sinar matahari matahari pada kaca

---

Sn

Jarak vertikal tube di dalam evaporator dan kondensor kondensor

in.(mm)

S p

Jarak horizontal tube di dalam evaporator dan kondensor

in.(mm)

s

Ukuran panjang sirip

in.(mm)

TETD

Total perbedaan perbedaan temperatur ekivalen ekivalen dinding

o

TETD

Total perbedaan perbedaan temperatur ekivalen ekivalen atap

o

kJ/kg ---

F(oC) F(oC)


TD

Beda suhu ruangan yang dikondisikan dikondis ikan dengan suhu tanah

o

F(oC)

Tf

Suhu film

o

Tground

Suhu rata-rata permukaan tanah

o

Tr,i

Suhu refrigeran memasuki evaporator dan kondensor

o

Tr,o

Suhu refrigeran keluar evaporator dan kondensor

o

Tcoil

Suhu rata-rata permukaan permukaan tube evaporator dan kondensor kondensor

o

Tsat

Suhu saturasi refrigeran pada tekanan evaporasi dan kondensasi

o

Tw,i

Suhu air memasuki evaporator

o

Tw,o

Suhu air keluar evaporator

o

t adp

Suhu pengembunan pengembuna n pada coil di Fan Coil Unit

o

T,o

Suhu udara (DB) di luar ruangan

o

T,r

Suhu udara (DB) di dalam ruangan yang dikondisikan

o

U

Koefisien pindahan panas global untuk material

Btu/ft 2 oF

Uo

Koefisien Koefisie n pindahan panas global untuk evaporator dan kondensor

W/m 2 K

W

Daya total tot al lampu untuk penerangan dalam gedung

w

Lebar sirip pada kondensor

wi’

Kelembaban udara di dalam ruangan yang yang dikondisikan

gr/lb

wo’

Kelembaban Kelembaba n udara di luar ruangan

gr/lb

Dn

Diameter nominal nominal pipa air (steel pipe)

in.

Dn

Diameter nominal pipa refrigeran (copper tube)

in.

ε

Nilai kekasaran pipa

ηo

Nilai keefektifan total sirip

---

ηf

Nilai keefektifan sirip yang yang bergantung kepada konfigurasi sirip

---

μ

Viskositas dinamik untuk udara atau air

Pa·s

μl

Viskositas dinamik R-134a pada fasa cair jenuh

Pa·s

μs

Viskos Viskositas itas dinamik R-134a pada pipa hisap

Pa·s

ν

Viskositas kinematik untuk air dan udara

m 2/s(ft2/s)

νv

Viskositas Viskos itas kinematik kinemat ik dari R-134a pada fasa uap jenuh

m 2/s(ft2/s)

νl

Viskositas Viskos itas kinematik kinemat ik dari R-134a pada fasa cair jenuh

m 2/s(ft2/s)

ρ

Massa jenis air atau udara

kg/m 3

ρl

Massa jenis R-134a pada fasa cair jenuh

kg/m 3

ρs

Massa jenis R-134a pada pipa hisap

kg/m 3

F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC)

W in.(mm)

m(ft)


ρu

Massa jenis udara pada tekanan 1 bar

kg/m 3

ρv

Massa jenis R-134a pada fasa uap jenuh

kg/m 3

υl

Volume jenis refrigeran refr igeran pada fasa cair jenuh

m 3/kg

υv

Volume jenis refrigeran refr igeran pada fasa uap jenuh

m 3/kg

φf

Koefisien tahanan termal maksimum pada sirip kondensor

---

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1

Tabel Total Equivalent Temperatur Temperatur Different untuk dinding sebelum dikoreksi

Tabel 3.2

Tabel nilai tahanan panas untuk berbagai material mater ial

Tabel 3.3

Temperatur Different untuk dinding setelah Tabel Total Tot al Equivalent Temperatur dikoreksi

Tabel 3.4

Tabel luas dinding luar lantai 1,2, dan 3 dari gedung.

Tabel 3.5

Tabel Cooling Load dinding pada Lantai 1,2, dan 3.

Tabel 3.6

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, sebelum dikoreksi

Tabel 3.7

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, setelah dikoreksi

Tabel 3.8

Perhitungan Perhitunga n Cooling Load Atap

Tabel 3.9.

Nilai SHGF untuk untuk 4 oLU

Tabel 3.10

Tabel SC untuk untuk kaca

Tabel 3.11

Nilai CLF untuk kaca

Tabel 3.12

Tabel perhitungan perhitu ngan Luas kaca berdasarkan berdasarka n arah pada Lantai 1,2, dan 3

Tabel 3.13.

Tabel Cooling Load kaca untuk Lantai 1,2, dan 3

Tabel 3.14

Tabel Estimasi Est imasi beban listrik listr ik bangunan


Tabel 3.15

Tabel Cooling Load penerangan dan alat elektronik elektron ik untuk Lantai

1,2,dan 3 Tabel 3.16

Tabel panas yang dihasilkan dihasi lkan manusia

Tabel 3.17

Tabel Cooling Load manusia untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.18

Tabel Cooling Load infiltrasi infiltra si untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.19

Tabel kebutuhan kebutuha n udara untuk ventilasi

Tabel 3.20

Tabel Cooling Load ventilasi ventilas i untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.21

Tabel Cooling Load Total Lantai 1 s/d. Lantai 3

Tabel 4.1

Tabel Perbandingan Perband ingan titik tit ik beku, titik didih, dan tekanan evaporator evaporat or dan kondensor berbagai refrigeran

Tabel 4.2

Tabel Nilai P, h, dan T untuk R134 A

Tabel 5.1

Bagian-bagian Bagian-bagian Alat Penukar Penukar Kalor Shell and Tube berdasarkan standar TEMA

Tabel 5.2

Tebal pelat Baffle

Tabel 5.3 5.3

Tabel clearance antara shell dengan baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.4

Tabel ukuran diameter baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.5 5.5

Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6

Tabel tebal shell

Tabel 7.1

Tabel kekasaran Pipa Berbagai Material

Tabel 7.2

Tabel sifat fisik air

Tabel 7.3

Harga C untuk berbagai jenis pipa

Tabel 7.4

Tabel perhitungan perhitu ngan head pompa pompa

Tabel 7.5

Tabel kecepatan kecepat an maksimum udara dalam duct system duct system kecepatan rendah

Tabel 7.6

Tabel perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1

Tabel 7.7


Tabel 7.8



DAFTAR LAMPIRAN

L.1.

Tabel Temperatur Temperat ur Kota Medan pada bulan Januari s.d Maret 2007

L.2.

Tabel RH kota Medan pada bulan Januari s.d Maret 2007

L.3.

Tabel Saturasi R-134 A

L.4.

Tabel Equivalent Temperatu Temperature re Difference untuk atap beserta koreksinya

L.5.

Tabel Total Equivalent Temperatur Temperature e Difference Difference untuk dinding

L.6.

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap

L.7.

Tabel Cooling Load Factor untuk untuk kaca tanpa Interior Shading Shading

L.8.

Tabel C dan m untuk korelasi Zhukaukas

L.9.

Faktor koreksi untuk korelasi korelasi Zhukaukas

L.10. Tabel sifat air pada saturasi L.11.

Tabel data tube copper

L.12. Tabel sifat udara udara pada tekanan 1 atm L.13. Tabel faktor pengotoran pengotoran L.14. Tabel tahanan kontak L.15. Grafik nilai φf L.16.

Tabel data pipa baja

L.17. Tabel panjang ekivalen aksesoris pipa L.18. Katalog Liang Chi Industry Co., LTD L.19. Jalur ducting Lantai 1 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

L.20. Jalur ducting Lantai 2 L.21. Jalur ducting Lantai 3 L.22. Jalur pemipaan air di lantai 1,2,3 L.23. Katalog Package Unit Model Model 50BJ054 L.24. Katalog Kelly and Lewis Lewis Pump L.25. Denah bangunan kantor kanto r ADPEL L.26. Tabel sifat termodinamika termodinamika air jenuh L.27. Gambar teknik Cooling Tower L.28. Tabel sifat fisik berbagai material L.29. Tabel uap air pada tekanan atmosfer 14,696 psia ( 29,92 in Hg)

BAB 1 PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang

Dewasa ini, penggunaan mesin pengkondisian udara semakin marak sejak pertama kali ditemukan oleh Carrier pada tahun 1902. Teknologi mesin pengkondisian pengkondisian udara telah te lah berkembang pesat sejak saat itu, dan mengalami perbaikan dari waktu ke waktu. Berbagai sistem pengkondisian udara telah dikembangkan mulai dari direct ekspansion sampai water chiller dan telah menjadi bagian yang tidak terpisahkan dalam kehidupan manusia saat ini. Mesin pendingin menjadi kebutuhan utama untuk tempat-tempat umum seperti gedung perkantoran, hotel, rumah sakit, mal, supermarket, restoran, bar, dsb yang ditempati banyak orang dimana kenyamanan udara menjadi sangat penting. Pada beberapa tahun terakhir ini, kurang lebih setengah dari seluruh biaya pembangunan sarana yang diperlukan suatu bangunan, bangunan, misalnya untuk sistem s istem mekanikal dan elektrik dan sebagainya, sebagainya, kira-kira 30 30 sampai 50 persen dihabiskan untuk sistem penyegaran udara saja. Dan seorang ahli kesehatan Frugge pada tahunn 1905 mengatakan jika seseorang berada di dalam suatu ruangan tertutup untuk jangka waktu yang lama, maka pada suatu ketika ia akan merasa kurang nyaman. Manusia dapat diibaratkan seperti sebuah motor bakar. Manusia harus mengeluarkan panas yang dihasilkannya sebagai akibat dari kerja yang dilakukannya. Jika panas tersebut tidak dapat keluar dari badan manusia, misalnya Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

karena temperatur dan kondisi udara di sekelilingnya tidak memungkinkan hal tersebut untuk terjadi dengan baik, maka ia akan merasakan suatu keadaan yang tidak menyenangkan. menyenangkan. Dan hasil penelitian tentang lingkungan lingkungan kerja menunjukkan menunjukkan bahwa d i dalam ruang kerja yang berudara segar, karyawan dapat bekerja lebih baik dan jumlah kesalahan dapat dikurangi, dikurangi, sehingga s ehingga efisiensi kerja dapat ditingkatkan. ditingkatkan. Sesuai dengan judul tugas sarjana ini, perencanaan mesin pendingin yang akan dibahas adalah pada bidang perkantoran, yaitu pada proyek pembangunan kantor berlantai 3 di Medan, tepatnya di daerah Belawan. Kantor ini merupakan Kantor Administrator Pelayaran (ADPEL) yang bergerak di bidang Pelayaran dan Kelautan.

1.2. Tujuan Perencanaan

Tujuan perencanaan sistem penyegaran udara yang dirancang pada bangunan Kantor Administrator Pelayaran ini adalah untuk memperoleh temperatur, kelembaban serta distribusi udara sesuai dengan persyaratan yang diperlukan serta untuk memberikan kenyamanan kepada pengunjung (tamu-tamu) dan karyawankaryawan kantor agar mereka dapat bekerja secara maksimal.

1.3. Pembatasan Masalah

Adapun pembatasan masalah pada tugas sarjana ini adalah hanya pada perhitungan termodinamika dan perpindahan panas yang diasumsikan dalam keadaan perhitungan termodinamika, termodinamika, dibatasi hanya hanya pada analisa siklus steady state. Untuk perhitungan kompresi uap ideal dimana semua penurunan tekanan yang terjadi pada siklus diabaikan karena keterbatasan data survei dan referensi pendukung. Perhitungan perpindahan panas didasarkan pada metode empiris e mpiris berdasarkan korelasi Zhukaukas dan Pethukov . Perhitungan perpindahan panas dengan metode beda hingga maupun metode elemen hingga tidak t idak dibahas karena faktor keterbatasan. Perencanaan mesin pendingin dibatasi pada komponen utama yaitu evaporator, kompresor, kondensor, katup ekspansi dan cooling tower . Adapun komponen pendukung seperti seperti alat kontrol tidak dibahas dibahas karena keterbatasan. keterbatasan. Khusus untuk kondensor, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu ukuran sirip, tube dan susunannya. Untuk evaporator, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu ukuran sirip, tube dan susunannya. Untuk kompresor, perhitungan dibatasi sampai daya kompresor dan volume displacement . Sedangkan untuk cooling tower , Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

perhitungan meliputi meliputi dimensi utama ut ama yaitu diameter dan tinggi menara, luas dan tinggi lubang udara, diameter kepala, pipa dan lubang sprinkle . .Perhitungan dimensi lain dari kompresor dan analisa kinematika serta dinamika pada kompresor t idak diuraikan lagi. Untuk sistem pemipaan air dingin dibatasi pada perencanaan jalur pemipaan, perencanaan perencanaan diameter pipa p ipa berdasarkan kerugian head dan dan kapasitasnya, perencanaan pompa berdasarkan kerugian head. Perencanaan Perencanaan package unit didasarkan pada pemilihan package unit berdasarkan katalog Carrier . unit berdasarkan Satuan yang digunakan dalam tugas sarjana ini terdiri dari satuan British, metrik, dan SI. Penggunaan Penggunaan satuan yang bervariasi dalam tugas sarjana ini disebabkan bervariasinya satuan yang digunakan pada literatur, grafik, grafik, dan tabel empiris yang menjadi dasar perhitungan penulis.

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA Mesin pendingin adalah suatu alat yang digunakan untuk memindahkan panas dari dalam ruangan ke luar ruangan. Adapun sistem mesin pendingin yang paling banyak digunakan digunakan adalah adalah sistem kompresi uap. Secara Secara garis besar komponen komponen sistem pendingin siklus kompresi kompresi uap terdiri dari:

•

Kompresor, berfungsi untuk mengkompresi refrijeran dari fasa uap tekanan rendah evaporator hingga ke tekana t ekanan n tinggi t inggi kondensor. kondensor.

•

Kondensor, berfungsi untuk mengkondensasi uap refrijeran panas lanjut yang keluar dari kompresor.

•

Katup ekspansi, berfungsi untuk mencekik mencekik ( throttling) refrijeran bertekanan tinggi yang keluar dari konsensor dimana setelah melewati katup ekspansi ini tekanan refrijeran turun sehingga fasa refrijeran setelah keluar dari katup ekspansi ini adalah berupa fasa cair + uap.

•

Evaporator, berfungsi untuk menguapkan refrijeran dari fasa cair + uap menjadi fasa uap


Secara garis besar, diagram alir dan diagram P-h untuk siklus s iklus kompresi uap dapat dilihat pada gambar 2.1 di bawah.

(a)

(b) Gambar 2.1. (a) Diagram alir siklus kompresi uap (b) Diagram P-h

Proses-proses yang membentuk membentuk siklus kompresi uap antara lain lain : 1-2.

Penambahan kalor reversibel pada tekanan tetap di evaporator, yang menyebabkan penguapan menuju uap jenuh.

2-3.

Kompressi adiabatik dan reversibel di kompresor, dari uap jenuh menuju tekanan kondensor.


3-4.

Pelepasan kalor reversibel pada tekanan konstan di kondensor, menyebabkan penurunan penurunan panas-lanjut ( desuperheating ) dan pengembunan pengembunan refrijeran.

4-1.

Ekspansi tidak reversibel pada entalpi konstan di katup ekspansi, dari cairan jenuh menuju tekanan tekanan evaporator. evaporator.

Besaran-besaran Besaran-besaran yang penting untuk diketahui diketahui dari suatu siklus kompresi uap antara lain: -

Kerja kompresi yaitu perubahan entalpi pada proses 2-3 yaitu dari h 2 – h3

-

Dampak Refrijerasi ( Refrigerating Refrigerating Effect ) atau RE yaitu kalor yang dipindahkan pada proses 1-2 atau atau h 2 – h1 yang dapat dirumuskan: RE = h2 – h1......(2.1)

Refrigeration and Air Air Conditioning Conditioning” ,hal 69) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration

-

Koefisien prestasi (COP) dari siklus siklus kompressi uap ideal ideal adalah dampak refrijerasi dibagi dengan kerja kompressi : COP =

h2 − h1 h3 − h2

......(2.2)

and Air Conditioning Conditioning” ,hal 71) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and •

-

Laju alir massa refrijeran ( m r ) dapat dihitung dengan membagi kapasitas refrijerasi dengan dampak refrijerasi : •

mr =

Q RE

=

Q h2 − h1

( kg/s).....(2.3)

Conditioning and Refrigeration Refrigeration” ,hal 189) (literatur : Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold., “ Air Conditioning

-

Daya Per Kilowatt Refrijerasi ( P ) yaitu daya untuk setiap kilowatt refrijerasi merupakan kebalikan kebalikan dari koefisien prestasi prest asi dan dapat dihitung sebagai berikut : •

P=

m × (h3 − h2 ) Q

(kW/kW ( kW/kW).....(2.4) ).....(2.4)

Conditioning and Refrigeration Refrigeration” ,hal 189) (literatur : Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold., “ Air Conditioning

Sistem refrijerasi berdasarkan siklus kompresi uap kadang-kadang dilengkapi dengan penukar kalor jalur cair-ke-hisap ( liquid -to-suction ), yang menurunkan suhu Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

(subcools) cairan dari kondensor dengan uap isap ( suction vapor ) yang datang dari evaporator yang dapat dilihat pada gambar 2.2 di bawah.. Membawahdinginkan (subcooling) cairan dari kondensor dilakukan untuk menjamin bahwa seluruh refrijeran yang memasuki alat ekspansi dalam keadaan 100 persen cair. Pemanasan lanjut uap dari evaporator disarankan sebagai pencegah cairan agar tidak memasuki kompressor.

Gambar 2.2. Diagram alir siklus kompresi uap yang dilengkapi penukar kalor.

Dalam aplikasinya, sistem pengkondisian udara (AC) yang pada pr insipnya insipnya berdasarkan pada sistem kompresi uap, uap, dilengkapi dengan dengan berbagai peralatan pendukung pendukung tambahan dan dan menggunakan menggunakan fluida kerja tambahan selain refrijeran untuk meningkatkan meningkatkan efisiensi dan performansinya. Berbagai sistem siste m pengkondisian udara beserta keuntungan keuntungan dan kerugiannya kerugiannya akan akan dibahas lebih lanjut lanjut pada subbab berikut berikut :

2.2 Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara

Secara umum, sistem pengkondisian udara dapat diklasifikasikan menjadi 3 bagian yaitu: yaitu: 1. All Air Systems Systems 2. All Water Systems Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

3. Air-Water Air-Water Systems Systems

2.2.1. All Air Systems

Sistem ini merupakan sistem pengkondisian udara yang paling banyak dipergunakan. Di dalam sistem ini yang menjadi media pendingin adalah udara yang bertukar panas panas langsung dengan dengan coil yang didalamnya mengalir refrijeran. Campuran udara luar dan udara ruangan difilter dengan saringan udara, lalu didinginkan dengan koil pendingin dan dilembabkan (udara dapat juga dipanaskan dengan koil pemanas) melalui mesin pendingin, kemudian dialirkan kembali ke dalam ruangan dengan kipas atau blower melalui melalui saluran udara ( duct ) menuju beberapa bagian ruangan. All Air Systems Systems dapat dilihat pada gambar 2.3.

Gambar 2.3. All Air Systems

Keuntungan Keuntungan dari sistem ini adalah: a. Sederhana, mudah perancangan, pemasangan, pemakaian dan perawatannya. b. Biaya awalnya relatif murah. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Sedangkan kerugian dari sistem ini adalah: a. Kesulitan pengaturan temperatur dan kelembaban dari ruangan yang dikondisikan, karena beban kalor dari setiap ruangan tersebut mungkin berbeda satu sama lain. b. Saluran utama berukuran besar sehingga makan tempat.

Adapun jenis dari All Air Systems Systems adalah: (a)

Window System

Pada window system kondensor, kompresor kompresor dan evaporator terletak pada satu unit mesin. Dimana letak dari evaporator akan dihadapkan pada ruangan yang dikondisikan, sedangkan letak kondensor dan kompresor akan dihadapkan keluar ruangan yang tidak dikondisikan., seperti Gambar 2.4 berikut

Gambar 2.4. Window System (b)

Split System

Unit ini hampir sama seperti halnya window system, hanya saja pada split system ini unit kondensor beserta kompresor kompresor dan unit evaporator dan katup ekspansi diletakkan secara terpisah, dimana evaporator dan katup ekspansi diletakkan dalam ruangan dan kondensor serta kompresor diletakkan di luar ruangan yang dikondisika, dikondisika, seperti sepert i gambar 2.5. berikut


Gambar 2.5. Split System (c)

Package System system unit kondensor, Pada package system ko ndensor, kompresor, evaporator, dan katup ekspansi

semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin pendingin. Kondensor dapat diletakkan didalam ruangan beserta dengan evaporator. Siklus kerjanya sama window w system dan split system . Hanya saja kondensor yang dipakai seperti tipe windo

umumnya berupa water-cooled condensor (kondensor (kondensor pendinginan pendinginan air) dimana d imana panas dari refrijeran refrijeran di dalam kondensor kondensor akan diserap oleh oleh air pendingin. Air Air pendingin pendingin ini yang telah mengalami mengalami kenaikan suhu akan akan didinginkan didinginkan di dalam dapat dilihat pada Gambar 2.6 berikut cooling tower . Gambar Package unit dapat


Package System Gambar 2.6. Package

2.2.2. All Water Systems Systems

Pada All Water Water Systems Systems, udara dikondisikan oleh air dingin sebagai media pendingin pendingin yang dialirkan melalui melalui Fan Coil Unit . Mesin pendingin yang digunakan sistem ini dikenal dengan water chiller . Air yang telah menjadi panas setelah menyerap panas udara ruangan yang dikondisikan, dialirkan ke evaporator untuk didinginkan oleh refrijeran menjadi air dingin d ingin yang untuk selanjutnya dialirkan kembali ke Fan Coil Unit di di tiap ruangan yang dikondisikan. All Water Systems untuk penggunaan komersial dapat dipertimbangkan karena

lebih murah dan membutuhkan tempat yang lebih sedikit dibandingkan All Air Systems, tapi tidak sama halnya bila untuk pengguna perumahan.

Air memiliki kalor jenis yang lebih tinggi dan massa jenis yang lebih besar dibandingkan dengan udara. Yang berarti kebutuhan akan air lebih sedikit untuk disirkulasikan untuk perpindahan panas yang sama besarnya. Hasil akhirnya adalah luas daerah pengerjaan dibagian pemipaan akan lebih kecil jika dibandingkan dengan pemasangan ducting. All Water Systems sangat berguna berguna sekali ketika ket ika tempat yang tersedia benar-

benar terbatas. Contoh Contoh yang terpenting terpenting adalah instalasi instalasi sistem pendingin udara udara di gedung-gedung besar yang telah dibangun lama yang pada dasarnya tidak didesain untuk dikondisikan. Kejelekan dari pengerjaan ducting dan peralatan pengendali udara sentral, dan dalam rangka menghemat tempat yang berharga pada bangunan, maka hasil akhir menunjukkan bahwa All Water Systems Systems pada dasarnya sering lebih murah dibandingkan All Air Systems Systems untuk pekerjaan skala besar, terutama di gedunggedung yang menjulang tinggi. Disamping itu ada pula kerugian-kerugian dari All Water Systems Systems adalah: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

a. Banyaknya fan coil unit yang berarti membutuhkan banyak biaya perawatan dan biaya-biaya biaya-biaya lainnya. b. Pengontrolan dari jumlah udara ventilasi tidak dapat diperhitungkan dengan tepat apabila pada fan coil unit tersebut tersebut menggunakan menggunakan kipas kecil. c. Pengontrolan Pengontrolan dari dar i kelembaban sangat terbatas.

All Water Systems sangat populer dengan sistem sentral dengan biaya rendah

untuk multi ruangan terutama pada gedung-gedung yang menjulang tinggi. All Water Systems Systems dapat dilihat pada gambar 2.7.

Gambar 2.7. All Water Systems


2.2.3. Air-Water Air-Water Systems

Sistem ini adalah kombinasi dari All Air System dan All Water System System dimana sistem ini menggunakan media udara primer yang didinginkan dan media air pendingin yang yang didistribusikan dari sistem sentral ke unit unit terminal di tiap ruangan ruangan individu. Air-Water Air-Water Systems Systems menggunakan yang terbaik dari All Air Systems Systems dan All Water Systems . Kebanyakan energi diserap oleh air. Dan biasanya jumlah udara yang

terdistribusi hanya cukup untuk ventilasi. Oleh karena itu, besarnya ruangan ceiling yang dibutuhkan juga kecil. Sebagai tambahan, udara biasanya dimasukkan dengan kecepatan tinggi. Fan coil unit dapat dapat digunakan sebagai terminal unit dalam ruangan, diatur

untuk menerima distribusi udara dari dar i sentral, atau udara dapat disuplai secara langsung ke dalam ruangan. Biasanya terminal unit yang digunakan dalam All Water Systems adalah Unit Induksi. Udara sentral yang sampai ke t iap unit disebut udara

primer. Udara dengan dengan kecepatan kecepatan tinggi melalui unit tersebut, tersebut, maka menginduksi menginduksi udara di dalam ruangan (udara sekunder) melalui coil air. Oleh sebab itu tidak dibutuhkan kipas atau fan atau motor untuk tipe unit seperti ini, yang tentunya mengurangi biaya perawatan yang yang besar. Unit induk induk si sistem Air-Water Air-Water Systems Systems sangat populer di gedung-gedung bertingkat bertingkat yang menjulang tinggi.Biaya tinggi.Biaya awalnya juga juga relatif lebih tinggi. Jumlah udara primer dalam sistem induksi mungkin sekitar 25 persen atau Systems yang konvensional. kurang dari total penggunaan udara pada sistem All Air Systems

Karena sebab itu sering tidak cukup udara luar mendinginkan, bahkan sekalipun pada musim dingin. Maka pada saat demikian air dingin perlu dialirkan ke dalam da lam unit coil di dalam ruangan. d ilihatt pada gambar 2.8. Air-Water Air-Water Systems Systems dapat diliha


Gambar 2.8. Air-Water Systems

2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE

Tujuan sistem pengkondisian udara adalah menghasilkan lingkungan yang nyaman dan sehat bagi manusia yang yang berada di dalamnya. dala mnya. Adapun Adapun faktor-faktor faktor- faktor yang mempengaruhi mempengaruhi kenyamanan k enyamanan tersebut adalah: a. Temperatur Udara Temperatur udara yang terlalu tinggi akan mengurangi konveksi panas tubuh ke udara sekitar, sehingga suhu tubuh tidak dapat terbuang ke udara dan tubuh akan terasa tidak nyaman. Temperatur udara yang terlalu rendah juga akan mengakibatkan kehilangan panas tubuh yang sangat besar, yang juga menyebabkan tidak nyaman.

b. Kelembaban Udara Kelembaban yang tinggi akan menyebabkan evaporasi pendingin menjadi terhalang dari perspirasi. c. Kecepatan Kecepatan Udara Kecepatan udara yang terlalu tinggi juga akan menyebabkan konveksi yang bertambah dan dan evaporasi, dimana dimana udara ruangan akan memperbesar memperbesar kehilangan panas yang yang terjadi. Sehingga pada pada akhirnya akhirnya akan menyebabkan menyebabkan tubuh kehilangan kehilangan panas tubuh yang yang berlebihan. berlebihan. ASHRAE (American Society of Heating and Air-Conditioning Engineers) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

melakukan beberapa tes terhadap manusia untuk menentukan kondisi udara yang nyaman berdasarkan kombinasi kombinasi dari ket iga kondisi diatas, dan hasilnya digambarkan dalam bentuk ASHRAE Comfort Chart . Kondisi suhu dan kelembaban k elembaban relatif dalam suatu perencanaan harus berdasarkan ASHRAE Comfort Chart seperti seperti gambar 2.9 di bawah.

Gambar 2.9. ASHRAE Comfort Chart

2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Awal

Dalam merencanakan sistem pendingin, hendaknya juga harus memperhatikan banyak aspek antara lain masalah biaya dan dari segi arsitektur bangunan, bangunan, agar seni bangunan tidak menjadi rusak. Oleh karena itu, perencanaan perencanaan sistem refrijerasi dan pengkondisian pengkondisian udara pada bangunan bangunan kantor ini didasarkan pada gambar denah bangunan kantor yang yang diberikan yaitu gambar 2.10, 2.11, dan 2.12 berikut, dan disertakan disert akan pada Lampiran secara lengkap. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

P L P K . di B pi rs A .

R

n n at a

a la

i a s

n

P m

P

L

a

m e

K

a e

y si n

.

K K

a e

1

di

K P

b a K

n

t id le i b

a

o a T K

ra

I

a d a

at h e

n

t ja

b

ile ai o r

n

is yas S.

K K

N A

t ita e

T P

R

a e

li na o

T W

M A N A T K A B

r toi

N A n a J

Y B B

A T

L

O L

yr m t u n m a P U E E

M

is a

rm

t l a

fo In/

N

h ep ar

n a n a

m

it d

a e

A Is. .a R K K

H A

E

g in

k a o e m r

D

yr t n a

S A P n a

p ia sr G eP S . R R

a

g r ga n u j a n u id e R T P

A L

U /A a n u g a rb e

N g a

M A N R T

A S n u

A K A B

Gambar 2.10. Denah Lantai 1 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

p i s r A g n a u R

i s a r t s i n i m d A . d i B

y p o c o t o F . R

n a g n . a g u a e B K

n a t a l a r e P . R

l o g r n t a n u o R K

i s a r t . i n i d i m b a d K A

n a u k u . b g m a e B P

t i e d l i b o a T K

t e a l i r o i T P

a t t e i n l i o a T W

r o t i n a J

D I O V

a e r A g n i k o m S

R O D I R O K

t a g h n a a i r u t s R I

m u m U t e l i o T

n i t n a K

n a n t a a b t a g w O n a t a a r n b u e a R P d O

D I O V

2 I A T N A L H A N E D

D I O V

Gambar 2.11. Denah Lantai 2 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

n a h & u a b l a a l L . e d p i e B K

p i s r A g n a u R . s a s a t W l i i s i s a a K F

n a & h u a b l a l a L . e b p a e K K

g n a M p B m K u T n e & P a i l s g a n K A

& n i l a L a i l s g a n K A

t e a l i o i r T P

a t i n a W t e l i o T

r o t i n a J

D I O V

Gambar

R.Wudhu

S I A . R

2.4.1. Perencanaan Sistem

akan

dipilih

adalah

bolak-balik dan

and tube. Adapun jenis

evaporator

yang

n a t u a l i e s p a e K K

n a r u k u i g s n a e K P

n a t u a . l k l d i i a a b l p a e a K K K

a e r A g n i k o m S

refrijerasi

sistem kompres kompresii uap

compressor )

t a l o h S . R

2.12.

Denah Lantai 3

Sistem

3 I A T N A L H A N Eyang D

t i e d l i b o a T K

. d i b a K t e l i o T

I g I n i p a s u r R A

n a t a m a l l i e a s s p a e a K K K

dengan l a p a K n a t u a l k i a l e K . d i B

kompresor (reciprocating

kondensor

tipe

shell

direncanakan direncanakan tergantung pada

sistem

pengkondisian pengkondisian

udara

yang dipilih apakah akan menggunakan sistem AC sentral atau at au terpisah. Dalam perencanaan sistem pengkondisian udara, ada 2 alternatif yang dapat dipertimbangkan yaitu All-Water Systems atau All-Air Systems . Adapun Air-Water Air-Water Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

System tidak menjadi pertimbangan karena terdapat kesulitan dalam pemasangan dan

pengontrolan pengontrolan sistem tersebut. Pada All-Water Systems terdapat dua metode dalam pengkondisian udara dengan yaitu dengan menggunakan AHU atau Fan Coil Unit . Bila menggunakan AHU, maka air dingin hanya dialirkan ke ruangan AHU untuk mengkondisikan mengkondisikan udara ruangan yang dialirkan ke AHU melalui ducting (saluran udara). Sedangkan bila menggunakan Fan Coil Unit , air dingin dialirkan ke setiap Fan Coil Unit yang ditempatkan di setiap kamar yang dikondisikan dan langsung digunakan untuk mengkondisikan udara di setiap kamar tersebut. Sehingga dalam hal ini, tidak diperlukan ducting. Dalam perencanaan unit pendingin untuk gedung perkantoran, pemasangan fan coil unit akan membutuhkan biaya dan waktu perawatan sedangkan gedung perkantoran digunakan setiap jam kerja sehingga akan mengganggu aktivitas kerja yang menyebabkan keefektifan dan produktivitas kerja menurun. menurun. Selain fan coil unit , berdasarkan gambar denah bangunan kantor ini, t idak disediakan ruangan khusus

untuk AHU. Jadi, menggunakan All-Water System tidak menjadi pertimbangan yang bagus dalam perencanaan ini. Sistem ini dinilai tidak cocok dari segi biaya, pemasangan, performansi, maupun pengontrolan dan pengawasannya. pengawasannya. Pada sistem ini, mesin pendingin tidak dapat diletakkan terpisah dari d ari ruangan rua ngan yang dikondisikan dimana air dingin sebagai media pendingin dalam sistem ini dihasilkan dari evaporator dan dialirkan melalui jalur perpipaan untuk mengkondisikan udara di setiap ruangan kantor. Di samping itu, tidak terhitung berapa biaya listrik yang dihabiskan dalam mengkondisikan ruangan-ruangan yang relatif besar dalam gedung ADPEL ini tetapi pemakaiannya pemakaiannya relatif relat if tidak t idak sering dan ruang pemasangan yang relatif r elatif lebih besar jika dibandingkan dengan All-Air System. Karena kesulitan-kesulitan itu, sistem pendingin All-Water System All-Water System tidak cocok digunakan dalam perencanaan ini.

Pada All-Air System , terdapat dua pilihan yang dapat menjadi pertimbangan yaitu apakah akan menggunakan split system atau package unit . Split system tidak cocok untuk bangunan kantor yang terdiri dari banyak tingkat dan ruangan. Hal ini disebabkan akan terdapat bagian dari split system yaitu condensing unit (kompresor dan kondensor) yang dipasang pada sisi bangunan sebelah luar. Hal ini tentu saja akan merusak seni arsitektur dari bangunan. Dengan demikian package unit adalah adalah pemiilihan yang tepat dalam bangunan Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kantor ADPEL ini. Package unit untuk untuk aplikasi kantor ditempatkan pada setiap lantai untuk memenuhi kebutuhan udara dingin pada tiap lantai. Hal yang menjadi pertimbangan dalam pemilihan package unit karena adanya ruangan tertentu yang digunakan jika terdapat acara (event) tertentu saja seperti yang telah disinggung. Adapun evaporator yang akan digunakan adalah jenis fin-coil air cool cool evaporator.

2.4.2. Modifikasi Bangunan

Sebelum merencanakan dan menempatkan mesin pendingin di bangunan kantor ini, ada beberapa bagian dari bangunan yang perlu dimodifikasi. Adapun modifikasi yang perlu dilakukan adalah: 

Pada gedung ADPEL, direncanakan suatu shaft yang melalui tiap-tiap lantai sehingga membentuk satu garis dari lantai 1 hingga ke lantai 3. Shaft tersebut direncanakan akan diletakkan di depan tangga utama Lobby Lantai 1. Demikian juga dengan dengan Lantai 2 dan 3 gedung perkantoran perkantoran ini.

2.5. Penempatan Mesin Pendingin

Penempatan perlengkapan mesin pendingin berdasarkan gambar denah bangunan bangunan adalah sebagai sebagai berikut: 

Package Unit untuk Lantai 1 dan Lantai 2 diletakkan pada Lantai 1-Mezanine,

sedangkan mesin pendingin untuk lantai 3 diletakkan pada Lantai 3, di samping ruang arsip. 

Pompa air untuk memompakan air dingin dari kondensor ke cooling tower . Pompa ini ini diletakkan

bersama-sama dengan mesin mesin pendingin pada masingmasing-

masing lantai. 

Pipa air dari kondensor dilewatkan dari shaft menuju menuju ke cooling tower melewati melewati bagian atas atas langit-langit.



Menara pendingin diletakkan di atap lantai 3.

BAB 3 ESTIMASI BEBAN PENDINGIN DAN SIKLUS PENGKONDISIAN UDARA


3.1. Definisi Beban Pendingin dan Kondisi Perencanaan

Beban pendingin adalah total seluruh kalor yang harus dikeluarkan dari sebuah ruangan agar temperatur dan kelembaban udara dalam ruangan dapat dipertahankan pada tingkat tingkat kenyamanan tertentu. tertentu. Komponen-komponen yang mengkonstribusikan kalor yang diserap oleh ruangan dapat dituliskan sebagai berikut: a. Transmisi kalor melalui struktur bangunan b. Radiasi panas matahari c. Infiltrasi atau kebocoran udara yang masuk ke dalam ruangan d. Kalor yang masuk dikarenakan oleh kebutuhan ventilasi e. Emisi kalor dari manusia yang berada didalam ruangan f. Kalor dari lampu dan barang elektronik g. Kalor yang bersumber dari dalam ruangan, seperti halnya komputer, pemanas air dan sebagainya. h. Kalor yang berasal dari material atau barang yang dibawa masuk ke dalam ruangan yang dikondisikan, yang berasal dari temperatur yang lebih tinggi.

Kondisi perencanaan meliputi:

•

Kondisi suhu dalam ruang direncanakan (T, r ) adalah 75,2 oF (24 oC) dengan kelembaban relatif (RH) berdasarkan perhitungan grafik Psychometric Chart .

•

Suhu udara luar direncanakan dari suhu udara maksimum berdasarkan tabel data statistik suhu dan kelembaban udara kota Medan pada Lampiran [L.1] yaitu T, o = 35,6 º C DB dengan RH = 77%. Hal ini didasarkan atas Data Badan Meteorologi dan Geofisika (BMG)

3.2. Perhitungan Cooling Load 3.2.1. Perhitungan Cooling Load dari dari dinding

Besarnya panas yang diserap oleh dinding bangunan karena radiasi matahari dihitung dengan: Qdinding = U × A × TETD…………(3.1) and Air Conditioning Conditioning” ,hal 225) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and

Dimana:

U

= koefisien perpindahan panas menyeluruh dari dinding


A

= luas permukaan permukaa n dinding luar yaitu dinding yang menerima sinar matahari secara langsung. langsung.

TETD = Total equivalent temperature diference adalah total perbedaan temperatur temperat ur ekivalen ekivalen yang ditampilkan ditampi lkan pada tabel 3.1 berikut yang terdapat pada Lampiran [L.4]

Tabel 3.1 TETD untuk dinding 4 in Brick , warna terang ARA H

Waktu 8:00

9:00

10:00 10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00 15:00

16:00

17:00 17:00

18:00

N

-4

-3

-2

1

4

5

6

8

10

11

12

E

0

7

14

15

16

15

14

13

12

13

14

S

-4

-3

-2

5

12

14

16

17

18 18

17

16

W

-2

-1

0

3

6

7

8

13

18

23

28

SE

-2

4

10

14

18

17

16

15

14

14

14 14

SW

-2

-2

-2

1

4

3

2

15

22

24

26

NE

-4

4

12

11

10

8

6

8

10

12

14

-4

-3

-2

1

4

5

6

9

12

17

22

NW

Sumber : Jordan, Richard C.,Refrigeration and Air Conditioning ,hal 224

Adapun material dinding pada bangunan kantor ini dengan tahanan panasnya masingmasing berdasarkan Tabel 3.1.1 adalah sbb : -

4 in common brick dengan dengan tahanan termal (R 1) adalah 0,8 oF hr ft 2 / Btu.

-

1 in cement plaster dengan dengan tahanan termal (R 2 =R 3 ) adalah 0,2 oF hr ft 2 / Btu.

-

Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak dengan kecepatan 7,5mph (Ro) adalah 0,25 oF hr ft 2 / Btu.

-

Tahanan konveksi konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak menurut menurut Jordan [L. 4] dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari hasil pengukuran pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12 km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5 mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

-

Maka U =

1 R1 + R2 + R3 + Ro + Ri

=

1 0,8 + 0,2 + 0,2 + 0,25 + 0,68

=0,47

Btu/ft2hr oF Tabel 3.2. Nilai tahanan panas untuk berbagai berbagai material



Gambar Gambar (3.1). (3. 1). Konstruksi dinding d inding

Menurut Jordan , nilai TETD pada tabel 3.1 harus dikoreksi terlebih dahulu dengan faktor pertimbangan koreksi sebagai berikut:

•

Berdasarkan perbedaan temperatur udara luar dengan dengan temperatur udara ruangan yang dikondisikan. a. Jika perbedaan temperatur lebih besar dari 15 derajat, tambahkan kelebihannya ke nilai TETD pada tabel 3.1. b. Jika

perbedaan

temperatur

lebih

kecil

dari

15

derajat,

kurangkan

kekurangannya ke nilai TETD pada tabel 3.1.

•

Berdasarkan daily range temperatur udara luar. a. Jika daily range lebih kecil dari 20 derajat, tambahkan 1 derajat setiap penurunan 2 derajat daily range range ke nilai TETD pada pada tabel 3.1. b. Jika daily range lebih besar dari 20 derajat, kurangkan 1 derajat setiap naiknya 2 derajat daily range ke nilai TETD pada tabel 3.1.

Sehingga faktor koreksi dapat dihitung sbb: -

Daily range yang diperoleh dari hasil pengolahan pe ngolahan data temperatur dan kelembaban kota Medan secara statistik pada Lampiran [L.2] yaitu 8,12 oF < 20 oF, maka koreksi yang perlu ditambahkan adalah : = (20oF – 8,12 oF) / 2 = 5,94 oF ≈ 6 oF

-

Perbedaan temperatur udara luar maksimum dengan temperatur udara ruangan yang dikondisikan adalah: To - Tr = 96,08oF – 76oF = 20,08 oF > 15 oF

maka koreksi yang perlu ditambahkan adalah : = 20,08oF – 15oF = 5,08oF Maka total koreksi yang perlu ditambahkan adalah = 5,94 + 5,08 = 11,02 oF Adapun nilai TETD yang telah dikoreksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut ini. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Tabel 3.3 Nilai TETD setelah dikoreksi ARA H

Waktu 8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00 18:00

N

8.04

9.04

9.02

12.02

15.02

16.02

17.02

19.02

21.02

22.02

23.02

E

12.04

19.04

25.0 25.02 2

26.02

27.02

26.02

25.02

24.02 24.02

23.02

24.02

25.02 25.02

S

8.04

9.04

9.02

16.02

23.02

25.02

27.02

28.02

29.02

28.02

27.02

W

10.04

11.04

11.0 11.02 2

14.02

17.02

18.02

19.02

24.02 24.02

29.02

34.02 34.02

39.02

SE

10.04

16.04

21.0 21.02 2

25.02

29.02

28.02

27.02

26.02 26.02

25.02

25.02

25.02 25.02

SW

10.04

10.04

9.02

12.02

15.02

14.02

1 13.02 3.02

26.02

33.02

35.02

37 37.02 .02

NE

8.04

16.04

23.02 23.02

22.02

21.02

19.02

17.02 17.02

19.02

21 21.02 .02

23.02

25.02

NW

8.04

9.04

9.02

12.02

15.02

16.02

17.02

20.02

23.02

28.02

33.02

Berdasarkan gambar gambar 3.3, luas dinding arah utara lantai 1 dapat dihitung sbb: sbb: Qdinding = U × A × TETD = 0,47 x 2619,4194 x (8,04) =9898,262

Dengan cara yang sama, arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel 3.4 berikut.

Tabel 3.4 Arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3 Arah Ar ah d an lu as din d indi ding ng 2

2

Dinding Lantai 1 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN =

165.85 159 243.35 283.2

1785.2094 1711.476 2619.4194 3048.3648

TOTAL A dinding Lt .1

851.4

9164.4696

Lantai 2 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN =

0 36 93.6 58.55

0 387.504 1007.5104 630.2322

TOTAL A dinding Lt .2

188.15

2025.2466

Lantai 3 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN = TOTAL A dinding Lt .3

0 36 57.6 60.75

0 387.504 620.0064 653.913

154.35

1661.4234

M

ft


Dengan cara yang sama, cooling load dari dari dinding untuk tiap arah di lantai 1 sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel 3.5 berikut. Adapun besar cooling load dari dinding untuk tiap lantai yang diperhitungkan adalah cooling load maksimum yaitu yang ditandai dengan tulisan cetak tebal. Tabel 3.5 Cooling load dari dari dinding untuk semua lantai mulai pukul 08.00-18.00 Lantai

Waktu

Arah

1

2

3

dinding

8:00

9:00

10:00

11:00

N

9898

11129

11104

14798

18491

19722

20953

23416

25878

27109

28340

S

11519

12951

12923

22952

32981

35846

38712

40145

41577

40145

38712

E

10102

15975

20992

21832

22671

21832

20992

20153

19314

20153

20992

W

8076

8880

8864

11277

13690

14495

15299

19321

23343

27365

31387

Total Lt.1

39595

48937

53885

70860

8783 4

91896

95958

103036

110114

N

3807

4280

4271

5691

7112

7585

8059

9006

9953

10427

10900

S

2381

2677

2671

4745

6818

7411

80 03

8299

8595

8299

8003

E

0

0

0

0

0

0

0

0

W

1828

2010

2007

2553

3099

3281

34 64

4374

Total Lt.2

8017

8969

8950

12990

17030

18279

19527

21681

N

2342

2634

2628

3502

4376

4668

4959

5542

6125

6416

6708

S

2471

2778

2772

4923

7074

7689

83 04

8611

8918

8611

8304

E

0

0

0

0

0

0

0

0

W

1828

2010

2007

2553

3099

3281

34 64

4374

Total Lt.3

6642

7423

7407

10979

14551

15639

16728

18528

54255

65329

70243

TOTAL

94830

12:00

119417

13:00

125815

14:00

132213

15:00

143246

16:00

17:00

114773

0

0

5285

6195

23834

24922

0

0

5285

6195

20329

154279

21224

160921

18:00

119433

0 7106 26010

0 7106 22118

167563

Sehingga dapat disimpulkan bahwa untuk Cooling Load Dinding yang terbesar (Maksimum) adalah pada waktu Pukul 18:00 dengan Total Cooling Load Dinding sebesar 167563 Btu/Hour.

3.2.2. Perhitungan Cooling Load dari dari Atap

Besarnya panas yang diserap oleh atap bangunan karena radiasi matahari dihitung dengan: Qatap = U × A × TETD……. (3.2) and Air Conditionin Conditioning g” ,hal 222) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and

Dimana:

U = koefisien perpindahan perpinda han panas menyeluruh menyeluru h dari atap A = luas proyeksi horizontal dari atap TETD = Total equivalent temperature difference adalah total perbedaan temperatur ekivalen atap.


3/8

Gambar Gambar (3.2). (3.2) . Konstruksi Atap

Adapun jenis material atap untuk bangunan kantor ini berdasarkan gambar 3.2 yaitu untuk ruangan yang dikondisikan beserta tahanan panasnya masing-masing berdasarkan Lampiran Lampiran [L.4] adalah adalah sbb: -

o

2

Concrete 6 inci dengan R 1 = 0,91 F.hr.ft /Btu

- Air space 40 inci dengan C = 1,1 oF.hr.ft 2/Btu o

2

-

Gypsum ⅜ inci dengan R 2 = 0,32 F.hr.ft /Btu

-

Tahanan konveksi konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak berdasarkan Lampiran [L.4] dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari hasil pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12 km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5 mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

-

Tahanan konveksi di dalam ruangan untuk udara diam (Ri) adalah 0,92 o

F.hr.ft2/Btu

Maka U =

1 Ro + C + R1 + R2 + Ri

=

1 0,25 + 1,1 + 0,91 + 0,32 + 0,92

= 0,285

Btu/ft2hr oF Perbedaan temperatur ekivalen total untuk atap dapat dilihat pada tabel 3.5 berikut berdasarkan berdasarkan tabel 10.6 Jordan pada Lampiran [L.5] Tabel 3.6. Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci ,terbuka ke matahari Deskripsi Konstruksi atap 6” concrete

Waktu

8

9

10

11 11

12

13

14

15

16

17

18

6

6

6

13

20

27

34

38

42

43

44

Sumber : Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning ,hal 222

Adapun faktor koreksinya adalah sama dengan faktor koreksi seperti pada tabel 3.7 sehingga memberikan hasil yang sama yaitu 11,02 oF. Dengan penambahan


faktor koreksi tersebut, perbedaan temperatur ekivalen totalnya dapat ditampilkan sbb: Tabel 3.7 Total Equivalent Total Equivalent Temperature Temperature Differentials Differentials setelah dikoreksi Waktu Deskripsi Konstruksi atap

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

6” concrete

17.02

17.02

17.02

24.02

31.02

38.02

45.02

49.02

53.02

54.02

55.02

Berdasarkan gambar 2.12, luas proyeksi horizontal atap dapat dihitung dan dipero diperoleh leh sbb: Aatap = 1221,42 m2= 13147,36488 ft 2 Maka Cooling Load Atap pada pukul 08:00 dapat dihitung dengan cara sbb: Cooling Load Atap Qatap

= U × A × TETD = 0,285 x 13147,36488 x (17,02) = 63773 Btu/Hour

Dengan cara yang sama, Cooling Load untuk atap dari Pukul 08:00 sampai Pukul 18:00 dapat ditabelkan pada Tabel 3.8 berikut :

Tabel 3.8. Perhitungan Cooling Load Atap Lantai

8:00

9:00

10:00 10:00

11:00

12:00

13: 00

14:00

15:00

16: 00

17: 00

3

63773

63773

63773

90002

116231

142460

168689

183677

198665

202412

TOTAL A atap

63773

63773

63773

90002

116231

142460

168689

183677

198665

202412

18:00 206159 206159

Dengan demikian, dapat disimpulkan bahwa cooling load Atap paling besar (Maksimum) adalah pada pukul 18:00 sebesar 206159 Btu/Hour Bt u/Hour 2.4.2. Perhitungan Cooling Load dari dari Kaca

Energi radiasi matahari yang dipantulkan dan juga yang diserap oleh kaca jendela ataupun at aupun kaca pintu akan masuk ke dalam ruangan dan menjadi beban mesin pendingin. pendingin. Besarnya panas yang yang diserap oleh kaca kaca dapat dihitung dihitung dengan rumus : Qkaca = SHGF × A × SC × CLF…..(3.3) Conditioning Systems Systems”, hal 102) (literatur : Pita, Edward G., “ Air Conditioning


Dimana:

SHGF = Solar Heat Gain Factor yaitu panas matahari maksimum yang diserap pada waktu , orientasi , dan garis lintang tertentu dalam satuan Btu/hr-ft 2 A

= luas permukaan permukaa n kaca, ft 2

SC

= shade coefficient yaitu yaitu suatu koefisien untuk faktor koreksi yang bergantung pada jenis kaca

CLF = cooling load factor yaitu faktor koreksi beban pendingin dari kaca yang bergantung pada waktu. SHGF untuk daerah Medan pada posisi 4 oLU.. Dari Interpolasi nilai SHGF untuk 0oLU dan 8 oLU, diperoleh nilai SHGF untuk berbagai arah yang ditampilkan pada tabel 3.9 3.9 berikut Tabel 3.9. SHGF maksimum untuk kaca pada garis lintang 4 o LU o

o

Arah 0 LU 8 LU 4ºLU 75 47 61 N 212 216 214 E 38 41 39.5 S 212 216 214 W 112 128 120 SE 112 128 120 SW 187 179 183 NE Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 102

Adapun shading coefficient (SC) (SC) untuk kaca jenis reflective glass , no interior bernilai 0,4. shading dari tabel 3.10 berikut bernilai

Tabel 3.10.

SC untuk

kaca


Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 104

Untuk harga cooling load factor (CLF), dapat diambil dari tabel 3.11 untuk tipe konstruksi kaca medium berdasarkan Lampiran [L.7] Glass) untuk Tabel 3.11. CLF untuk kaca tanpa Interior Shade (termasuk Reflective Glass tipe konstruksi kaca medium Ar ah

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

0.46

0.52

0.59

0.65

0.7

0.73

0.75

0.76

0.74

0.75

0.79

E

0.44

0.5

0.51

0.45

0.39

0.35

0.32

0.29

0.26

0.23

0.21

S

0.14

0.21

0.31

0.42

0.52

0.57

0.58

0.53

0.47

0.41

0.36

W

0.1

0.11

0.12

0.13 0.13

0.14

0.19

0.29

0.4

0.5

0.56

0.55 0.55

SE

0.38

0.48

0.54

0.55

0.51

0.45

0.4

0.36

0.33

0.29

0.25

SW

0.12

0.13

0.15

0.17

0.23

0.33

0.44

0.53

0.58

0.59

0.53

NE

0.44

0.45

0.4

0.36

0.33

0.31

0.3

0.28 0.28

0.26

0.23 0.23

0.21

(Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 105)

Luas dan Arah Bangunan Kantor ini dapat dihitung dan ditabelkan pada Tabel 3.12 sbb:

Tabel 3.12. Perhitungan Luas Kaca pada berbagai arah ft

2

36.15 43 47.65 43.8

389.1186 462.852 512.9046 471.4632

TOTAL A kaca Lt .1

170.6

1836.3384

117.6

1265.8464

Lantai 2 Luas Sebelah TIMUR =

m

2

Kaca Lantai 1 Luas Sebelah TIMUR = Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN =


Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN = TOTAL A kaca Lt .2

105.6 168 203.05

1136.6784 1808.352 2185.6302

594.25

6396.507

Lantai 3 Luas Sebelah TIMUR = Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN =

141.6 129.6 204 201.65

1524.1824 1395.0144 2195.856 2170.5606

TOTAL A kaca Lt .3

676.85

7285.6134

Dengan menggunakan rumus (3.3), cooling load dari kaca untuk tiap lantai dari lantai 1 sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel berikut. Sama halnya seperti cooling load dari dinding dan atap, besar cooling load dari kaca untuk tiap kamar yang diperhitungkan adalah maksimum yang ditandai dengan tulisan cetak tebal cooling load maksimum

Tabel 3.13. Cooling load dari dari kaca untuk lantai 1 mulai pukul 08.00-18.00 Lantai

Arah

Waktu

Kaca

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

5756

6507

7383

8134

8760

9135

9386

9511

9261

9386

9886

S

1042

1564

2309

3128

3873

4245

4320

3948

3501

3054

2681

E

14655

16654

16987

14988

12990

11657

10658

9659

8660

7660

6994

W

3962

4358

4754

5150

5546

7527

11489

15848

19810

22187

21791

Total Lt.1

25417

29084

31434

31402

31171

32567

35855

38966

41232

42288

41354

N

20296

22944

26033

28680

30886

32210

33092

33534

32651

33092

34857

S

4834

7251

10705

14503

17957

19683

20029

18302

16230

14158

12431

E

47676

54178

55261

48760

42259

37924

34674

31423

28172

24921

22754

W

9729

10702

11675

12648

13621

18486

28216

38919

48649

54487

53514

Total Lt.2

82538

95077

103676

104593

104724

108305

116012

122179

125704

126661

123559

N

24646

27861

31611

34826

37505

39112

40184

40719

39648

40184

42327

S

4801

7201

10631

14403

17833

19548

19891

18176

16118

14060

12346

E

57406

65235

66539

58711

50883

45664

41750

37836

33922

30008

27398

W

11941

13135

14329

15523

16717

22688

34629

47765

59706

66871

65677

Tota l Lt .3

98795

113433

123112

123465

122939

127013

136455

144497

149395

151124

147749

206751

237595

258223

259461

258835

267887

288323

305644

316332

320074

312663

1

2

3

TOTA L

Dengan

demikian,dapat

disimpulkan

bahwa

Cooling

Load

kaca

terbesar

(maksimum)adalah pada pukul 17:00 sebesar 320074 Btu/Hour.

3.2.4. Perhitungan Cooling Load dari Lantai

Besarnya panas yang diserap oleh lantai bangunan dari tanah dapat dihitung Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dengan dengan rumus: r umus: Qlantai = U × A × TD…..(3.4) (literatur : Pita, Edward G., “ Air Conditioning Conditioning Systems Systems”, hal 101)

Dimana:

U = koefisien perpindahan perpindahan panas menyeluruh menyeluruh dari lantai A = luas lantai, ft 2 TD = Temperature difference : Ttanah – Tdesain ruangan Ttanah = 28oC = 82,4 oF TD = (82,4 – 75) oF TD = 7,4 oF

Adapun material lantai bangunan kantor beserta tahanan panasnya masing-masing berdasarkan Tabel 3.2. adalah adalah sbb: -

2 o Ceramic Tile 1 inci memiliki R 1 = 0,08 hr.ft . F/Btu

-

Concrete 5 inci memiliki R 2 = 0,81 hr.ft . F/Btu

-

2 inci memiliki R 3 = 0,4 hr.ft . F/Btu Cement Plaster 2

2 o

2 o

Gambar 3.3. Konstruksi lantai Maka U =

1 R1 + R2 + R3

=

1 0,08 + 0,81 + 0,4

= 0,77


Berdasarkan gambar 2.10, luas lantai 1 dapat dihitung dengan hasil sebagai berikut: Alantai = 1540 m2 = 16576.56 ft 2 Adapun cooling load dari dari lantai lantai 1 dapat dihitung sebagai berikut: Qlantai = U × Alantai × TD = 0,77 × 16576,56 × 7,4 = 94453,23 Btu/hr

3.2.5. Perhitungan Cooling Load dari Lampu / Penerangan dan Alat Elektronik

Besarnya beban pendingin yang dihasilkan oleh penerangan / lampu dapat dihitung dengan rumus : Q penerangan

= 3,4 × W × BF…..(3.5)

Conditioning Systems Systems”, hal 108) (literatur : Pita, Edward G., “ Air Conditioning

Dimana : W = total daya lampu keseluruhan keseluru han BF = Balast Factor Factor Untuk lampu fluorescent BF BF = 1,25 Untuk lampu incandescent BF = 1,0

Adapun daya lampu yang dibutuhkan untuk penerangan pada bangunan Kantor dipilih sebesar 30 Watt/m2 untuk daya lampu daerah komputer berdasarkan Tabel

3.14,

lampu

dengan

incandescent

dengan dengan BF = Sedangkan

1,0. alat elektronik elektro nik

yang ada

jenis

diperkirakan sesuai

standar

hotel

hanyalah

TV

dengan

200Watt

dan

computer

dengan

125

Watt.

Tabel 3.14.

Estimasi Beban

listrik suatu

Bangunan


(Sumber : Tangoro, Dwi, Utilitas Bangunan, hal 76)

Dengan cara tabulasi sebagai berikut, cooling load dari lampu dan alat elektronik untuk tiap ruangan mulai dari lantai 1 sampai lantai 3 dapat dilihat pada tabel 3.15.

Tabel 3.15. Cooling load dari dari Penerangan/Lampu dan TV untuk tiap ruangan dari lantai 1 sampai 3 Lantai

Ruang

Daya/Luas Daya/Luas 2

1

Alat

Elektronik

2

Q lampu

Q elektronik

Q lampu &

(Watt/m )

TV

Komputer

Ruang(m )

(Btu/h)

(Btu/h)

Elektronik (Btu/h)

Lobby

30

1

2

595.6

75939

2231.25

78170.25

Ruang Serbaguna/Aula

30

1

2

331.8

42304.5

2231.25

44535.75

Ruang Istirahat Ka.Adpel

30

1

1

50.4

6426

1381.25

7807.25

Kabid.KPLP

30

1

2

36

4590

2231.25

6821.25

Kasi Kesyahbandaraan

30

-

1

13

1657.5

850

2507.5

Kasi Penyelamatan

30

-

1

13

1657.5

850

2507.5

Kasi Keamanan

30

0

1

11.4

1453.5

127.5

1581

Ruang Senjata

30

-

-

11.4

1453.5

-

1453.5

Ruang KPLP

30

1

5

330.4

42126

4781.25

46907.25

1393

177607.5

14683.75

192291.25

TOTAL LANTAI 1 2

Luas

Bid.Lala & Kepelabuhan

30

1

5

311.8

39754.5

4781.25

44535.75

Ruang Kab.Lala & Kepelabuhan

30

1

1

36

4590

1381.25

5971.25


Ruang Kontrol

30

-

3

11.4

1453.5

2550

4003.5

Ruang Peralatan

30

-

-

11.4

1453.5

-

1453.5

Bag. Pembukuan

30

-

2

13

1657.5

1700

3357.5

Bag. Keuangan

30

-

2

13

1657.5

1700

3357.5

Ruang Istirahat

30

2

1

64.8

8262

1912.5

10174.5 10174.5

Ruang Obat-obatan

30

-

-

21.6

2754

-

2754

Kantin

30

2

-

9

1147.5

1062.5

2210

Koridor

30

-

-

118.08

15055.2

-

15055.2

610.08

77785.2

15087.5

92872.7

TOTAL LANTAI 2 3


30

1

5

337.86

43077.15

4781.25

47858.4

Kabid.Lala & Kepelabuhan

30

1

1

36

4590

1381.25

5971.25

Kasi Was.Fasilitas

30

-

2

25.2

3213

1700

4913

Kasi Lalin dan Angla

30

-

2

10.08

1285.2

1700

2985.2

Kasi penumpang Angla & TKBM

30

-

2

35.28

4498.2

1700

6198.2

Ruang Wudhu

30

-

-

19.8

2524.5

-

2524.5

Koridor

30

-

-

75.6

9639

-

9639

Kabid.Kelaiklautan Kapal

30

1

2

46.8

5967

2231.25

5967

Ruang AIS

30

-

-

15.12

1927.8

-

1927.8

Bid.Kelaiklautan Kapal

30

1

5

321.9

41042.25

4781.25

45823.5

Kasi Keselamatan Kapal

30

-

2

15.3

1950.75

1700

3650.75

Kasi Kepelautan

30

-

2

15

1912.5

1700

3612.5

Kasi Pengukuran

30

-

2

15

1912.5

1700

3612.5

968.94

123539.85

23375

144683.6

378932.55

53146.25

429847.55

TOTAL LANTAI 3 TOTAL COOLING LOAD PENERANGAN & ALAT ELEKTRONIK

Dengan demikian, Beban Pendingin dari Penerangan dan Alat Elektronik adalah sebesar 429847 Btu/Hour.

3.2.6. Perhitungan Cooling Load dari dari Manusia

Total kalor yang dilepas oleh tubuh manusia sangat tergantung kepada kegiatan yang dilakukan oleh manusia tersebut. Untuk menghitung besarnya kalor yang dilepas oleh tubuh manusia dapat digunakan rumus sebagai berikut: Qsensibel = q sensibel sensibel × n…...(3.6) Qlaten = q laten laten × n………..(3.7) (literatur : Pita, Edward G., “ Air Conditioning Conditioning Systems Systems”, hal 111)

Dimana: Q sensibel dan Qlaten = total panas sensibel dan laten dari tubuh manusia q sensibel panas sensibel dan laten laten untuk tiap orang sensibel dan q laten laten = panas n

= banyaknya jumlah orang didalam ruang

Tabel 3.16. Panas yang dihasilkan dari manusia Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

(Sumber : Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 1, Load Estimating, hal 100)

-

Dari tabel 3.16, untuk aktivitas pekerja kantor dan aktivitas berdiri, berjalan lambat pada aplikasi hotel, besarnya panas sensibel dan panas laten untuk temperatur ruangan 76 oF masing-masing didapat 235 Btu/hr dan 215 Btu/hr per orang.

Selanjutnya cooling load dari manusia untuk tiap ruangan mulai dar darii lanta lantaii 1 sampai lantai 3 berdasarkan denah bangunan dapat dilihat pada tabel 3.17.

Tabel 3.17. Cooling load dari dari manusia mulai lantai 1 sampai lantai 3 Lantai

Ruang

n

Qs (Btu/h)

Ql (Btu/h)

Q manusi a (Btu/h)

1

Lobby Ruang Serbaguna/Aula

13 0

2450 0

2050 0

5000 0

Ruang Istirahat Ka.Adpel Kabid.KPLP Kasi Kesyahbandaraan

0 2 2

0 490 490

0 410 410

0 900 900

Kasi Penyelamatan Kasi Keamanan

2 2

490 490

410 410

900 900

Ruang Senjata Bid. KPLP

2 11

490 2450

410 2050

900 4950


TOTAL Qmanusia Lantai 1

2

6150

14450

Bid.Administrasi Ruang Kab.Administrasi

50 7

12250 1715

10250 1435

22500 3150

Ruang Kontrol Ruang Peralatan Bag. Pembukuan

2 2 2

490 490 490

410 410 410

900 900 900

Bag. Keuangan Ruang Istirahat

2 2

490 490

410 410

900 900

Ruang Perpustakaan Mini Kantin

2 4

490 980

410 820

900 1800

Koridor

2

490

410

900

18375

15375

33750


3

7350


50

12250

10250

22500

Kabid.Lala & Kepelabuhan Kasi Was.Fasilitas

7 5

1715 1225

1435 1025

3150 2250

Kasi Lalin dan Angla Kasi penumpang Angla & TKBM Ruang Wudhu

2 7 0

490 1715 0

410 1435 0

900 3150 0

Koridor Kabid.Kelaiklautan Kapal

2 2

490 490

410 410

900 900

Ruang AIS Bid.Kelaiklautan Kapal Kasi Keselamatan Kapal

3 48 2

735 11760 490

615 9840 410

1350 21600 900

Kasi Kepelautan Kasi Pengukuran

2 2

490 490

410 410

900 900

32340

27060

59400

58065

48585

107600


TOTAL COOLING LOAD MANUSIA

3.2.7. Perhitungan Cooling Load dari dari Infiltrasi

Biasanya kebutuhan udara luar sangat cukup untuk menghasilkan tekanan yang sedikit berbeda dari ruangan dan menyeimbangkan infiltrasi. Tidak perlu untuk memikirkan infiltrasi hanya jika volume udara luar dapat ditangani oleh peralatan yang mampu untuk menyeimbangkan besarnya total infiltrasi yang diperhitungkan. Tapi jika peralatan tidak mampu untuk menangani infiltrasi yang terlalu besar, maka infiltrasi perlu diperhitungkan sebagai total beban pendingin. Besarnya infiltrasi dalam ruangan yang terjadi t erjadi dapat dihitung dengan menggunakan rumus: Cfm)inf = =

H × L × W × G

60

=

VolumeRuangan

60

…..(3.8)

and Air Conditionin Conditioning g” ,hal 234) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dimana :

H = tinggi gedung (ft)

L = panjang gedung (ft)

W= lebar gedung (ft)

G = faktor dinding

G = 1 , jika ruangan memiliki satu dinding luar G = 1,5 , jika ruangan memiliki dua dinding luar G = 2 , jika ruangan memiliki tiga buah atau lebih dinding luar

Yang dimaksud dengan dinding luar adalah dinding yang berhubungan dengan bagian ruangan gedung yang tak dikondisikan dikondisikan yaitu dinding yang memiliki jendela ataupun pintu yang memungkinkan terjadinya infiltrasi. Jika celah-celah pintu dan jendela diisolasi dengan strip, maka infiltrasi yang terjadi adalah setengah dari besarnya infiltrasi infiltrasi yang diperoleh dari persamaan persamaan 3.8. Infiltrasi pada bangunan kantor ini berdasarkan gambar 2.10-2.12, dan ditinjau pada lantai 1,2 dan 3 yaitu pada lobby dan Ruang Serbaguna serta s erta Ruang yang yang memiliki pintu yang berhubungan langsung dengan udara luar dan alirannnya ke tingkat selanjutnya. Tidak adanya infiltrasi melalui jendela karena tidak terdapat jendela pada Gedung ini. Besarnya infiltrasi tersebut diatur dengan putaran exhaust fan dan disesuaikan dengan kebutuhan udara ventilasi untuk ruangan-ruangan

tersebut. Sehingga besar infiltrasi ini identik dengan kebutuhan udara ventilasi dan oleh sebab itu menjadi bagian dari perhitungan cooling load dari dari ventilasi Adapun perhitungan infiltrasi pada lantai yaitu perhitungan infiltrasi untuk lobby yang memiliki pintu depan dan ruang serbaguna yang memiliki pintu samping serta ruang lain yang memiliki ruang kontak dengan udara luar. Dengan tinggi lobby lobby 4 m (13,123 ft) dan luas lantai lobby 6411.0384 6411.0384 ft2 berdasarkan tabel 3.19, dimana dinding ruangan lobby ini memiliki 1 buah dinding luar, maka Cfm)inf lobby dapat dihitung sbb: Cfm)inf = =

16,404 x6411,0384 x1 60

x50%

Cfm)inf = = 2629.166848cfm ≈ 2629 cfm Udara infiltrasi yang masuk ke dalam ruangan ini memiliki nilai kalor sensibel dan kalor laten. Besarnya kalor sensibel dan kalor laten inilah yang akan menjadi Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

beban pendingin pendingin yang selanjutnya akan dibuang oleh mesin pendingin pe ndingin ke lingkungan. Besarnya kalor sensibel dan laten udara luar infiltrasi dihitung dengan persamaan: Qsensibel = 1,08 × Cfm )inf × × (T,o – T,r )….(3.9) )….(3.9) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and and Air Conditionin Conditioning g” ,hal 233)

Dimana: T, o – T,r = = perbedaan perbedaan temperatur udara luar luar dengan temperatur temperatur ruang yaitu yaitu 96,08oF dan 75 oF.

Qlaten = 0,68 × Cfm )inf × × (wo` - wi`)……(3.10) and Air Conditionin Conditioning g” ,hal 234) (literatur : Jordan, Richard C., “ Refrigeration and

Dimana: wo’ – wi’ = perbedaan rasio kelembaban udara luar dengan udara ruang. Nilai

wo ’

dan

wi’ini

didapat

dari

grafik

psikometrik

berdasarkan T, o= 96,08oF dan T, r = 76oF, diperoleh 200 lb/lb dry air dan 65 lb/lb dry air.

Maka Rumus untuk mencari Cooling Load Infiltrasi total adalah: Qinfiltrasi = Qsensibel + Qlaten

Dengan cara Tabulasi pada Tabel 3.18 berikut ini dapat dihitung nilai Beban Pendingin yang yang berasal dari Infiltrasi sebagai berikut:

Tabel 3.18. Perhitungan Coolind Load Infiltrasi Lantai 1,2,dan 3 2

2

Lantai

Ruang

Tinggi (ft)

A lantai (m )

Alantai (ft )

Cfm) inf

Qs

Ql

Qinfiltrasi

1

Lobby

16.404

595.6

6411.0384

2629.1668

64456.6544

241357.516

305814.1

Ruang Serbaguna/Aula

16.404

331.8

3571.4952

1952.8935

47877.1388

179275.63

227152.7

Ruang Istirahat Ka.Adpel

16.404

50.4

542.5056

148.32103

3636.238397

13615.8706

17252.1

TOTAL Lantai 1

16.404

977.8

10525.0392

4730.38133

115970.032

434249.0166

Koridor

13.123

118.08

1271.0131

138.99587

3407.622907

12759.8214

TOTAL Lantai 2

13.123

118.08

1271 .0131

138.99587

3407.62291

12759.8214

Ruang Wudhu

13.123

19.8

213.1272

23.307235

571.4001826

2139.6 042

2711.004

Koridor

13.123

75.6

813.7584

88.991262

2181.709788

8169.39788

10351.1

TOTAL Lantai 3

13.123

95.4

1026.8856

112.298497

2753.10997

10309.00208

2

3

550218.9 16167.44

16167.44

13062.104


3.2.8. Perhitungan Cooling load dari dari Ventilasi

Untuk tetap menjaga agar ruangan tetap segar, maka udara luar juga harus dimasukkan ke dalam ruangan yang dikondisikan untuk menghilangkan atau mengurangi kadar konsentrasi dari asap rokok, bau badan, karbon dioksida, dan yang lainnya. Dalam aplikasi kantor ini, Kebutuhan udara udara ventilasi ruangan kantor disuplai dari koridor sebagai udara infiltrasi yang masuk lewat celah pintu. Udara ventilasi tersebut menjadi cooling load koridor karena udara tersebut telah dikondisikan di koridor sebelum disuplai ke tiap t iap ruangan kantor. Adapun besar ventilasi ini akan dibandingkan dengan besar infiltrasi, jika ventilasi lebih besar dari infiltrasi, maka infiltrasi dapat diabaikan dan besar cooling dari ventilasi inilah yang akan diperhitungkan untuk cooling load total. total. load dari Dari tabel 3.19 berikut, diperoleh kebutuhan ventilasi untuk aplikasi Office Room untuk recommended recommended cfm cf m berkisar antara 35 per orang dalam hal ini dipilih 15 cfm per orang.

Tabel 3.19 Kebutuhan udara untuk ventilasi


(Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 118)

Dengan cara yang sama seperti menghitung cooling load dari infiltrasi, dari ventilasi dapat dihitung sebagai berikut: cooling load dari Qsensibel = 1,08 × Cfm )inf × × (T,o – T,r) Qlaten = 0,68 × Cfm)inf × × (wo` - wi`) Qventilasi = Qsensibel + Qlaten Perhitungan Cooling Load dari Ventilasi ini dapat ditabelkan sebagai berikut: Tabel 3.20 Cooling load dari dari ventilasi yang disuplai pada ruangan tertentu dari lantai 1 sampai lantai 3 Lantai

Ruang

n

cfm

Qs

Ql

Qventilasi

1

Lobby Ruang Serbaguna/Aula TOTAL Lantai 1

10 0

350 0

8580.6 0

32130 0

40710.6 0

10

350

8580.6

32130

40710.6

2 3

Koridor TOTAL Lantai 2

2

70

1716.12

6426

8142.12

2

70

1716.12

6426

8142.12

Ruang Wudhu

0

0

0

0

0

Koridor TOTAL Lantai 3

15

525

12870.9

48195

61065.9

15

525

12870.9 12870.9

48195

61065.9

Terlihat bahwa kebutuhan udara ventilasi dan cooling load dari dari ventilasi lebih kecil dari infiltrasi, sehingga cooling load dari infiltrasi yang akan diperhitungkan pada cooling load total. total. 3.2.9 Total Cooling Load

Besarnya cooling load secara keseluruhan yang menjadi beban dari mesin pendingin dapat dihitung dengan: dengan: Qcooling load = Qatap+ Qdinding + Qkaca + Qinfiltrasi+ Qmanusia+ Q penerangan dan elektronik +Qlantai

Adapun cooling load secara secara keseluruhan ini dapat dibagi menjadi 2 bagian yaitu: -

Beban laten, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin untuk menurunkan kelembaban dalam ruangan. Beban ini berasal dari manusia dan infiltrasi atau ventilasi.

-

Beban sensibel, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin untuk menurunkan suhu ruangan. Beban ini berasal dari struktur bangunan yang


mencakup dinding, kaca, lantai, atap dan juga beban manusia, penerangan , alat elektronik, dan infiltrasi/ventilasi

Tabel 3.21 Cooling load total total tiap kamar dari lantai 1 sampai sampai lantai 6 Qdinding

Qkaca

Qlantai

Qlampu

Qmanusia

Qinfiltrasi

Qatap

(Btu/hr)

(Btu/hr)

(Btu/hr) (Btu/hr)

(Btu/hr (Btu/hr

(Btu/hr (Btu/hr

(Btu/hr

(Btu/hr

1

119433

41354

94453

192291

14450

550218

2

26010

123559

-

92872

33750

3

22118

147749

-

144683

TOTAL

167561

312662

94453

429846

lantai

Q total (Btu/hr)

Qsensibel Qsensibel (Btu/hr)

-

1012199

378560

16167

-

276191

264223

59400

13062

206159

387012

581527

107600

579447

206159

1675402

1224310

Berdasarkan tabel 3.21 di atas, terlihat bahwa cooling load total total dari lantai 1 sampai lantai 3 adalah sebesar 1675402 Btu/hr atau setara set ara dengan dengan 492,75 kW atau 140 Ton of of Refrigeran (TOR). Menurut Jordan , cooling load total total ini dalam perencanaan biasanya ditambah 10% dari nilainya sebagai faktor keamanan ( safety factor ). ). Dengan demikian, cooling load total total tersebut t ersebut menjadi 1.842.942 Btu/hr atau setara dengan 542 kW atau 153,57 TOR. Selanjutnya akan diuraikan perhitungan beban mesin pendingin dengan menggunakan analisa psychrometric psychrometric chart chart . Perhitungan dengan psychrometric psychrometric chart maupun dengan estimasi cooling load seperti diuraikan sebelumnya akan

memberikan hasil yang kurang lebih sama.

3.3. Siklus Pengkondisian Udara

Adapun siklus pengkondisian udara yang akan diuraikan dalam subbab ini adalah pada semua ruangan pada lantai 1,2 dan 3, dimana terdapat beban pendingin dari udara luar yaitu udara ventilasi bagi manusia di dalamnya sehingga siklus pengkondisian pengkondisian udara yang terjadi terjadi dapat dianalisa dianalisa secara lengkap. lengkap. Dari grafik grafik psikrometrik, siklus pendingin udara dapat dapat dilihat dimana dimana udara luar (1) dan udara dari ruangan yang dikondisikan (2) bercampur di titik tit ik (3) dibalikkan kembali ke kondensor. Di dalam coil kondensor mengalir air bersuhu sekitar 37,4oF(3ºC) yang berasal dari evaporator. Udara yang melewati coil pendingin, suhu dan kelembabannya akan turun (4). Udara keluar dari coil inilah yang akan dihembus dengan blower ke ke dalam ruangan.


1 3 4

2

2

2

ruangan dikondisikan udara supplai ke ruangan 3 udara balik dari ruangan 1

udara supplai ke ruangan 4

udara balik dari ruangan

4 blower

Gambar 3.4. Siklus pengkondisian udara

3.3.1.Analisa Grafik Psikometrik (Psychometric Chart)

Pertama-tama, siklus pengkondisian udara pada koridor lantai 1 yang akan dianalisa. Adapun kondisi perencanaan seperti yang telah diuraikan pada subbab sebelumnya yaitu:

♦

Suhu dalam ruang yang direncanakan T, r = = 24ºC(76oF) DB dan RH = 50 %

♦

Suhu udara luar T, o = 35,6ºC(96,08ºF) 35,6ºC(96 ,08ºF) DB dengan RH = 77% Dengan mengacu pada gambar 3.4, langkah untuk menganalisa psychrometric psychrometric

adalah: chart adalah: 1. Karena percampuran udara (titik 3) terjadi di dalam ruangan, maka kondisi udara campuran inilah yang harus diperhitungkan sebagai kondisi udara perencanaan pada ruangan tersebut t ersebut yaitu T, r = 76oF dan RH yang akan dicari. Dengan kondisi udara luar (titik 1) yang telah diketahui yaitu T ,o = 96,08oF dan RH = 77%, maka dapat ditarik suatu garis lurus penghubung antara titik 1 dengan titik 3. 2. Pada titik perpotongan suhu 80ºF dan RH = 50%, terdapat sebuah titik yang disebut “titik setan”. Dari titik ini ditarik garis lurus ke sumbu GSHF ( Global Sensible Heat Factor ) yang dapat dihitung dengan rumus:

GSHF =

Qsensibel Qcooling load

=

550571 800783

= 0.69


Dari titik 3 kemudian ditarik garis sejajar dengan garis GSHF hingga ke garis saturasi pada psychrometric psychrometric chart chart . 3. Temperatur coil didapat dari perpotongan garis tersebut pada garis saturasi yaitu pada suhu suhu 37,8 o F yang untuk selanjutnya disebut t adp. 4. Ketika udara campuran tersebut melewati coil pendingin, ternyata tidak semua udara tersebut mengalami penurunan suhu dan terkondensasi. Sebagian kecil udara ada yang lolos melewati coil tanpa mengalami penurunan suhu. Perbandingan antara jumlah udara yang lolos tanpa mengalami penurunan suhu dengan jumlah udara total yang melewati coil disebut dengan dengan Bypass Factor (BF). Untuk kecepatan udara melewati coil yang tidak melebihi 500 fpm, dan 2 baris direncanakan 0.313. coil, By-pass Factor direncanakan 5. Kemudian titik 4 yaitu kondisi udara setelah melewati coil dapat dicari berdasarkan harga harga By-pass Factor dengan menggunakan rumus: Factor dengan BF =

t 4 − t adp t 3 − t adp

⇔ t 4 = 0.313 × (75,2 − 37,4) + 37,4 = 49,2 0 F

6. Selanjutnya pada titik 4 tarik garis lurus dengan kemiringan garis RSHF( Room Sensible Heat Factor ) yaitu garis dengan kemiringan SHF yang didapat dengan

tanpa memperhitungkan udara ventilasi atau infiltrasi hingga memotong perpanjangan perpanjangan garis yang menghubung menghubungkan kan titik 1 dan 3. Adapun titik yang didapat dari perpotongan kedua garis tersebut merupakan kondisi udara setelah menyerap panas dari cooling load ruangan sebelum bercampur bercampur dengan udara luar, luar, yang untuk selanjutnya selanjutnya disebut titik 2. 7. Dari psychrometric psychrometric chart chart , diperoleh h 4 = 19 Btu/lb udara dan h 3 = 30 Btu/lb udara. 8. Kuantitas udara suplai yang diperlukan (cfm) dapat dicari dari rumus: cfm =

Qsensible

1,08 × (t 3 − t 4 )

=

550771 1.08 × (75,2 − 49,2)

= 19607,2 cfm

9. Beban mesin pendingin di lantai 1 dapat dicari dengan persamaan: Q lobby = 4,55·cfm·(h3 – h4) = 4,55·19607,2·(30 – 19) = 981340,36 Btu/h


Ternyata perhitungan Q lantai 1 dengan grafik psikrometrik memberikan hasil yang hampir sama dengan perhitungan Q lantai 1 dari cooling load sebelumnya sebelumnya yaitu 1052170 Btu/hr. Dengan cara yang sama, dan harga Bypass Factor Factor , T 1, dan T 3 yang sama, maka GSHF, RSHF, t adp, t4, t2, h3, h4, serta Q koridor lantai 2,3 dapat dicari dan memberikan hasil sebagai berikut:

Lantai 2

Lantai 3

GSHF = 0,81

GSHF = 0,93

cfm = 12093,7 cfm

cfm = 22690,36 cfm

tadp = 37,4oF

tadp = 37,4oF

t4 = 49,2oF

t4 = 49,2oF

h3 = 26,4 Btu/lb

h3 = 25,2 Btu/lb

h4 = 18,2 Btu/lb

h4 = 17,6 Btu/lb

Untuk lebih jelasnya, grafik psikometrik untuk kondisi lantai 1 dan lantai 2 serta lantai 3 seperti yang diuraikan sebelumnya, dapat dilihat pada halaman berikut.

BAB 4 ANALISA TERMODINAMIKA Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

4.1 Analisa Termodinamika Sistem Pendingin

Diagram alir dari sistem pendingin yang direncanakan dapat dilihat pada gambar 4.1 berikut.

Gambar 4.1. Diagram alir sistem pendingin.

Pada diagram alir tersebut, terdapat 3 jenis jalur fluida yang digunakan yaitu jalur refrijeran berdasarkan berdasarkan siklus kompresi uap, jalur udara dan jalur air dingin. Udara digunakan untuk mengkondisikan udara di ruangan kantor dan menyerap cooling load dari ruangan tersebut, yang kemudian dialirkan ke evaporator untuk

didinginkan kembali oleh refrijeran melalui ducting . Dengan demikian, pada evaporator terjadi perpindahan panas dari refrijeran, dimana panas yang diserap refrijeran dari udara yang dihisap exhaust fan exhaust fan adalah cooling load ruangan yang dikondisikan. dikondisikan. Ini I ni merupakan sistem pendingin tidak langsung langsung ( Indirect Ekspansion Ekspansion). Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dalam hal ini, ada beberapa parameter suhu yang perlu ditetapkan sebagai tahap awal perencanaan yaitu suhu refrijeran dan suhu air dingin. Suhu refrijeran di evaporator direncanakan 32 ºF (0 ºC) untuk menghindari pembekuan pada fluida air bila suhu refrijeran direncanakan direncanakan di bawah titik beku beku air. Suhu air dingin setelah didinginkan refrijeran dan disuplai ke ruangan tentu saja berada sedikit di atas suhu tersebut. Menurut Edward G. Edward G. Pita ,suhu air dingin yang disuplai ke ruangan biasanya berkisar

antara

40-50 oF

(4,4-10oC)

sedangkan

kenaikan

suhu

air

setelah

mengkondisikan ruangan biasanya berkisar antara 5-15 oF (2,8-8,3 oC). Dalam perencanaan perencanaan ini, suhu air dingin suplai direncanakan 3 oC (37,4oF) dan kenaikan suhu air dingin direncanakan 7 oC (44,6oF). Pada kenyataannya, karena suhu ruangan yang telah dikondisikan relatif lebih tinggi dari suhu air dingin baik pada jalur pipa suplai maupun jalur balik, terjadi perpindahan panas dari ruangan ke air dingin. Walaupun pada pipa air dingin dililitkan isolasi, pindahan panas tetap terjadi dalam skala kecil. Khusus untuk perencanaan perencanaan ini, dimana semua ruangan kantor kantor dikondisikan, panas dari ruangan yang yang berpindah berpindah ke air dingin telah menjadi bagian dari cooling load total ruangan yang diserap oleh air dingin. Meskipun demikian, perlu dilakukan penambahan terhadap cooling load total yang telah dihitung untuk mengantisipasi hal ini. Adapun cooling load total yang telah dihitung pada bab 3 yaitu sebesar 1.675.402 Btu/hr, telah

ditambahkan 10% dari nilainya menjadi 1.842.942 Btu/hr. Dengan demikian, penambahan terhadap cooling load total tidak perlu lagi dilakukan dan untuk selanjutnya nilai cooling load ini yang akan menjadi dasar perencanaan komponenkomponen sistem pendingin.

4.2. Pemilihan Refrijeran

Dalam subbab ini, akan dipilih refrijeran yang sesuai untuk sistem refrijerasi ini. Adapun refrijeran tersebut akan dipilih dari beberapa refrijeran yang telah digunakan secara luas untuk pengkondisian udara pada bangunan komersial antara lain R-11, R-12, R-22, R-113, dan R-134a. Adapun pemilihan refrijeran ini didasarkan pada temperatur dan tekanan t ekanan pada evaporator dan kondensor Dalam perencanaan ini, temperatur kondensor direncanakan 122º F (50ºC ) berdasarkan kenyataan kenyataan di lapangan, sedangkan temperatur temperatur di evaporator direncanakan 32 ºF (0 ºC) Adapun refrijeran yang dipilih, tekanan evaporator dan kondensornya Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

harus berada di atas tekanan atmosfer. Hal ini untuk menghindari masuknya udara dan embun ke dalam sistem bila terjadi kebocoran. Selain itu, refrijeran tersebut harus memiliki titik beku di bawah kedua temperatur tersebut. Perbandingan refrijeranrefrijeran tersebut berdasarkan titik beku, titik didih pada tekanan atmosfer, dan tekanan evaporator serta kondensornya berdasarkan Lampiran [L.9 – L.15] dapat dilihat pada tabel 4.1 di bawah :

Tabel 4.1. Perbandingan titik beku, titik didih, dan tekanan evaporator dan kondensor berbagai refrijeran Titik beku

Titik didih

Tekanan

Tekanan

(oC)

(oC)

evaporator (Bar)

kondensor(Bar)

R-11

-111

23,7

0,4

2,361

R-12

-136

-29,8

3,081

12,17

R-22

-160

-40,8

4,98

19,43

R-113

-36,6

45,9

0,1504

1,097

R-134a

-96,6

-26,15

2,928

13,18

Refrijeran

Dari tabel di atas, terlihat bahwa R-11 dan R-113 tekanan evaporatornya di bawah tekanan atmosfer sehingga ketiga refrijeran tersebut tidak dipilih dalam perencanaan perencanaan ini. Karena R-12, dan R-22 termasuk bahan perusak ozon (BPO), ( BPO), maka dalam perencanaan ini dipilih R-134a.

4.3. Analisa Termodinamika Siklus Kompresi Uap

Perencanaan sistem refrijerasi ini juga dilengkapi penukar kalor. Adapun diagram alir sistem refrijerasi, diagram P-h dan diagram T-s berdasarkan siklus kompresi uap dapat dilihat pada gambar 4.1, 4.2, dan 4.3 berikut.


Gambar 4.2. Diagram alir sistem refrijerasi siklus kompresi uap

Gambar 4.3. Diagram P-h siklus kompressi uap

Gambar 4.4 Diagram T-s siklus kompressi uap Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Proses-proses yang terlibat dalam sistem refrijerasi s iklus kompresi uap ini antara lain : 

Proses pemasukan kalor di evaporator pada suhu dan t ekanan konstan (1-2)



Jalur Hisap ( Suction Line ) (2-3), terjadi kenaikan temperatur pada tekanan konstan yang disebabkan oleh pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada Heat Exchanger Double Pipe.

Hal ini ini dilakukan untuk memastikan memastikan refrijeran

yang masuk ke kompresor tidak lagi mengandung kondensat. 

Proses kompresi isentropis di kompresor (3-4)



Proses pembuangan kalor di kondensor (4-5-6), yang terbagi dua yaitu proses desuperheating (4-5) dan proses kondensasi (5-6). Proses kondensasi berlangsung

pada suhu suhu dan tekanan konstan. konstan. 

Jalur Cair (liquid line ) (6-7), terjadi penurunan temperatur pada tekanan konstan yang disebabkan pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada Heat Exchanger Double Pipe untuk memastikan refrijeran yang masuk ke katup

ekspansi berada dalam fase cair seluruhnya. Penurunan temperatur biasanya direncanakan berkisar antara 5 oF – 15 oF berdasarkan buku pedoman Carrier [Lit.12]. Dalam sistem ini, penurunan temperatur direncanakan direncanakan sebesar 5 oF. Berdasarkan proses-proses di atas, keadaan fisik refrijeran R-134a dari titik 1 – 7 dapat ditentukan ditentukan secara lengkap lengkap sebagai berikut. berikut. Titik 2: T 2 = 0oC °

Dari tabel saturasi [L.14], P 2 = 0,2927 MPa h2 = hg @ 0,2928 MPa = 398,68 kJ/kg

Titik 5: T5 =40oC°

Dari tabel saturasi [L.14], P 5 = 1,0165 MPa h5 = hg @ 1,0165 MPa = 419,58 kJ/kg

Titik 6: T6 =40oC°

P6= P5 = 1,0165 MPa Dari tabel saturasi [L.14], h6 = hf @ 1,0165 MPa = 256,35 kJ/kg

T7 direncanakan direncanakan turun 5 oF atau sekitar 2,78 oC dari T 6 sehingga didapat: T7 = 40oC – 2,78 oC = 37,22 oC

Dari tabel saturasi [L.14], didapat: didapat:

P7 = P6 = 1,0165 MPa

h7 ≈ hf @ 1,0165 MPa = 252,21 kJ/kg

h3 dapat ditentukan dari persamaan kesetimbangan energi pada penukar kalor sebagai berikut:

Q in = Q out Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

 r × (h3 – h2) = m r × (h6 – h7) m (h3 – h2) = (h6 – h7) (h3 – 398,68) = (256,35 – 252,21) h3 = 402,82 kJ/kg

Titik 3: P3 = P2 = 0,2928 MPa

Dari tabel uap jenuh [L.15], [L.15] , didapat: T 3 = 4,58 oC

h3 = 402,9 kJ/kg

s3 = 1,743 kJ/kg.K Titik 4: s3 = s4 = 1,743 kJ/kg.K (isentropis) Dari tabel uap jenuh [L.15], didapat: T 4 = 48,83oC, h4 = 429,3kJ/kg

P4= P5 = 1,0165 MPa Titik 1: h1 = h7 = 252,21 kJ/kg.K ( throttling ) T1 = 0oC

Secara lengkap, hasil perhitungan sifat-sifat fisik refrijeran di atas dapat ditampilkan pada Tabel 4.2 berikut. Tabel 4.2 Nilai P, h, dan T dari titik 1 – 7.

Titik

P ( kPa )

h ( kJ/kg )

T(°C)

1. 292.8 252,21 0 2. 292.8 398.68 0 3. 292.8 402.98 4,58 4. 1016,5 429,3 4 29,3 48,83 5. 1016,5 419,58 40 6. 1016,5 256,35 40 7. 1016,5 252,21 37.22 Berdasarkan sifat-sifat fisik di atas, dapat dihitung besaran-besaran penting siklus kompresi uap sebagai berikut:

-

RE = h2 – h1= 398,68-252,21= 146,47 kJ/kg

-

COP =

-

 r × (h2 – h1) Qevaporator = = Q cooling load = = 542 kW = m

-

 r = m

-

P=

h2 − h1 h4 − h3

Qcooling load h2 − h1

398,68 − 252,21

=

429,3 − 402,98

=

 r × (h4 − h3 ) m Q, cooling load

= 5,5

542 (398,68 − 252,21)

=

= 3,7 kg/s

3,7 × ( 429,3 − 402,98) 542

= 0,1796kW / kW


BAB 5 KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP

5.1. Kompressor Kompressor

Jenis kompresor yang yang direncanakan d irencanakan adalah kompresor bolak-balik bolak-balik (reciprocating compressor) sebanyak tiga unit.

Clearance volume

Gambar (5.1). Potongan silinder kompressor

Daya teoritis yang dibutuhkan kompressor tiap tiap satuan laju aliran massa untuk keadaan isentropis :

W siklus siklus

   P2 .V 2 − P1 .V 1   P2  = . ln  ….(5.1)  P V .  P  ln 2 2 P .V    1    1 1  

P


V (m3)

Gambar (5.2) Siklus Kompressor



P1 = tekana t ekanan n pada sisi masuk kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P 1 = 0,2928 MPa dengan V 1 = 0,080128 m3/kg.



P2 = tekana t ekanan n pada sisi keluar kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P 2 = 1,0165 MPa dengan V 2 = 0,020829 m3/kg.

 r = 1,233 kg/s dari Laju aliran refrijeran untuk tiap unit kompressor adalah m

 r total = 3,7 kg/s. m Maka daya teoritis yang dibutuhkan oleh kompressor pada keadaan isentropis adalah

   1016 × 1000 × 0,020829 − 292,8 × 1000 × 0,080128   1016 × 1000  W = mr . . ln 292,8 × 1000  1016 1000 0 , 020829 × ×       ln 292,8 × 1000 × 0,080128     = 1,233 × 29925,66 = 36,898 kW •

Perhitungan silinder kompressor : 

Theoritical volume displacement dihitung dengan: •

= m r × V 1 …..(5.2) = 1,233 kg/s x 0,080128 m 3/kg = 0,0987 m 3/s 

Volume displacement : •

=

=

m r × V 1

η cv 0,099 0,9617

…..(5.3) = 0,1029 m3/s

dimana ηcv merupakan effisiensi volumetri yang dirumuskan: 1/n

/ps) …..(5.4) ηcv = 1 + C – C·(p d /p dimana :

Pd = = P2


Ps = P1 n = γ = Cp/Cv, konstanta pada proses isentropis. Adapun nilai Cp dan

Cv

masing-masing adalah 0,8766 Kj/kg.K dan 0,7539 Kj/kg.K.

Sehingga didapat nilai n = 1,163 Dalam perencanaan kali ini piston direncanakan memiliki clearance C = 2%.

 1016   292 , 8  

ηcv = 1 + 0,02 – 0,02· 

1 1,163

= 0,9617

5.2. Evaporator

Evaporator yang direncanakan adalah evaporator jenis Fin coil air-cooled evaporator . Adapun konstruksi evaporator dapat dilihat pada gambar berikut :

fan

pipa pipa

sirip

Gambar 5.3. Konstruksi evaporator jenis Fin coil air-cooled

. Refrijeran mengalir di dalam tube evaporator sementara udara dengan bantuan fan mengalir menyilang melintasi tube evaporator. Udara yang yang melewati tube evaporator akan menyerap menyerap kalor dari refrijeran . Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang harus diterima evaporator adalah sebesar cooling load total total yaitu 542 kW. Dalam perencanaan dirancang tiga buah evaporator yang identik, yang berarti Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

tiap–tiap evaporator melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a. Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi evaporator berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi. terjadi.

5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal

Di sebelah luar tube terjadi perpindahan panas aliran eksternal karena udara yang mengalir menyilang melewati tube. Bentuk

susunan tube akan dipakai pada evaporator diambil perencanaan

dengan menggunakan : Copper tube berdiameter nominal 5/8 in tipe L dan diperoleh ukuran : Outer diameter

:

D = 0,75 in. (19,05 mm)

Inside diameter diameter

:

d = 0,666142 in. (16,92 mm)

Tebal dinding tube

:

t = 1,07 mm

Susunan tube

:

Sn = 0,938 in. (23,8252 mm) dan S p = 0,814 in. (20,6756 mm)

Menurut Jordan, kecepatan udara melintasi coil pendingin, yang dihasilkan oleh fan (Coil Face Velocity) biasanya digunakan antara 400-500 fpm. Dalam perencanaan perencanaan ini, Kecepatan Kecepatan udara yang dihasilkan fan, V fan (Coil Face Velocity ) direncanakan 500 fpm ( 2,5 m/s ). Temperatur coil pada evaporator, berkisar berkisar 3 – 4 ºC º C lebih tinggi dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk dan keluar evaporator adalah sama yaitu, T, ri= T, ro = 0 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil, T,coil = 0 + 3,5 = 3,5 ºC. Temperatur udara masuk, T, udara in = 35,6 ºC. Sifat fluida udara dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film, T , f =

T , udara in +T , coil

2

=

35,6 + (3,5) 2

= 19,55 ºC (292,55 K), dari Lampiran [L.12],

diperoleh: ρ

= 1,2125 kg/m3

Cp

= 1005,64 J/kg.ºC

μ

= 1,8434.10-5 kg/m.s

k

= 0,025648 W/m.ºC


Pr

= 0,710086

Pr w dievaluasi pada T, pipa = 3,5 ºC (276,5 K ) : Pr w = 0,71458 Kecepatan maksimum udara, V max : V max =

S n S n − D

× V kipas =

Nilai Re D, max =

23,8252 23,8252 − 19,05

ρ ⋅ V max ⋅ D µ

=

× 2,5 = 12,4734 m/s.

1,2125 ⋅ 12,4734 ⋅ 0,01905 0,000018434

= 15629,4

Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan berdasarkan

korelasi empiris yang dirumuskan oleh

Zhukauskas Zhukauskas 1

4 m 0 , 36  Pr   …..(5.8) Nu , D = C × (Re, D max ) × Pr ×  Pr  w 

(literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer ”, ”, hal 380 )

Korelasi empiris di atas at as berlaku untuk bilangan Reynold diantara diantara 1000 sampai 2×106. Nilai C dan m diambil dari dar i tabel pada Lampiran [L.8]. Dengan Dengan nilai dari ( S n/S p ) = 1,1523 maka nilai C = 0,35( S n/S p )1/5 = 0,35.(1,1523) 0,35.(1,1523) 1/5 = 0,36 dan m = 0,6 [L.8]. Sehingga: Nu D = 0,36 × (15629,4)

0,6

× (0,710086 )

0 , 36

 0,710086  ×  0 , 71458  

1

4

= 104,34

Untuk jumlah tabung paralel di bawah 20, maka harus dikalikan faktor koreksi pada koefisien konveksi aliran eksternal di mana nilai koreksi tersebut t ersebut dapat diambil dari Lampiran [L.9]. Dalam perencanaan ditetapkan jumlah tabung paralel adalah 3, maka faktor koreksinya adalah 0,84. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k D

…..(5.9)


Maka, ho =

k 1 × Nu , D ×k D

=

0,84 × 104,34 × 0,025648 0,01905

= 118 W/m 2 ⋅ K

Besarnya nilai koefisien konveksi konveksi aliran eksternal ekst ernal ( h o )adalah ho = 118 W/m2.K.


5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Internal

Untuk menghitung besarnya perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat d ihitung dengan menggunakan menggunakan korelasi empiris yang diajukan oleh: 1

 g ⋅ ρ l ( ρ l − ρ v )k l h' fg  4 hi = 0,555  ......(5.9) T T D µ ( ) − l sat s   3

dengan h' fg = h fg + 3 8 c p ,l (T sat − T s ) (literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer ”, ”, hal 568)

Besarnya T, sat = T, r = 0ºC dan T s = T,coil = 3,5 ºC. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi dievaluasi pada T, sat = 0 ºC, º C, dari Lampiran Lampiran [L.3], diperoleh: ρL

= 1293,7 kg/m3

hfg

= hg,T,r o = 0 ºC – h f ,T,r i = 0 ºC = 398,68 kJ/kg – 251,9 kJ/kg = 146,78 kJ/kg.

Sifat fisik R-134a saturasi vapor dievaluasi dievaluasi pada T , f = ρv

= 15,33 kg/m3

Cpv

= 0,89088 kJ/kg.K

k v

= 0,01193 W/m.K

μv

= 11,02.10-6 Pa.s

T , sat + T ,s

2

=

0 + 3,5 2

= 1,75 0 C :

Dengan demikian : 

h' fg = 146780 + 0,8 × 890,88 = 149274,5 J/kg



 9,81 × 15,33 × (1293,7 − 15,33) × 149274,5 × 0,01692 3  Nu , d = 0,62   10,8 × 10 − 6 × 0,01193 × (3,5 − 0 )  



hi =

k v × Nu, d d

=

0,01193 × 745,13 0,01692

1

4

= 745,13

= 525,4 W/m2.K

Besarnya nilai koefisien konveksi aliran internal ( h i )adalah hi = 525,4 W/m2.K.

5.3.3. Faktor Pengotoran

Faktor pengotoran adalah besarnya tahanan termal yang terjadi karena adanya Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kotoran pada fluida kerja setelah sekian lama beroperasi. Faktor pengotoran ini akan menghambat laju perpindahan panas dan membentuk suatu tahanan termal. Dari Lampiran [L.16], diambil faktor pengotoran : -

R”f,i = 0,0002 m2 K/W untuk refrijeran r efrijeran..

-

R”f,o = 0,0004 m2K/W untuk udara. Berdasarkan nilai faktor pengotoran di atas, dapat dihitung koefisien

perpindahan panas aliran eksternal dan internal sebagai berikut: berikut: -

koefisien perpindahan panas panas konveksi aliran ekst ernal kotor :

R" fo =

1 ho'

0,0004 =

1

−

ho

1 ho'

−

1 118

2 ho' = 112,68 W / m .K

-

koefisien perpindahan panas konveksi konveksi aliran aliran internal kotor :

R" fi =

1 hi'

0,0002 =

−

1 hi

1 hi '

−

1 525,4

hi' = 475,44 W / m .K 2

5.3.4. Tahanan Kontak

Sirip yang dipasang pada kondensor memiliki tahanan persinggungan (R” t,c) pada daerah kontak antara sirip dengan dinding

tube. Besarnya tahanan

persinggungan persinggungan antara sirip dengan permukaaan luar dinding tube dapat dilihat pada Lampiran [L.14]. Untuk sirip yang terbuat dari material aluminium dan tube dari bahan tembaga, maka maka tahanan kontak persinggungan antara kedua material adalah R”t,c = 0,04·10 -4 m·K/W 5.3.5. Perpindahan Panas Pada Pada Sirip

Pemasangan sirip sangat penting dalam fin coil air-cooled evaporator ini. Dengan pemasangan sirip, maka luas pemaparan panas akan semakin besar sehingga panas yang berpindah berpindah juga juga akan semakin besar. besar. Sirip direncanakan dipasang sebanyak sebanyak 14 sirip/in. s irip/in. dengan tebal sirip 0,15 mm, maka sepanjang satu meter panjang pipa akan terdapat 551 buah sirip. Dengan menyesuaikan dengan jarak antar pipa, maka sirip dirancang dengan panjang sirip s l = Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

23,8252 mm (S L = 11,9126 mm) dan lebar sirip w = 20,6756 mm (W = 10,3378 mm).

(a) R”t,c/N·Ac,b

-1

(Nηf hoAf )

[ho(At – NAf )]-1

[(ηohoAt)]

-1

(b) Gambar 5.4. Tahanan termal untuk sirip

Berdasarkan pada Lampiran [L.15], untuk nilai S L/W = 1,1523 dan W/r o = 1,0853 maka diperoleh nilai dari ϕ f = 0,1462. Af adalah adalah luas permukaan dari sirip yang dirumuskan dengan: A f = w.l − π .r

2

A f = (20,6756 × 10 −3 × 23,8252 × 10 − 3 ) − π .(9,525 × 10 − 3 )

2

A f = 0,0002077 m 2

At adalah luas pemaparan panas total yang dirumuskan dengan: At = N × Af + 2π × r × (L – N·t) At =551×L×0,0002077+2 =551×L×0,0002077+2π×0,009525×(L– 551×L·0,00015) At = 0,16932L m2 Ac,b adalah luas penampang dari dinding bagian luar pipa yang ditutupi oleh sirip dan dirumuskan dengan: Ac,b = 2π×r×t×L Ac,b = 2π×0,009525×0,00015×551×L Ac,b = 0,004944L 0,004944L m2


5.3.6. Perpindahan Panas Global

Keseluruhan tahanan termal yang dibahas di atas akan membentuk suatu rangkaian tahanan termal yang dapat dilihat pada gambar di bawah ini: [ho,kotor (At – NAf )]-1 1/hi,kotor ·Ai ln(R/r)/2πkLt

R”t,c/NAc,b (Nηf ho,kotor Af )-1

1/hi,kotor.Ai ln(R/r)/2πkLt 1/ηo.ho,kotor.Ao

Gambar 5.5. Tahanan panas untuk evaporator Nilai tahanan termal termal maksimum dari dari sirip dihitung dengan : R f =

ϕ r .W 2 t .k fin

=

(

0,1462 × 10,3378 × 10 −3 0,15 × 10

−3

× 202,14

)

2

= 5,327 × 10 −4 W / m 2 .K

Dimana k sirip sirip adalah konduktivitas termal untuk sirip dari bahan aluminium. Dari Lampiran [L.17] pada T, sirip =T, pipa = 3,5 ºC diperoleh nilai konduktivitas k sirip = 202,14 W/m2·K.

Efisiensi sirip dapat dihitung dengan menggunakan menggunakan persamaan : η f =

1 1 + ho . R f

=

1 1 + 118 × 5,327 × 10 − 4

= 0,94

Keefektifan total sirip dirumusk d irumuskan an dengan: η o = 1 −

N ⋅ A f  η f  1 −  At  C 1 

 R"t ,c    A   c ,b 

dengan C 1 = 1 + η f ho A f 


Iterasi 1 Panjang total pipa kita misalkan L t = 60 m, sehingga: At = 0,16932×60 = 10,1592 m 2 Ac,b = 0,004944×60 = 0,29664 m 2 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dengan demikian nilai C 1 dapat kita hitung:

 R"t ,c    A   c ,b 

C 1 = 1 + η f ho A f 

 0,04 ⋅10 −4   C 1 = 1 + 0,94 ⋅ 118 ⋅ 0,0002077  0 , 29664   C1 = 1,000000311 sehingga keefektifan sirip dapat dihitung: η o = 1 −

551 ⋅ 60 ⋅ 0,0002077  0,943  1 −  = 0,9615 10,1592  1,000000311 

Besarnya nilai U o dapat dihitung dengan persamaan seperti di bawah ini: 1

U o =

Ao Ai hi '

+

1  R  + k  r  η o ho '

R

ln

dengan Ao adalah luas pemaparan panas sebelah dinding luar pipa . dengan nilai dari A o = At = 0,16932L t seperti yang dibahas sebelumnya, maka: Ao = At = 10,1592 m2 Ai adalah luas permukaan dalam dari pipa . Sehingga Ai dihitung dengan: Ai = π×d×Lt = π× (16,92×10-3) ×60 = 3,189 m2 k,tembaga adalah konduktivitas bahan tembaga. Dari Lampiran [L.11] pada T, pipa = 3,5 ºC, diperoleh k, tembaga = 385,755 W/m.K. U o =

1 10,1592 3,189 ⋅ 475,44

+

9,525 ⋅ 10

−3

382,745

1  9,525  +  8,46  0,9615 ⋅ 112,68

ln

2

U o = 62,76 W/m K

Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T, udara out dapat dihitung sbb: •

m udara = ρ .V kipas .S n .Lt

di mana : ρ = massa jenis udara pada T, udara in = 35,6 °C ( 308 ,6 K ) dan diperoleh ρ = 1,1465

kg/m3. Maka : •

m udara =

1,1465 × 2,5 × 23,8252 × 60 1000

= 4 kg/s


  

 T , udara in +T , udara out   •   = m udara .Cp.(T , udara in −T , udara out )  2   

Q = ho . Ao . T , pipa −

di mana : T , f =

T , udara

in

+T , pipa

2

=

35,6 + 3,5 2

= 19,55 ºC ( 292,55 K ) :

Cp = 1005,64 J/kg.K Maka :

  

 35,6 + T , udara out     = 4 × 1005,64(35,6 − T , udara out )  2   

118 × 10,1592 3,5 −  T , udara out = 27,3 °C

Besarnya kalor yang diserap oleh evaporator adalah :

 r (h2 − h1 ) Q=m

= 1,233 (398,68 − 252,21) = 180,597 kW = 180597 W LMTD adalah rata-rata beda suhu logaritmik yang dihitung dengan: TD = LM TD

T , ri −T , udara out − T , ro −T , udara in

ln

LMTD =

(T , (T ,

ri

−T , udara out )

ro

−T , udara in )

(0 − 27,3) − (0 − 35,6 )  0 − 27,3  ln   0 − 35,6 

⇔ LMTD = 31,3 ºC

dengan Ao = At = 0,16932L t, besarnya panjang total pipa dihitung dengan: Q = Uo×Ao×LMTD Lt =

Q U o × 0,16932 × LMTD

=

180597 62,76 × 0,16932 × 31,3

= 542,9 m

Iterasi 2 Dengan menggunakan panjang L t = 425,8 m, maka akan dilakukan perhitungan dengan iterasi yang kedua. At = 0,16932×425,8 = 72 m2 dan Ac,b= 4,944×10 -3×425,8 = 2,1 m2 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Ao = At = 72 m2 dan Ai = π×d×Lt = π× (16,92·10-3) ×425,8 = 22,6 22,6 m2

Nilai C1 untuk mencari keefektifan total sirip dihitung:

 0,04 ⋅ 10 −4   = 1,000000021 C 1 = 1 + 0,94 ⋅ 118 ⋅ 2,077 ⋅ 10  2 , 1   −4

Keefektifan Keefektifan sirip s irip dapat dihitung: 551 ⋅ 425,8 ⋅ 2,077 ⋅ 10 −4  0,94  η o = 1 − 1 −  = 0,959 72 1 , 000000021  

Perpindahan panas global dihitung dengan: U o =

1 72 22,6 ⋅ 475,44

9,525 ⋅ 10

+

−3

385,755

1  9,525  +  8,46  0,959.112,68

ln

2 U o = 62,66 W/m K

Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T, udara out dapat dihitung sbb: •

m udara = ρ .V kipas .S n .Lt

di mana : 3

ρ = massa jenis udara pada T,udara in = 35,6 °C ( 308,6 K ) = 1,1465 kg/m .

Maka : •

m udara =

1,1465 × 2,5 × 23,8252 × 425,8 1000

= 29 kg/s

  35,6 + T , udara out     = 29 × 1005,64(T , udara out −35,6)   2     T , udara out = 27,3°C

118 × 72 3,5 − 

LMTD =

(0 − 27,3) − (0 − 35,6 )  0 − 27,3  ln  0 35 , 6 −  

⇔ LMTD = 31,3 ºC

Panjang total pipa dapat dihitung sbb: Lt =

Q U o × 0,16932 × LMTD

=

180597 62,76 × 0,16932 × 31,3

= 542,9 m

Pada iterasi kedua diperoleh panjang pipa L t = 425,8 meter dan ternyata sama Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dengan panjang pipa yang dimisalkan pada iterasi yang kedua sehingga perhitungan telah benar dan panjang pipa total adalah 425,8 meter. Oleh karena evaporator direncanakan terdiri dari 3 pipa paralel, maka panjang tiap–tiap pipa adalah Lt ' =

Lt

3

=

542,9 3

= 181 m .

Dalam hal ini, evaporator direncanakan terdiri dari 4 sisi, dimana masingmasing sisi terdiri dari 3 pipa paralel dan dengan kedalaman 40 pipa di setiap sisi sehingga jumlah pipa total adalah 480 buah. Dengan demikian, panjang masing – masing pipa untuk satu sisi adalah 1,2meter. Dari analisa teknik biaya, menurut Wang nilai paling ekonomis dan optimum untuk air- cooled evaporator dan condenser bila Vca/Qrej = 600 – 1.200 cfm/TR, dimana V ca adalah laju aliran udara yang diperlukan untuk kebutuhan pendinginan di evaporator. Untuk V ca/Qrej = 900 cfm/TR, daya yang dibutuhkan oleh motor air adalah 0,15 HP/TR. cooled evaporator adalah Untuk 180,597 × 3410 12000

kebutuhan

pendinginan

di

evaporator

sebesar

= 51,31TR , maka daya kipas yang dibutuhkan sebesar 6 hp (4,5 kW).

Dalam perencanaan kali ini, akan dipakai 1 buah kipas untuk 1 unit evaporator. 5.3. Kondensor

Kondensor yang direncanakan adalah jenis shell and tube condensor yang direncanakan direncanakan sebanyak tiga unit. un it. Refrijeran mengalir di luar tube kondensor melintasi tube kondensor yang di dalamnya adalah air.Refrigeran yang melewati

tube

kondensor akan menyerap kalor dari air sementara refrijeran yang bertukar panas dengan air akan mengalami proses kondensasi.


Gambar (5.6). Shell and Tube condenser Dalam perencanaan ini, tube kondensor direncanakan dari bahan tembaga ( copper ). Sedangkan shell direncanakan dari bahan baja ( steel). Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang dibuang kondensor adalah :

 r × (h4 – h6) Qrej = m Qrej = 1,233 × (429,3 ( 429,3 – 256,35) 256,35) Qrej = 213,24 kg/s

Kalor yang dibuang ini berupa : 

 r × (h4 – h5) = 1,233 × (429,3 – 419,58) = 11,98 kJ/s Kalor desuperheating : m



 r × (h5 – h6) = 1,233 × (419,58 – 256,35) = 201,26 kJ/s Kalor kondensasi: m Dalam perencanaan dirancang tiga buah kondensor yang identik, yang berarti

tiap–tiap kondensor melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a. Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi kondensor

shell and tube

berdasarkan analisa perpindahan perpindahan panas yang yang terjadi. Dengan mengacu pada Tabel 4.2 suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki kondensor (titik 4) adalah bersuhu T ,r,i = 48,84 °C untuk selanjutnya mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R134a di dalam kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah dari fasa uap ke fasa cair cair (titik (t itik 6).


T,r,i= 48,83°C refrigeran

T,r,o= 40°C

T,air out=36°C air

T,air in= 30°C

Gambar 5.7. Distribusi suhu kondensor ketika proses desuperheating

T,r,i= 40°C

refrigeran

T,air out=36°C air

T,r,o= 40°C T,air in= 30°C

Gambar 5.8. Distribusi suhu kondensor ketika proses kondensasi

5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal

Susunan tube yang digunakan dalam kondensor menurut standar TEMA ( Turbular Exchanger Manufacturer Association ) dapat dilihat pada Tabel 5.1 berikut

Tabel 5.1. Bagian-bagian alat penukar kalor shell and tube berdasarkan standar TEMA tipe BEM.


Front-end stationary-head types

Shell types

Rear-end head types


E

L

A

M F B

N G P

H

S

C

T J U

D

K

W

(Sumber : Standar TEMA)

Berdasarkan tabel 5.1, diambil perencanaan dengan menggunakan : Copper tube berdiameter nominal 3/8 in tipe L dan dari Lampiran [L.11], diperoleh

ukuran : Outer diameter :

Do= 0,5 in. (12,7 mm)

Inside diameter diameter :

Di = 0,43 in. (10,92 mm) mm)

Tebal dinding tube : t = 0,89 mm Susunan tube :

S n = 0,812 in. (20,6248 mm) dan S p = 0,704 in. (17,8816 mm)


5.2.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating

Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk kondensor, T, ri direncanakan sebesar 60 ºC dan temperatur refrijeran keluar kondensor, T, ro =

T, ro + T, ri 2

=

50 + 60 2

50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur

tube,, T,r

=55 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil T coil = 55 – 4 =

51 ºC Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa perhitungan untuk mengetahui mengetahui susunan tube yang bagaimanakah bagaimanakah yang memiliki koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukaus Z hukauskas. kas. 1

(

Nu, D = C × Re, D max

)

 Pr  4 n 0 , 36  …..(5.5) × Pr ×   Pr w 


Nilai C dan m diambil dari tabel pada pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k D

…..(5.6)


Berikut ini akan dilakukan perhitungan koefisien pindahan panas konveksi aliran eksternal terhadap susunan tube yang berbeda dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair ) ) yang tetap yaitu direncanakan 1 m/s . Untuk diameter luar tabung D = 0,5 in. (12,7 mm),S p = P p = 0,704 in. (17,8816 mm), dan S n = P’ = 0,812 in. (20,6248 mm), dan dengan susunan tube t ube segitiga/selang-seling ( staggered ), ), koefisien konveksi eksternal dapat dihitung sebagai berikut. Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur refrijerant rata-rata T , f =

T , air in +T , air out

2

=

30 + 36 2

= 33 ºC


Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film, T , f =

T , coil +T , f

2

=

51 + 33 2

ρ

= 991,17 kg/m3

Cp

= 4174J/kg.ºC

μ

= 6,318.10-4 kg/m.s

k

= 0,635W/m.ºC

Pr

= 4,1576

diperoleh: = 42 ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh:

Pr w dievaluasi pada T, coil = 51 ºC ( 324 K ) : Pr w = 3,51 Kecepatan maksimum air, V max : V max =

S n S n − D

× V air =

Nilai Re D ,max =

20,6248 20,6248 − 12,7


=

× 1 = 2,6 m/s.

991,17 ⋅ 2,6 ⋅ 0,0127 0,0006318

= 51802

Dengan Dengan nilai dari ( S n/S p ) = 1,1534 maka nilai C = 0,35( S n/S p )1/5 = 0,35.(1,1534) 0,35.(1,1534) 1/5 = 0,36 dan n = 0,6 [L.10]. Sehingga Nu D = 0,36 × (51802) Dan ho =

. Nu, D ×k

=

0,6

× 4,1576

422,74 × 0,635 0,0127

D

0 , 36

 4,1576  ×  3 , 51  

1

4

= 422,74

= 21137W/m 2 ⋅ K

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (V air ) direncanakan 1,0 m/s, besarnya koefisien koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 21137 W/m2.K.

5.2.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi Kondensasi

Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk proses kondensasi, T, ri sebesar 50 ºC dan temperatur refrijeran keluar proses kondensasi, kondensasi, T, ro =

T, ro + T, ri 2

=

50 + 50 2

50 ºC. Sehingga Sehingga diperoleh temperatur tube, , T,r =50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil T coil = 50 – 4 =

46 ºC Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

perhitungan untuk mengetahui mengetahui susunan tube yang bagaimanakah bagaimanakah yang memiliki koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukaus Z hukauskas kas [Lit.9]. 1

(

Nu, D = C × Re, D max

)

 Pr  4 n 0 , 36  …..(5.5) × Pr ×   Pr w 


Nilai C dan m diambil dari tabel pada pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k D

…..(5.6)


Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur refrijerant rata-rata T , f =

T , air in +T , air out

2

=

30 + 36 2

= 33 ºC

Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film, T , f =

T , coil +T , f

2

=

46 + 33 2

ρ

= 992,25 kg/m3

Cp

= 4174J/kg.ºC

μ

= 6,615.10-4 kg/m.s

k

= 0,6321W/m.ºC 0,6321W/m.ºC

Pr

= 4,3781

diperoleh: = 39,5 ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh:

Pr w dievaluasi pada T, coil = 46 ºC ( 319 K ) : Pr w = 3,847 Kecepatan maksimum air, V max : V max =

S n S n − D

× V air =

Nilai Re D ,max =

20,6248 20,6248 − 12,7


=

× 1 = 2,6 m/s.

992,25 ⋅ 2,6 ⋅ 0,0127 0,0006615

= 49530

Dengan Dengan nilai dari ( S n/S p ) = 1,1534 maka nilai C = 0,35( S n/S p )1/5 = 0,35.(1,1534) 0,35.(1,1534) 1/5 = 0,36 dan n = 0,6 [L.10].


 4,3781  Sehingga Nu D = 0,36 × (49530) 0, 6 × 4,37810,36 ×    3,847  Dan ho =

. Nu, D ×k D

=

415,07 × 0,6321 0,0127

1

4

= 415,07

= 20658,72 W/m 2 ⋅ K

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (V air ) direncanakan 1,0 m/s, besarnya koefisien koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 20658,72 W/m2.K.

5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal

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

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating

Pada keadaan ini R-134A keluar dari pipa buang pada fasa uap dan bersuhu 50 ºC. Suhu kondensasi untuk kondensor pendinginan udara direncanakan pada 50 ºC. Tekanan saturasi yang bersesuaian dengan dengan suhu kondensasi kondensasi tersebut adalah 1318kPa. Besarnya koefisien pindahan panas konveksi dapat dihitung dengan korelasi empiris dari Dittus-Boelter : Nu , d = 0,023. Re D

4/5

. Pr 0, 3 ….(5.7)

Korelasi empiris di atas berlaku untuk aliran turbulen yaitu dengan bilangan Reynold di atas 10.000. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada P = 1318 kPa, dan T f =

C p

= 1205 kg/m3

µ

= 1,25. 10-5 Pa.s

k

= 0,01645 W/m.K

Pr

= 0,952

T r + T coil

2

=

51 + 55 2

= 53º C

Laju aliran refrijerant total kondensor kondensor adalah mr mr = 3,7 kg/s Bilangan Bilangan Reynold

Re d =

4 ⋅ mr π .µ .d

=

4 ⋅ 3,7 π .1,25.10 −5.0,01092

= 34512720,26

dengan Re,D>10.000 berarti aliran yang terjadi adalah aliran Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

turbulen Nu , d = 0,023. Re D

Bilangan Nusselt:

4/5

. Pr 0,3

Nu , d = 0,023.(34512720 ) 4 / 5 .(0,952) 0,3 Nu , d = 24305,37

hi =

Koefisien konveksi

Nu D ⋅ k

=

d

24305,37 ⋅ 0,01645 0,01092

= 36613,86 W/m2.K

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi Kondensasi

Untuk menghitung besarnya laju perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan korelasi empiris yang diajukan oleh Chato :

 g × ρ L ( ρ L − ρ v ) × h' fg ×k l 3  h, i = 0,55.  µ L × D × (T s − T sat )  

1

4

3 dengan h' fg = h fg + × Cp L (T sat − T L ) 8 Besarnya T sat = Tr = 50 º C dan T s = Tcoil = 46 º C Sifat fisik R-134A saturasi liquid dievaluasi pada T sat = 50 º C dan Psat=1318kPa: ρL = 1102 kg/m3

CpL= 1,569 J/kg.K k L= 0,0704W/m.K µ L= 1,577x10 -4Pa.s hfg= hg,T,ro = 50 ºC – h hf ,T,ro=50 ºC = 423,63 kJ/kg – 271,59 kJ/kg = 152,04 kJ/kg. Sifat fisik saturasi R-134A, vapor dievaluasi dievaluasi pada temperature film, T f =

Tsat + Ts

2

=

46 + 50 2

= 48º C

3

ρv = 63,03 kg/m

Nilai h’fg dapat dicari seperti berikut: h' fg = h fg +

3 8

× Cp L (T sat − T L )


3

= 152000 ,04 + × 1569(50 − 46) 8

= 154353,54 kJ/kg Dengan demikian maka koefisien konveksi karena proses kondensasi adalah:

 g × ρ L ( ρ L − ρ v ) × h' fg ×k l 3  h, i = 0,55.  × × ( − ) D T T µ   L s sat

1

4

 9,81 × 1102(1102 − 63,03) × 154353,54 × (0,0704) 3  h, i = 0,55.  0,0001577 × 0,01092 × (50 − 46 )  

1

4

h, i = 1683,66W/m .K 2

5.2.3. Perpindahan Panas Global 5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami M engalami Proses Desuperheating Desuperheating

Perpindahan panas panas global dapat dihitung dihitung dengan rumus: ru mus: U o =

1 1 ho

+

 r o  1  + k  r i  hi ,. Ai

r i

ln

Dimana: Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m 2 Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m

2

dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube. k copper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 51 º C diperoleh copper adalah = k copper =383 W/m.K copper =383 Perpindahan panas global dihitung dengan: U o =

1 1 21137

+

5,46 × 10 −3 383

0,039914. L  12,7  +  10,92  36613,86 × 0,03432. L

ln

Uo = 12311,18 W/m 2.K. Menentukan Menentukan LMTD: Tri = 60 oC dan Tro=50 oC Twi=30 oC dan Two=36 oC LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dihitung dengan:


LMTD =

(T

r ,i

− T w,o ) − (T r ,o − T w,i ) (T r ,i − T w,o ) ln

(T

r ,o

LMTD =

− T w,i )

(60 − 36) − (50 − 30) = 22 0C (60 − 36) ln (50 − 30)

Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat desuperheating adalah:

 r × (h4-h5) Q= m = 1,233 × (429,3-419,58 ( 429,3-419,58)) = 11,98 kJ/s

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m

2

Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara: Q = Uo. × Ao × n × LMTD 11980

= 12311,18 x 0,039914L x 200 x 22 Lt = 0,005541 m

Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga Sehingga untuk masing-masing masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,001847 m Dengan demikian jumlah tube total untuk 4pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube

5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami M engalami Proses Kondensasi Kondensasi

Perpindahan panas panas global dapat dihitung dihitung dengan rumus: ru mus: U o =

1

 r o  1 + ln  + ho k  r i  hi ,ev. Ai 1

r i

Dimana: Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m

2

Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m

2

dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube.


k copper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 46 º C diperoleh copper adalah = k copper =382,7 W/m.K copper =382,7 Perpindahan panas global dihitung dengan: U o =

1 1 20658,72

+

5,46 × 10 −3 382,7

0,039914 . L  12,7  +  10,92  1683,66 × 0,03432. L

ln

Uo = 1348,9W/m2.K. Menentukan Menentukan LMTD: Tri = 50 oC dan Tro=50 oC Twi=30 oC dan Two=36 oC LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dihitung dengan: LMTD =

(T

r ,i

− T w,o ) − (T r ,o − T w,i ) (T r ,i − T w,o ) ln

(T

r ,o

TD = LM TD

− T w,i )

(50 − 36) − (50 − 30) = 16,82 0C (50 − 36) ln (50 − 30)

Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat kondensasi adalah:

 r × (h5-h6) Q= m = 1,233 × (419,58-256,35 ( 419,58-256,35)) = 201,26 kJ/s

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m

2

Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara: Q = Uo. × Ao × n × LMTD 201260

= 1348,9 x 0,039914L x 200 x 16,82

Lt = 1,111 m Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,3703 m Dengan demikian jumlah tube total untuk 3 pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube


Jadi,total panjang untuk kondensor adalah : total panjang tube untuk proses desuperheating desuperheating ditambah dengan total tot al panjang untuk proses kondensasi , yaitu yaitu sebesar 0,3703 + 0,001847 = 0,372147 m

5.2.4. Perencanaan Geometri dari Kondensor

Clearance antara shell dan baffle lc

D baffle Dshell

Gambar 5.9. Gambar Geometri Geometr i Kondensor

Di dalam kondensor juga dipasang baffle (sekat) untuk mengarahkan dan mensirkulasikan aliran air di dalam shell melewati tube-tube di dalam shell agar perpindahan panas yang terjadi ter jadi lebih efektif. Adapun perencanaan perencanaan baffle berdasarkan berdasarkan standar TEMA meliputi: -

Diameter shell (Ds) yang yang diperoleh dengan menggunakan menggunakan persamaan: Ds = 1,4.nt

0 , 47

.S n

di mana : Ds = diameter shell nt = jumlah tube total = 1600 buah

antartube dalam arah vertical = 20,6242 m S n = jarak antartube Maka: Ds = 1,4.400 0, 47.20,6248 = 926 mm (36,4 in) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

-

Jarak Baffle (l b) harus berkisar dari 1/5 D s < l b < D s. Penulis merencanakan jarak baffle sejauh l b = 21,8 in (556 mm)

-

Untuk jarak antar baffle l b = 21,8 in, maka: lc=

-

Ds − l b

2

=

36,4 − 21,8 2

= 7,3 in

Tebal Baffle direncanakan t b ¼ in menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel 5.2

-

Ruang bebas (clearance) adalah jarak atau celah karena adanya kelonggaran antara Baffle dengan shell. Ruang bebas (clearance) menurut standar TE MA dapat dilihat pada tabel 5.3. Clearance direncanakan 0,2 in(5,08mm) untuk diameter dalam shell = 36,4 in.

-

Diameter baffle untuk diameter dalam shell (Ds) = 36,4 in dari tabel 5.4 dapat dihitung: D b = (Ds- 1/16) in = 36,3375 in (922,97mm)

Di dalam evaporator juga terdapat tie rods yang berfungsi sebagai penyangga baffle. Jumlah Ju mlah tie rods untuk diameter dalam shell = 36,4 in dapat dilihat pada tabel 5.5 yaitu sebanyak 8 buah dengan diameter ½ in. Untuk diameter dalam shell 36,4 in maka tebal shell adalah ⅜ in dari steel carbon Sch.20 berdasarkan tabel 5.6. Tabel 5.2 Tebal pelat baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.3 Clearance antara shell dengan baffle ba ffle (TEMA Standard)


Tabel 5.4 Ukuran diameter baffle (TEMA (TEM A Standard)

Tabel 5.5 Standar jumlah ukuran tie-rods t ie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6 Tebal shell

5.4.

Katup

Ekspansi (Thermostatic Expansion Valve)

Adapun jenis katup ekpansi yang direncanakan adalah seperti Gambar (5.10).Katup ekspansi ini terdiri dari sebuah sensing bulb untuk mengendalikan suhu superheat dan equalizer antara keluaran tube evaporator dengan inlet dari katup

ekspansi untuk menjaga tekanan jatuh (pressure drop) pada evaporator agar tidak terlalu besar. Ketika refrijeran memasuki memasuki evaporator berada pada pada suhu 0°C, dimana tekanan tekanan saturasi suhu tersebut adalah 292,8 kPa, refrijeran dapat mengalami superheated hingga suhu tertentu di atas 0°C dan masuk ke kompressor. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

302,8 kPa

10 kPa

292,8 kPa

Gambar (5.10). Thermostatic expansion valve

Sensing thermal bulb dipasang tepat pada keluaran evaporator. Material sensing bulb didesain sedemikian rupa sehingga suhu refrijeran dalam sensing bulb

akan sama dengan suhu refrijeran keluar dari evaporator dan tekanan pada suhu ini di atas 292,8 kPa. Bila tekanan pegas diset pada 10 kPa maka suhu refrijeran pada t ekanan saturasi 302,8 kPa. sensing bulb dibatasi pada tekanan Apabila suhu refrijeran keluar evaporator meningkat meningkat di atas suhu pada tekanan tersebut, karena suhu refrijeran dalam sensing bulb sama dengan suhu refrijeran keluar evaporator, maka tekanan sensing bulb akan naik dan menekan diafragma sehingga pegas membuka yang berarti semakin banyak refrijeran yang masuk ke evaporator. Sebaliknya jika suhu keluar refrijeran jatuh di bawah suhu pada tekanan tersebut, tekanan t ekanan sensing bulb turun, dan arah pegas akan menutup sehingga semakin sedikit refrijeran yang masuk ke evaporator.

5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair

Sistem refrijerasi pada perencanaan ini dilengkapi dengan penukar kalor jalur cair ke hisap ( liquid-to-suction ). Sehingga akan terjadi perpindahan kalor dari aliran keluar kondensor yang lebih panas ke aliran keluar evaporator, dimana aliran keluar evaporator mengalami superheating sedangkan aliran yang keluar kondensor mengalami subcooling . Penukar Penukar kalor yang direncanakan adalah adalah penukar kalor pipa ganda . Konstruksi penukar penukar kalor tersebut dapat dilihat pada gambar 5.10

berikut. Pada konstruksi

tersebut, diameter pipa cair yang berada di dalam penukar kalor adalah sama dengan Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

diameter pipa cair di luar penukar kalor untuk memudahkan pemasangannya. Dalam hal ini, ukuran diasumsikan diasumsika n ukuran pipa cair sebagai sebaga i berikut : Pipa cair : Diameter Diameter nominal nominal

= 1 1/2 in.

Diameter luar ( D )

= 41,275 mm

Diameter dalam ( d )

= 37,6174 mm

Tebal ( t )

= 3,6576 mm

Pipa hisap

Pipa cair Gambar (5.11 ) Konstruksi penukar kalor pada jalur pipa hisap dan pipa cair.

Sifat fisik refrijeran dikalkulasi pada titik masuk dan keluar dari pipa hisap dan pipa cair. Berikut Ber ikut ini, akan dilakukan perhitungan untuk menentukan dimensi alat penukar penukar kalor tersebut. Untuk selanjutnya selanjutnya simbol s mewakili data – data untuk pipa hisap dan simbol l mewakili data – data untuk pipa cair. T,s in = T,ro dari evaporator = 0 º C. T,s out = 4,58 o C T,l in = T,ro dari kondensor = 40 º C. T,l out = 37,22 º C



Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada daerah annulus (ho, s): Dalam hal ini, Di direncanakan sama dengan diameter dalam pipa hisap (d, s) yaitu 85,979 mm sehingga Diameter hidrolik (Dh) dapat dihitung sbb: Dh = Di-D,l = 85,979-41,275 = 44,704 mm Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada : P = 292,8 kPa dan T f,s= 2,418oC, dari Lampiran [L.3], diperoleh:


ρ,s = 14,25 kg/m3

k, s = 0,0117 W/m.K

-6

μ,s = 10,8.10 Pa.s

Pr,s =

Cp, s × µ , s

893,3 × 10,8 × 10 −6

=

k , s

Cp,s = 893,3 J/kg.K 0,0117

•

Re, d , s =

4 × mr π × µ , s × Dh

= 0,828

4 × 1,233

=

π × 10,8 × 10 −6 × 44,704 × 10 −3

Nu , d , s = 0,023 × Re, d , s

0 ,8

× Pr, s

0, 4

= 3251644,47

Re, d , s > 10.000 ..

;

= 0,023 × (3251644,47 ) × (0,828) = 3456,38 0 ,8

ho, s =



Nu, d , s ×k , s

=

Dh

0, 4

3456,38 × 0,0117 44,704 × 10

−3

= 904,61 W/m2.K

Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada pipa cair bagian dalam, hi,l : Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada : P = 1016 kPa dan; T,f = = 38,61º C, dari Lampiran [L.3]. diperoleh: ρl

= 1153 kg/m3

Cpl= 1,48899 kJ/kg.K μl

= 1,688.10 -4 Pa/s

k l = 0,07539 W/m2.K Pr l = Cp p × μp/kp = 3,29438

Pr,l =

Cp, l ×µ , l k , l

=

1,49.1,688 × 10 −4 0,07539

•

Re, d , l =

4 × mr π × µ , l ×d , l

=

Nu , d , l = 0,023 × Re, d , l

= 3,33 4 × 1,233

π × 1,688 × 10 − 4 × 37,6174 × 10 −3 0, 8

× Pr, l

0, 3

;

= 247236,15

Re, d , l > 10.000 .

= 0,023 × (247236,15) 0,8 × (3,29 ) = 678,22

0 ,3


hi, l =



Nu , d , l ×k , l

=

d , l

678,22 × 0,07539 37,6174 × 10

−3

= 1359,25 W/m2.K

Menentukan koefisien perpindahan panas menyeluruh : Analogi listrik berdasarkan konstruksi penukar kalor pada gambar gambar (5.12) dapat

dilihat pada gambar (5.11) berikut.

Q

T,s

T,l

1

 D, l   ln d ,  l 

1

Ai, l ×hi, l

2 × π × .k , l × L, l

Ao, l ×ho, s

Gambar (5.12). Analogi listrik perpindahan panas di dalam penukar kalor.

Dengan demikian, koefisien perpindahan panas menyeluruh di dalam penukar kalor pipa ganda tersebut dapat dihitung dihitung sebagai berikut : Uo =

1 Ao, l Ai, l ×hi, l

+

 D, l  1 + ln 2 × π × k , copper , l × L, l  d , l  .ho, s Ao, l

1

Uo =

π × 0,041275. L π × 0,0376174 L × 1359,25

+

π × 0,041275 L

1  41,275  + 2 × π × 385,832 L  37,6174  904,61 ln

Uo = 521,47 W / m 2 .K 

Menentukan panjang penukar kalor pipa ganda L =

Q Uo × π × D, l × Fc × LMTD

Dengan menyesuaikan menyesuaikan data – data temperatur dengan gambar (5.12), diperoleh: t 1 = 40 ºC

T 1 = 0 ºC

t 2 = 37,22 ºC

T 2 = 4,58 ºC


R =

P=

T 1 − T 2 t 2 − t 1 t 2 − t 1 T 1 − t 1

=

=

0 − 4,58 37,22 − 50 37,22 − 40 0 − 40

= 0,358

= 0,0695

Dengan memplotkan memplotkan garis R dan P di grafik pada gambar (5.12), maka diperoleh Fc = 1.

Gambar (5.13) Faktor koreksi untuk aliran menyilang, single pass, kedua fluida tidak bercampur.

LMTD =

T , l in −T , s out − T , l out −T , s in

 (T , l in −T , s out )   (T , l out −T , s in )

=

ln 

(40 − 4,58) − (37,22 − 0) = 36,31°C  (40 − 4,58)  ln    (37,22 − 0)

Laju pindahan panas refrijeran di dalam pipa cair dapat dihitung sbb:

 r × C p,l × (T,l in-T,l out) Q= m = 1,233 1,233 × 1488,99 × (40-37,22) (40-37,2 2) = 5104W Sehingga panjang (L) dari alat penukar penukar kalor tersebut dapat dihitung sbb:


L = L =

Q Uo.π . D, l . LMTD

5104 521,47.π .0,041275 .36,31

L = 2 m

BAB 6 COOLING TOWER

6.1. Pengertian Menara Pendingin Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Menurut literatur El. Wakil, menara pendingin didefinisikan sebagai alat penukar penukar kalor yang fluida kerjanya adalah air dan udara yang berfungsi berfungsi mendinginkan air dengan kontak langsung dengan udara yang mengakibatkan sebagian kecil air menguap. Dalam kebanyakan menara pendingin yang bekerja pada sistem pendinginan udara menggunakan pompa po mpa sentrifugal untuk menggerakkan menggerakkan air vertikal ke atas melintasi melintasi menara. Prestasi menara pendingin biasanya dinyatakan dalam range dan approach seperti yang terlihat pada gambar 6.1. Range adalah perbedaan suhu antara tingkat suhu air masuk menara pendingin dengan tingkat suhu air yang keluar menara pendingin atau selisih antara suhu air panas dan suhu air dingin, sedangkan approach adalah perbedaan antara temperatur air keluar menara pendingin dengan

temperatur bola basah udara yang masuk atau selisih antara suhu air dingin dan temperatur bola basah ( wet bulb) dari udara atmosfer.

Gambar 6.1. Range dan approach temperatur pada menara pendingin

Temperatur udara sebagaimana umumnya diukur termometer biasa yang sering dikenal sebagai temperatur bola kering ( dry bulb temperature ), sedangkan temperatur bola basah ( wet bulb temperature ) adalah temperatur yang bolanya diberi kasa basah, sehingga jika air menguap dari kasa dan bacaan suhu pada termometer menjadi lebih rendah daripada temperatur bola kering. Pada kelembaban tinggi, penguapan akan berlangsung lamban dan temperatur bola basah (T wb) identik dengan temperatur bola kering (T db). Namun pada kelembaban rendah sebagian air akan menguap, jadi temperatur bola basah akan semakin jauh perbedaannya perbedaannya dengan temperatur bola kering. kering.

6.2. Fungsi Menara Pendingin Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Semua mesin pendingin yang bekerja akan melepaskan kalor melalui kondensor, refrijeran akan melepas kalornya kepada air pendingin sehingga air menjadi panas. Selanjutnya air panas ini akan dipompakan ke menara pendingin. Menara pendingin secara garis besar berfungsi untuk menyerap kalor dari air tersebut dan menyediakan sejumlah air air yang relatif sejuk (dingin) untuk dipergun d ipergunakan akan kembali di suatu instalasi pendingin.

6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin

Prinsip kerja menara pendingin berdasarkan pada pelepasan kalor dan perpindahan kalor. Dalam menara pendingin, perpindahan kalor berlangsung dari air ke udara.

Gambar 6.2. Skema menara pendingin

Prinsip kerja menara pendingin dapat dilihat pada gambar 6.2., dari gambar terlihat bahwa air hangat didinginkan dan sebagian kecil air menguap menguap menjadi menjadi uap air. Oleh karena adanya perbedaan temperatur air dan udara, maka perpindahan kalor juga terjadi dari air hangat ke udara. Sebaliknya bila temperatur air berada di bawah temperatur bola kering, maka perpindahan kalor akan berlangsung dari udara ke air.

Dalam perancangan ini, penulis merancang menara pendingin basah, yaitu tipe menara pendingin aliran angin mekanik ( mechanical draft cooling tower ). Jenis menara pendingin ini digunakan karena memiliki beberapa keunggulan, yaitu: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

1. Pasokan aliran udara terjamin ter jamin dalam jumlah yang diperlukan diper lukan 2. Dapat dioperas dioperasikan ikan pada segala jenis beban dan cuaca 3. Profil fisiknya fisikn ya rendah, sehingga memudahkan penempatan.

6.4. Konstruksi Menara Pendingin

Gambar 6.3. Konstruksi menara pendingin Konstruksi menara pendingin secara garis besar terdiri atas: 1. Kipas ( fan) Kipas merupakan bagian terpenting dari sebuah menara pendingin karena berfungsi untuk menarik udara dingin dan mensirkulasikan udara tersebut di dalam menara untuk mendinginkan air. Jika kipas tidak berfungsi maka kinerja menara pendingin tidak akan optimal. Kipas digerakkan oleh motor listrik yang dikopel langsung dengan poros kipas. 2. Kerangka pendukung menara ( tower supporter ) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Kerangka pendukung menara berfungsi untuk mendukung menara pendingin agar dapat berdiri kokoh dan tegak. Tower supporter terbuat dari baja yang digalvanis. 3. Rumah menara pendingin ( casing ) Rumah menara pendingin ( casing ) harus memiliki ketahanan yang baik terhadap segala cuaca dan umur pakai ( life time) yang lama. Oleh sebab itu, casing terbuat dari bahan polister serat kaca ( fiberglass reinforced reinforced polyester ) yang amat ringan, mudah dibersihkan dan tahan korosi. 4. Pipa sprinkler Pipa sprinkler merupakan pipa yang berfungsi untuk mensirkulasikan air secara merata pada menara pendingin, sehingga perpindahan panas air dapat menjadi efektif dan efisien. Pipa sprinkler dilengkapi dengan lubang-lubang kecil untuk menyalurkan air. 5. Penampung air ( water basin) Water basin berfungsi sebagai pengumpul air sementara yang jatuh dari fill

sebelum disirkulasikan kembali ke kondensor. Sama seperti casing , water basin juga terbuat dari bahan polister serat kaca ( fiberglass ), sehingga tahan fiberglass reinforced polyester polyester ), korosi. 6. Lubang udara ( inlet louver ) masuknya udara u dara melalui lubang-lubang Inlet louver berfungsi sebagai tempat masuknya yang ada. Melalui inlet louver akan terlihat kualitas dan kuantitas air yang akan didistribusikan. Inlet louver terbuat dari paduan aluminium ( aluminium alloy). louver terbuat 7. Isian ( fill) Fill merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi untuk

mencampurkan air yang jatuh dengan udara yang bergerak naik. Air masuk yang mempunyai suhu yang tinggi (35-36 oC) akan disemprotkan ke fill. Pada fill inilah air yang mengalir turun ke water basin akan bertukar panas dengan udara segar dari atmosfer yang suhunya (31 oC). Oleh sebab itu, fill harus harus dapat menimbulkan kontak yang baik antara air dan udara agar terjadi laju perpindahan kalor yang baik. Isian harus kuat, ringan dan tahan lapuk. Pada dasarnya ada dua jenis isian, yaitu: a.

Isian tipe percik ( splash type), yaitu isian yang terbuat dari batang-batang yang

disusun berlapis-lapis yang memecah air menjadi butiran-butiran pada waktu turun Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dari satu lapisan ke lapisan lain di bawahnya. Bahan yang digunakan biasanya adalah kayu merah ( redwood ), ), bahan plastik (seperti polystyrene dan polyethylene polyethylene). Beberapa bentuk isian tipe percik dapat dilihat pada gambar 6.4.(a). b.

Isian t ipe nonpercik ( fill/nonsplash fill/nonsplash type ), yaitu isian yang terbuat dari lembaran-

lembaran vertikal yang mempunyai permukaan penyerap ( absorbent ) yang mudah basah, sehingga air jatuh membentuk lapisan film. Dengan demikian, terdapat permukaan air yang luas yang berkontak dengan udara. Bahan yang digunakan biasanya kayu merah ( redwood ), ), semen asbes ( asbestos-cement ), ), bahan plastik, lembaran logam dan sebagainya. Beberapa bentuk isian tipe nonpercik dapat dilihat

pada gambar gambar 6.4.(b).


Gambar 6.4. Jenis-jenis fill: (a) Tipe percik & (b) Tipe nonpercik 6.4. Analisa Perhitungan pada Cooling Tower 6.4.1. Kalor yang Dibuang Kondensor

Di dalam mesin pendingin kondensor berfungsi sebagai pembuang panas ke lingkungan. lingkungan. panas dari ruangan r uangan setelah diserap oleh evaporator untuk selanjutnya oleh kondensor akan dibuang ke lingkungan. Pada kondensor, refrijeran mengalami 2 tahap yaitu:

•

Tahap desuperheating: desuperheating: dari titik 4 ke titik 5

•

Tahap kondensasi: kondensasi: dari titik t itik 5 ke titik 6

Dimana data-data pada titik 4, 5 dan 6 di atas ditampilkan pada grafik berikut.

P

6

5

4

h (kJ/kg) h6 =256,35

h5=419,58 h4 = 429,3

Gambar 6.5. Proses pada kondesor

Dengan mengacu Tabel 4.3.suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki kondensor (titik 4) adalah bersuhu T r,i = 48,83 °C untuk selanjutnya mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R-134a di dalam kondensor mengalami kondensasi kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah dari fasa uap ke fasa cair (titik 6). Besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor untuk 1 evaporator

 r (h4 – h6); dimana m  r = massa aliran refrijeran untuk 1 evaporator = 1,233 Qr = m Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kg/s Qr = = 1,233 · (429,3 – 256,35) Qr = = 213,24 kW Oleh karena pada rancangan ini memakai 3 chiller , panas buangan kondensor total untuk 3 evaporator adalah: adalah: Qkondensor = 3 x 213,24 = 639,74 kW

6.4.2. Massa Aliran Air

Oleh karena pada kondensor air digunakan untuk mendinginkan refrijeran dimana selanjutnya air tersebut akan dipompakan dipompakan ke cooling tower maka: maka: Qair coolingo tower = Qkondensor

 a .c p a .(T a i − T a o ) = Qkondensor m Dimana:

 a = massa massa aliran aliran air (kg/s) m o

T a i = suhu air masuk ke cooling tower direncanakan direncanakan 36 C o

direncanakan 30 C T a o = suhu air keluar dari cooling tower direncanakan T f = temperatur film

=

T a i + T a o

=

36 + 30

= 33 oC

2 2 o c p a = kapasitas kalor air saat temperatur film = 4,183 kJ/kg. C

evaporatorr = 639,74 kW Qkondensor = Kalor yang dibuang kondensor untuk 3 evaporato Maka:

 a .4,183.(36 − 30) = 639,74 m  a .25,098 = 639,74 m  a = 25,49 kg/s (202155,8 lb air/h) →untuk 2 cooling tower m Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower , sehingga massa aliran air untuk masing-masing 1 cooling tower adalah

25,49kg / s 2

= 12,745 kg/s (101078 lb

air/h).

6.4.3. Volume Aliran Air / Kapasitas Aliran Aliran Air

Adapun kapasitas aliran air ( V a ) pada menara pendingin, hal ini dapat diperoleh dari rumus berikut ini: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

 = V a

a m ρ a

dimana: V a = kapasitas kapasitas aliran air / volume volume aliran air air (kg/s)

 a = massa aliran air (kg/s) =25,49 kg/s m o

3

ρ a = massa jenis air saat temperatur film, T f = 33 C(kg/m )

= 994,8 kg/m3 25,49 Maka: V a = = 0,02562 m3/s (405,33 gpm) 994,8

untuk 2 cooling tower

→

Diperoleh kapasitas aliran air ( V a ) = 0,02562 m3/s (405,33 gpm) untuk 2 cooling tower .

Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower , sehingga kapasitas aliran air untuk masing-masing 1 cooling tower adalah

0,02562 m 3 / s 2

= 0,01281m3/s

(202,66 gpm). Dengan menyesuaikan data dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD. Lampiran [L.18], maka dipilih menara pendingin dengan spesifikasi sebagai berikut:

•

Tipe: LBC 200

•

Kapasitas aliran air: 687 gpm (2600 L/menit)

•

Dimensi:

•

-

Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (117 3/4 in)

-

Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (148 2/5 in)

Koneksi pipa -

Pipa outlet: 150 mm (6 in)

-

Pipa inlet: 150 mm (6 in)

•

Daya motor kipas ( fan): 5 HP

•

diameter ): Diameter kipas ( fan diameter ): 1750 mm (68 1/ 3 in)

•

Kapasitas aliran udara: 1250 m 3/menit (42780 cfm)

6.4.4. Kondisi Udara Udara dan Air Air pada Menara Pendingin Pendingin 6.4.4.1. Kondisi Udara a. Temperatur Jenuh Udara

Temperatur jenuh udara pada menara pendingin diukur dengan suatu alat yang disebut dengan Thermohygrometer . Dengan alat ini diukur temperatur udara dan kelembaban relatif (RH) udara masuk dan keluar dari menara pendingin. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Temperatur jenuh udara pada menara pendingin adalah sebagai berikut:

•

Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan berdasarkan hasil pengukuran pengukuran diperoleh kelembaban kelembaban relatif (RH) = 60%.

•

Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan direncanakan kelembaban relatif relatif (RH) = 95%.

b. Kelembaban Absolut Udara

Kelembaban absolut udara dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan: ω =

0,622.Pv P − Pv

dengan P v = RH . P sat

dimana: ω = kelembaban absolut pada temperatur tert entu

Pv = tekanan parsial aktual uap air di udara (inHg) Pv = RH . Psat Psat = tekanan parsial udara jenuh (inHg) P = tekanan udara bebas pada atmosfer = 1 atm = 101325 Pa = 29,92 inHg

Tekanan parsial aktual dan kelembaban absolut dari udara masuk dan keluar menara pendingin adalah sebagai berikut:

•

Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 77% Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08 oF adalah P sat = 1,7138 inHg. Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus: Pv = RH . Psat = 77% . 1,7138 = 1,3196 inHg.

Kelembaban absolut dapat diperoleh dengan rumus: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

ω =

=

0,622.Pv P − Pv

0,622 × 1,3196 29,92 − 1,3196

= 0,028699 lb air / lb udara ker ing •

Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 90% Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08

o

F adalah P sat

= 1,7138 inHg. Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus: Pv = RH . Psat = 95% . 1,7138 = 1,6281 inHg.

Kelembaban absolut dapat diperoleh dengan rumus: ω =

=

0,622.Pv P − Pv

0,622 × 1,6281 29,92 − 1,6281

= 0,03649 lb air / lb udara ker ing

6.4.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin

Kondisi air pada menara pendingin diukur dengan termometer dengan mengukur temperatur air masuk ke menara pendingin dan air keluar menara pendingin. pendingin. Kondisi air pada menara menara pendingin adalah sebagai berikut:

•

Air masuk ke menara pendingin pada temperatur 36 oC (96,8 oF).

•

Air keluar dari menara pendingin pada temperatur 30 oC (86 oF).

6.4.5. Massa Air Persatuan Massa Udara Kering

Pada menara pendingin berlaku persamaan massa dan persamaan neraca energi dan persamaan neraca massa yaitu:

•

Persamaan neraca energi: hg1 + ω 1 .hv1 + W A. h fA = hg 2 + ω 2 .hv 2 + W B h fB

•

Persamaan neraca massa: ω 2 − ω 1 = W A − W B


•

Dimana hg 2 − hg1 = c p (T 2 − T 1 ) dengan c p = 0,24 Btu/(lb.oF) → harga c p udara kering

•

hv = entalpi uap air diambil dari nilai h g tabel uap

•

hw = entalpi air sirkulasi diambil dari nilai h f tabel uap Air panas masuk WA hf A

Udara panas keluar

A

2

1 lbm udara kering, hg2 ω2, hg2

Udara dingin masuk 1 1 lbm udara kering, hg1 ω1, hg1 WB hf B

B

Air dingin keluar

Gambar 6.6. Bagan menara pendingin

Sehingga persamaan neraca energi di atas dapat ditulis sebagai berikut: ω 1 .hg1 + W A. h fA = C p (T 2 − T 1 ) + ω 2 .hg 2 + [W A − (ω 2 − ω 1 )]h fB

dimana: ω

= kelembaban absolut = massa uap air persatuan massa udara kering

ω1 = kelembaban absolut udara masuk = 0,028699 lb air/lb udara kering ω2 = kelembaban absolut udara keluar = 0,03649 lb air/lb udara kering

hg1 = entalpi uap air masuk = hg @96,08 oF dari tabel sifat termodinamik air air jenuh pada lampiran lampiran [L16] =1102,98 Btu/lb air hg2 = entalpi uap air keluar = hg @96,08oF dari tabel t abel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10]. =1102,98 Btu/lb air Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

WA = massa air persatuan massa udara kering masuk (lb ( lb air/lb udara kering) WB = massa air persatuan massa udara kering keluar (lb air/lb udara kering) c p

= kapasitas kalor kalor udara kering = 0,24 Btu/(lb.oF)

T1

= suhu udara masuk ke menara pendingin = 96,08 oF

T2

= suhu udara keluar dari menara pendingin = 96,08 oF

hfA = entalpi air masuk ke menara pendingin = h f @96,8oF dari tabel sifat si fat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10] = 64,8 Btu/lb air hfB = entalpi air keluar ke menara pendingin = h f @86oF dari tabel t abel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10] = 54,05 Btu/lb air Maka: 0,028699 × 1102,98 + W A. 64,8 = 0,24(96,08 − 96,08) + 0,03649 × 1102,98 + [W A − (0,03649 − 0,028699)]54,05 31,65 + 64,8.W A = 0 + 40,247 + 54,05.W A − 0,4211 10,75.W A = 8,1759 W A = 0,76054 lb air/ lb udara kering 6.4.6. Kebutuhan Udara pada Menara Pendingin

Banyaknya udara yang diperlukan pada menara pendingin dapat diperoleh

u = dengan cara: m

a m W a

dimana:

 u = massa aliran udara ( lb udara kering/menit) m  a = massa aliran air pada menara pendingin (lb air/menit) m = 12,745 kg/s (101078 (101078 lb air/h).= 1684,63lb air/menit W a = kebutuhan air persatuan massa udara kering (lb air/lb udara kering)

= 0,76054 lb air/ lb udara kering Maka:

u = m

1684,63 lb air / menit 0,76054 lb air / lb udara kering

= 2215,04lb udara kering / menit (16,757 kg / s ) Volume aliran udara dalam menara pendingin adalah sebagai berikut:

 = m × υ V u u u Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dimana: 3

 = volume aliran udara (ft /menit) (cfm) V u

 u = massa aliran udara (lb udara kering/menit) m o

υ u = spesifik volume udara masuk menara pendingin, T 1= 96,08 F

= υ @ 96, 08o F dari tabel sifat termodinamik uap air pada tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) inHg) pada Lampiran Lampiran [L.10] = 14,01 ft 3/lb udara kering Maka:

 = 2215,04 lb udara ker ing / menit × 14,01 ft / lb udara ker ing V u 3

= 31032,71 cfm ≈ 31100 cfm (14,66 m 3 / s)

6.4.7. Total Kebutuhan Udara Luar

Total kebutuhan udara luar dapat dihitung dengan rumus:

 total = V  (1 + ω ) V 1 u u dimana: 3

 total = volume aliran udara total(ft /menit) (cfm) V u  V u

= volume aliran udara (ft 3/menit) /menit) (cfm)

ω1

= kelembaban absolut udara masuk = 0 ,028699 lb air/lb udara kering

Maka:

 total = 31100 cfm(1 + 0,028699 ) V u

= 31992,53 cfm (15,058 m 3 / s)

6.4.8. Air Tambahan ( Makeup Makeup Water Water) pada Menara Pendingin 6.4.8.1. Kerugian Akibat Penguapan

Banyaknya air yang mengalami penguapan dapat dihitung dengan cara:

 evaporated = m u .(ω 2 − ω 1 ) m dimana: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

 evaporated = massa aliran air yang menguap (lb air/menit) m

 u = massa aliran udara = 2215,04 lb udara kering/menit m ω 1 = kelembaban absolut udara masuk = 0,028699 lb air/lb udara kering

ω 2 = kelembaban absolut udara keluar = 0,03649 lb air/lb udara kering

Maka:

 evaporated = 2215,04 lb udara ker ing / menit .(0,03649 − 0,028699 ) lb air / lb udara ker ing m

= 17,257 lb air / menit (0,13 kg / s) Banyaknya air yang menguap bila dinyatakan dalam bentuk volume alir:

  V evaporated = mevaporated .υ fA dimana : 3

 V (gpm) evaporated = volume alir air yang menguap (ft /menit) (gpm)  evaporated = massa alir air yang menguap (lb air/ menit) m υ fA

= spesifik volume air masuk menara pendingin, T A = 96,8 oF = 0,01612 ft 3/lb air

Maka: 3  V evaporated = 17,257 lb air / menit × 0,01612 ft / lb air

= 0,27818 cfm = 0,27818 × 7,48 gpm = 2,081 gpm (1,315 × 10 −4 m 3 / s)

6.4.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan ( Drift Drift)

Hanyutan ( Drift ) adalah air yang terbawa oleh arus udara sebagai butiran butiran air yang tidak ikut menguap. menguap. Berdasarkan literatur El. Wakil, banyaknya kerugian akibat hanyutan adalah di bawah 0,2% dari total air yang bersirkulasi.

 = n .V  V drift a Dimana: V drift = volume air yang mengalami hanyutan (gpm) n

= batas hanyutan air (%) diambil 0,1%

 V a

= volume aliran air/volume sirkulasi air (gpm) = 0,01281m3/s (202,66 gpm).


Maka:

 = 0,1% . 202,66 gpm = 0,20266 gpm (2,0266 × 10 −5 m 3 / s) V drift

6.4.8.3. Banyaknya Pemakaian Air Tambahan

Banyaknya pemakaian air tambahan dapat diperoleh dengan cara: = V evaporated + V drift Makeup water water = dimana :

= banyaknya air tambahan menara pendingin (gpm) Makeup water water =

 V evaporated

= volume air yang menguap (gpm) = 2,416 gpm

 V drift

= volume air hanyutan (gpm) = 0,20266 gpm

Maka: -4

3

= 2,081 + 0,20266 = 2,28366 gpm (1,444 x 10 m /s) Makeup water water =

6.4.9. Perhitungan Dimensi Menara Pendingin 6.4.9.1. Diameter dan Tinggi Menara Pendingin

Diameter menara pendingin yang dirancang adalah sesuai dengan Katalog Liang Chi Industry Co., LTD. ( Lampiran [L.18] ) untuk kapasitas aliran air 687 gpm

dengan mengacu pada hasil perhitungan kapasitas aliran air ( V a ) = 373,37 gpm pada subbab 6.2.3. Menara pendingin yang dirancang mempunyai spesifikasi seperti Menara Pendingin Tipe LBC LBC 200 dari Katalog Liang Chi Industry Co.,LTD . yaitu sebagai berikut:

•

Kapasitas aliran air: 687 gpm

•

Dimensi: -

Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (117 3/4 in)

-

Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (148 2/5 in)

6.4.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Udara ( Inlet Inlet Louver)

Luas lubang udara ( inlet louver ) adalah tempat masuknya udara ke menara pendingin. pendingin. Luas menara pendingin pendingin dapat dicari dengan dengan persamaan: persamaan: Ainlet louver

=

 V u vu

dimana: 2

Ainlet louver = luas inlet louver (m ) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

 V u

= kapasitas aliran udara disesuaikan dengan kapasitas aliran pada menara pendingin tipe LBC 200 lampiran [L.18] = 1250 m3/menit (42780 cfm) = kecepatan udara

vu

= 7,5 mph (201,25 m/menit) Maka: Ainlet louver =

1250 m 3 / menit 201,25 m / menit

= 6,211 m 2 Luas menara pendingin merupakan hasil perkalian keliling menara dengan tinggi inlet louver , sehingga tinggi inlet louver dapat dihitung dengan cara berikut ini: Ainlet louver = π . D.t i t i =

Ainlet louver

π . D

dimana: 2

Ainlet louver = luas inlet louver (m )

D

= diameter menara pendingin pending in = 3770 mm (3,77 m)

ti

= tinggi inlet louver

Maka: t i =

6,211m 2 π .3,77 m

= 0,524 m (524 mm)

6.4.9.3. Diameter Kepala Sprinkler Sprinkler (Sprinkler Head )

Kepala sprinkler (sprinkler head ) dan pipa sprinkler (sprinkler pipe ) merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi mengalirkan air secara merata. Dalam hal ini kepala sprinkler sprink ler yang dirancang terbuat dari Aluminium alloy alloy.


Gambar 6.7. Kepala sprinkler ( head sprinkler ) dan pipa sprinkler ( sprinkler pipe )

Keterangan: D h = diameter d iameter kepala sprinkler sprinkler (mm ( mm)) Kapasitas aliran air pada kepala sprinkler spr inkler adalah sebagai berikut:

 V head = v. Ahead dimana: = kapasitas aliran air di sprinkler head (m3/s)

 V head

= kapasitas aliran air pada menara pendingin ( V a ) = 0,01281m3/s (202,66 gpm) = kecepatan aliran air sesuai dengan literatur = 0,9 – 3,0 m/s

v

= direncanakan 2 m/s 2

(m ) Ahead = luas sprinkler head (m Ahead =

π 4

2

Dh =

 V head v

Maka persamaan di atas, dapat ditulis dalam bentuk berikut ini: Dh =

 4V head π .v

dimana: Dh = diameter sprinkler head (m) (m) (mm)

Sehingga diameter sprinkler head adalah adalah sebagai berikut: Dh =

4.( 0,01281 )

π .2 = 0,0903 m (90,3 mm)

6.4.9.4. Diameter Pipa Sprinkler (Sprinkler Pipe)

Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 4 buah sprinkler, maka kapasitas aliran air pada sprinkler pipe adalah:

 0,01281 V head  = = 0,0032 m 3 / s V p = 4

4

Sehingga Sehingga diameter sprinkler pipe adalah sebagai berikut:


4V p

D p =

π .v

dimana: D p = diameter sprinkler pipe (m) (mm)

 = kapasitas aliran air pada sprinkler pipe V p v = kecepatan aliran air = 2 m/s

Maka: 4.(0,0032)

D p =

π .2 = 0,045 m (45mm)

6.4.9.5. Diameter Lubang Sprinkler (Sprinkler Hole)

Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 10 buah sprinkler hole persprinkler , maka kapasitas aliran air pada sprinkler hole adalah: persprinkler

 = V h

 V p 10

=

0,0032 10

= 0,00032 m 3 / s

Sehingga Sehingga diameter sprinkler hole adalah sebagai berikut: Dh =

 4V h π .v

dimana: Dh = diameter sprinkler hole (m) (mm)

 = kapasitas aliran air pada sprinkler hole V h v = kecepatan aliran air = 2 m/s

Maka: Dh =

4.(0,00032)

π .2 = 0,0142 m (14,2 mm)

6.4.9.6. Kipas ( Fan Fan)

Perencanaan kipas (fan) untuk menara pendingin adalah sesuai dengan data dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD. (Lampiran L.18) untuk tipe LBC 200: Daya fan

: 5 HP


Diameter fan: 1750 mm (1,75 m)

BAB 7 SISTEM PEMIPAAN AIR

Sistem distribusi yang akan dibahas dalam bab ini adalah sistem pemipaan air dan sistem distribusi udara, di mana air panas keluar dari kondensor di tiap lantai dan dipompakan ke Cooling Tower di lantai 3. Selanjutnya air di cooling tower akan didinginkan untuk kemudian disalurkan kembali ke kondensor untuk mendinginkan refrigerant. Sedangkan sistem distribusi udara berhubungan dengan Package Unit , di mana semua ruangan dikondisikan sama dengan menggunakan Package Unit .

7.1. Sistem Pemipaan Air 7.1.1. Kerugian Head pada Pemipaan Air Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Perencanaan pemipaan air ini berkaitan dengan pemilihan pompa untuk unit mesin pendingin ini. Fluida yang mengalir di dalam pipa akan mengalami kerugian akibat adanya gesekan dan panjang pipa. Kerugian ini dapat dibagi menjadi dua head akibat bagian, yaitu: yaitu: - Kerugian minor adalah kerugian yang terjadi akibat adanya sambungan dan katupkatup di sepanjang pipa yang dilalui air. - Kerugian mayor adalah kerugian yang disebabkan oleh fluida air karena adanya gesekan fluida dengan permukaan dinding pipa. Faktor yang mempengaruhi gesekan ini adalah kecepatan fluida, panjang dan diameter pipa. Kerugian head yang terjadi karena gesekan ini dirumuskan dengan : hf = f

l.v

2

2. D.g

dengan : hf = kerugian akibat gesekan (ft) l = panjang pipa (ft) f = koefisien gesekan karena kekasaran pipa ( Moody chart chart ) v = kecepatan fluida ( ft/s ) D = diameter pipa ( in )

Tabel 7.1 Kekasaran Pipa Berbagai Material


(Sumber : Fluid Mechanics, Frank M.White)

Adapun fungsi dari tiap aksesoris pipa yang perlu dipasang adalah :

•

Gate valve, dipasang pada pemipaan sebelum pompa untuk menghidupkan

ataupun mematikan laju aliran air menuju pompa.

•

Globe valve , dipasang pada keluaran pompa untuk mengatur besasr kecilnya

aliran air keluar pompa.

•

Swing check valve , dipasang untuk mencegah aliran air kembali ke pompa,

katup ini hanya menginzinkan menginzinka n aliran air pada satu arah saja. Data – data dari valve dapat dilihat pada [L.17]. [ L.17].

Kecepatan air mengalir didalam pipa harus dibatasi kecepatannya agar tidak melebihi 500 fpm (2,5 m/s) karena kecepatan air didalam pipa melebihi kecepatan tersebut akan menyebabkan erosi , Bahan dari pipa direncanakan dari bahan galvanized steel sch.40 baru dengan nilai ε=0,0005 .

Data viskositas dinamis dapat diperoleh dari Tabel 7.2.

Tabel 7.2. 7.2. Tabel sifat fisik air

Kondisi air memasuki kondensor kondensor dan Cooling Tower .


•

Kebutuhan kapasitas air untuk kondensor dirancang Tw,ec = 30 oC (86 oF) dan meninggalkan coil dirancang Tw,lc = 36 oC (96,8oF). Setelah keluar dari kondensor air akan didinginkan di cooling tower.

•

Kecepatan air direncanakan 2 – 6 fps ( 0,6 – 1,8 m/s ).Dalam perencanaan ini diambil 1,5 m/s

•

Kenaikan suhu air setelah melewati coil pendingin adalah adalah 36 oC - 30oC = 6oC

•

Laju aliran air seperti yang telah dihitung pada subbab 6.2.3 adalah sebesar 0,017385 m3/s (275,05 gpm).

7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air

Dalam perencanaan masalah ekonomi juga harus diperhatikan. Hal ini disebabkan oleh adanya kerugian head pada pipa. Dengan menggunakan diameter pipa yang besar maka masalah kerugian head bisa diperkecil, akan tetapi hal ini mengakibatkan mahalnya material pipa. Sebaliknya dengan menggunakan diameter pipa yang kecil akan mengakibatkan mengakibatkan head yang besar. Kerugian head ini akan menyebabkan naiknya daya pompa. Faktor gesekan pipa dapat dilihat pada Moody o

chart . Panjang ekivalen dari sambungan pipa seperti sambungan 90 dan Tee,

kemudian aksesoris pipa seperti globe valve,gate valve,dan swing check valve dapat dilihat pada Lampiran [L.17] Selanjutnya panjang ekivalen dari aksesoris pipa dapat dilihat pada Lampiran juga. Menurut Edward G.Pita, kerugian mayor yang terjadi pada pemipaan air harus berada pada range 6 – 12 ft/100 ft. Dalam perencanaan ini diambil 8 ft/ 100 ft. Faktor kekasaran pipa dan bilangan Reynold dapat dihitung dengan : f =

π 2 .g.hf .φ 5 8. L..Q 2

 8.Q 2 . f . L   φ =  2 g hf  π . . 

1/ 5

di mana : Q = mr 2 Re =

4.Q π .υ .φ

Dimana : g = percepatan gravitasi gravitas i ( 32,2 ft 2/s ) hf = head loses loses pipa ( ft )

Ø = diameter pipa ( in ) L = panjang ekivalen pipa ( ft ) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

mr = massa aliran air ( ft 3/s ) υ =

viskositas dinamik suhu air masuk kondensor kondensor pada 86 oF (30oC)

Gambar 7.3. Moody Chart

7.1.3. Layout Sistem Pemipaan Air untuk K ondensor dan Cooling Tower

Laju aliran untuk pendinginan pendingina n 3 kondensor adalah

0,017385 m 3/s (275,05

gpm),maka untuk tiap kondensor menerima 0,005795 m 3/s (91,683gpm). Adapun layout yang telah direncanakan dapat dilihat pada gambar di bagian lampiran [L.22]

7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor - Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit C-Cond.3 dan D-Cond.3

Dengan laju aliran sebesar 0.01159 m3/s (183,36 gpm = 0,41 ft3/s) sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 3 m = 10 ft 2 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = 2 x 7,5ft = 15 ft Panjang ekivalen = 10 + 15 = 25 ft Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dipero Diperoleh leh :

hf = 25 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 2 ft

Ø = 0,555497949 f 1/5 Re = 60395.63/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,265625ft Re=2,2737 x 10 5

Dapat

: f=0,024 Ø =0.2634660 ft Re=2,29234 x 10 5

Dapat

: f=0,024 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,0018823

ε

/ Ø=0,0018977

ε

Ø= 0,263 ft = 3,163 in diambil stell pipe ID = 3,548 in dengan

diameter nominal 3½ in Sch 40 (lihat lampiran [L16]).

- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit C-H

Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m 3/s (257,86gpm = 0,576 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Tee = 15 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 7,5) ft = 24,16 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 24,16 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 1,93 ft

Ø = 0,63659589 f 1/5 Re= 84848.49/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,787 x 10 5

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi

Re=2,787 x 10 5

/ Ø=0,001642

ε

/ Ø=0,001617

ε


diameter nominal 4 in Sch 40 (lihat lampiran [L16]).

- Perhitungan ukuran diameter diameter pipa pada sirkuit G-Pump3 G-Pump3 dan H-Pump4

Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m 3/s (128,93 gpm = 0,288 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 14,03 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 0,988 ft

Ø = 0,482387686 f 1/5 Re= 42424.24/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,2306 ft

Re=1,8392 x 10 5

Dapat

: f=0,029

Ø =0,237 ft

Re=1,7854 x 10 5

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,002167

ε

/ Ø=0,002104

ε



- Perhitungan ukuran diameter diameter pipa pada sirkuit G-Pump4 G-Pump4 dan H-Pump3

Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m 3/s (128,93 gpm = 0,288 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah buah Tee = 15 ft ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) ft = 19,86 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 19,86 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 1,59 ft

Ø = 0,482236781 f 1/5 Re= 42424.24/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Re=1,8397 x 10 5

Misalkan : f =0,025

Ø=0,2306 ft

Dapat

: f=0,029

Ø =0,2375 ft Re=1,7859 x 10 5

Dapat

: f=0,029 ( sama )

/ Ø=0,002168

ε

/ Ø=0,002104

ε


Jadi



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit sirkuit D-Sh.3b

Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m 3/s (257,86gpm = 0,576 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 39,5 m = 131,65 ft 3 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (131,65 + 22,5 + 15)ft = 169,15 ft Dipero Diperoleh leh :

hf = 169,15 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 13,5 ft

Ø = 0,636712759 f 1/5 Re= 84848.49/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,7868 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Re=2,7442 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,001642 / Ø=0,001617



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit G-Sh.3a

Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m 3/s (257,86gpm = 0,576 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 38 m = 126,54 ft 3 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (126,54 + 22,5 + 15)ft = 164 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 164 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 13,1 ft


Ø = 0,636605544 f 1/5 Re= 84848.49/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,7873 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Re=2,7447 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,001642 / Ø=0,001617



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit D-Cond.2 dan C-Cond.2

Dengan laju aliran sebesar 0.004577 m 3/s (72,41 gpm = 0,162 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 10,83 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 0,8664 ft

Ø = 0,383155374 f 1/5 Re= 23863.64/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,18321 ft

Re=1,3024 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,031

Ø =0,1912 ft

Re=1,24764 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,031 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,002729 / Ø=0,00261



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit A-Cond.1 dan B-Cond.1

Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m 3/s (118,65gpm = 0,265 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 10,83 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 0,8664 ft

Ø = 0,466516775 f 1/5 Re= 39036.2/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7498 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,6987 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,002241 / Ø=0,002175



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit A-F

Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m 3/s (118,65gpm = 0,265 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5) ft = 9,16 ft Dipero Diperoleh leh :

hf = 9,16 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 0,73 ft

Ø = 0,466874103 f 1/5 Re= 39036.2/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7485 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,6974 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00223 / Ø=0,002174



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit E-Pump1 dan H-Pump2 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m 3/s (59,325gpm = 0,1325 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 12,36 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 0,988 ft

Ø = 0,353610839 f 1/5 Re= 19518.1/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,169 ft

Re=1,1543 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,026

Ø =0,270 ft

Re=7,2263 x 10 4

ε

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00295 / Ø=0,001851



- Perhitungan ukuran diameter diameter pipa pada sirkuit E-Pump2 dan F-Pump1

Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m 3/s (59,325gpm = 0,1325 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Tee = 15 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) = 19,86 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 19,86 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 1,58 ft

Ø = 0,35394656 f 1/5 Re= 19518.1/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,169 ft

Re=1,1532 x 10 5

/ Ø=0,00295

ε


Ø =0,270 ft

Dapat

: f=0,026

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

Re=7,2194 x 10 4

/ Ø=0,00184

ε



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit B-Sh.3b

Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m 3/s (118,65gpm = 0,265 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 37,5 m = 124,8 ft 3 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (124,8 + 22,5 + 15) ft = 162,3 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 124,8 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 10 ft

Ø = 0,491528796 f 1/5 Re= 39036.2/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,61227 x 10 5

Dapat

: f=0,029

Ø =0,242 ft

Re=1,61227 x 10 5

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00212

ε

/ Ø=0,00206

ε



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit sirkuit E-Sh.3a

Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m 3/s (118,65gpm = 0,265 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 36 m = 120 ft 2 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft Panjang ekivalen = (120 + 15) ft = 135 ft Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Diperoleh Dipero leh :

hf = 135 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 10,8 ft

Ø = 0,466516775 f 1/5 Re= 39036.2/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7498 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,69871 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00224 / Ø=0,00217



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit sirkuit Sh.3a-T

Dengan laju aliran sebesar 0,0236 m 3/s (373,35gpm = 0,834 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 11,5 m = 38,3 ft 3 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft Panjang ekivalen = (38,3 + 22,5) ft = 60,8 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 60,8 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 4,864 ft

Ø = 0,737964271 f 1/5 Re= 122853.5/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,352 ft

Re=3,4814 x 10 5

Dapat

: f=0,026

Ø =0,355 ft

Re=3,4542 x 10 5

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00141

ε

/ Ø=0,00140

ε



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit Sh.3b-Q

Dengan laju aliran sebesar 0,0236 m 3/s (373,35gpm = 0,834 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 6,5 m = 21,6 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (21,6 + 7,5 + 15) ft = 44,1 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 44,1 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 3,528 ft

Ø = 0,737964271 f 1/5 Re= 122853.5/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,352 ft

Re=3,4814 x 10 5

Dapat

: f=0,026

Ø =0,355 ft

Re=3,4542 x 10 5

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00141

ε

/ Ø=0,00140

ε



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit sirkuit Q-CT2

Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m 3/s (186,675gpm = 0,417 ft 3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 12 m = 40 ft 3 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (40 + 22,5 + 3,2) ft = 65,7 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 65,7 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 5,256 ft

Ø = 0,559272335 f 1/5 Re= 61426.77/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028 ( sama )

/ Ø=0,00186 / Ø=0,00182


Jadi



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit sirkuit Q-CT1

Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m 3/s (186,675gpm = 0,417 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 6 m = 20 ft 2 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (20 + 15 + 3,2) ft = 38,2 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 38,2 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 3,056 ft

Ø = 0,559272335 f 1/5 Re= 61426.77/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00186 / Ø=0,00182



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 1

Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m 3/s (186,675gpm = 0,417 ft 3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90 o = 7,5 ft 1 buah Globe Valve = 84 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5 + 84) ft = 94,83 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 94,83 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 7,5864 ft


Ø = 0,559272335 f 1/5 Re= 61426.77/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00186 / Ø=0,00182



- Perhitungan ukuran ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 2

Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m 3/s (186,675gpm = 0,417 ft 3/s),sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86 oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10 -5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 7 m = 23,3 ft 2 buah Elbow 90 o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft 1 buah Globe Valve = 84 ft Panjang ekivalen = (23,3 + 15 + 84) ft = 122,3 ft Diperoleh Dipero leh :

hf = 122,3 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 9,784 ft

Ø = 0,559272335 f 1/5 Re= 61426.77/ Ø / Ø =0,0005/ Ø

ε

Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 10 5

ε

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi

/ Ø=0,00186 / Ø=0,00182



7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower 7.1.4.1. Head Pompa Pompa

Kapasitas air pada total 3 kondensor ko ndensor adalah 0,017385 0,017385 m 3/s (275,05 gpm). Pada perancangan perancangan ini, direncanakan pemakaian p emakaian pompa sebanyak 6 buah di mana 3 pompa yang diaktifkan sedangkan duanya lagi sebagai pompa cadangan yang tidak Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

diaktifkan. Pompa cadangan ini berfungsi untuk menjaga apabila adanya kerusakan pada pompa, sehingga terdapat pompa pompa backup sebanyak 50%. Dengan demikian mesin pendingin pending in masih mampu mampu dijalankan karena kondensor masih dapat berfungsi dengan adanya pompa cadangan tersebut. Maka 1 buah pompa akan melayani air dengan kapasitas aliran sebesar 0,0028975 m3/s Berikut ini adalah cara untuk menghitung Head Pompa (Hp) : Hp = Hlosses + H pressure drop + Hz -

Head Losses Head losses = Hf + Hm Di mana Hf = head gesekan (m) Hm = head minor (m) Head gesekan (Hf) adalah head yang timbul akibat dari bergesekannya fluida di dalam pipa dengan permukaan pipa tersebut. Head losses pada pipa ekivalen dihitung dengan menghitung kerugian gesekan pada jalur pipa terpanjang yang terhubung dari pipa tekan pompa P2 pada lantai 1M sampai ke Cooling Tower di lantai 3,lalu kembali ke pipa isap pompa P2. Adapun rumus untuk menghitung head gesekan (Hf) adalah : hf =

10,666.Q 1,85 1, 85

C

.φ 4,85

. L

Di mana : hf = head gesekan (m) Q = kapasitas aliran air (0,101419 m 3/s) C = Konstanta untuk pipa, diambil 130 (steel pipe baru seperti yang

tercantum tercantu m pada tabel 7.3.

p ipa (m) φ = Diameter pipa L = Panjang ekivalen pipa (m) Tabel 7.3. Harga C untuk berbagai jenis pipa

Sumber : Fluid Mechanics, Frank M.White Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Misalnya : Sirkuit C-Cond3 & D-Cond.3 Diameter pipa ( φ ) = 3.548 in = 0,09 m Panjang ekivalen (L) = 25 ft = 7,5 m Kapasitas air (Q) = 0.01159 m3/s Sehingga : hf =

10,666.1,85 1, 85 4 , 85

.

.L =

10,666.0,011591,85 1301,85.0,09 4,85

.7,5 = 0,3039

Untuk sirkuit lain dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabulasikan pada Tabel Tabel 7.1. sebagai berikut berikut Tabel 7.1. Perhitungan Head pompa pompa SIRKUIT

Q (m 3/s)

C

Φin (in)

Φin (m)

L (ft)

L (m)

Hf (m)

C-Cond3 & D-Cond.3

0.01159

130

3.548

0.09

25

7.5

0.303910585

C-H

0.0163

130

4.026

0.102

24.16

7.248

0.300788202

G-Pump3 & H-Pump4

0.00815

130

3.068

0.078

12.36

3.708

0.15679379

G-Pump4 & H-Pump3

0.00815

130

3.068

0.078

19.86

5.958

0.251935652

D-Sh.3b

0.0163

130

4.026

0.102

169.15

50.745

2.10589091

G-Sh.3a

0.0163

130

4.026

0.102

164

49.2

2.041774219

D-Cond.2 & C-Cond.2

0.004577

130

2.469

0.0626

10.83

3.249

0.137292009

A-Cond.1 & B-Con d.1

0.0075

130

3.068

0.078

10.83

3.249

0.117804154

A-F

0.0075

130

3.068

0.078

9.16

2.748

0.099638601

E-Pump1 & H-Pump2

0.00375

130

3.548

0.09

12.36

3.708

0.01863064

E-Pump2 & F-Pump1

0.00375

130

3.548

0.09

19.86

5.958

0.02993564

B-Sh.3b

0.0075

130

3.068

0.078

162.3

48.69

1.765430669

E-Sh.3a

0.0075

130

3.068

0.078

135

40.5

1.46847283

Sh.3a-T

0.0236

130

5.047

0.128

60.8

18.24

0.4990569

Sh.3b-Q

0.0236

130

5.047

0.128

44.1

13.23

0.361980416

Q-CT2

0.0118

130

3.548

0.09

65.7

19.71

0.825654867

Q-CT1

0.0118

130

3.548

0.09

38.2

11.46

0.480061125

T-CT1

0.0118

130

3.548

0.09

94.83

28.449

1.191732892 1.191732892

T-CT2

0.0118

130

3.548

0.09

122.3

36.69

1.536949622

Total Hf =

11.6519595

Sedangkan head minor (Hm) adalah head yang disebabkan akibat dari penggunaan penggunaan suatu peralatan. Dalam hal ini, head minor dari dari sirkuit pemipaan ini adalah head tower dari cooling tower . Adapun harga dari head tower diambil dari katalog Liang Chi Industry Industry Co.Ltd Co.Ltd . yaitu 4 m (13,2 ft) Dengan Dengan demikian, head losses total tot al dari sirkuit pemipaaan air ini adalah : Head losses = Hf + Hm = 11,65 + 4 m Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

= 15,65 m

-

Head pressure drop (H pressure drop) Oleh

karena

ketidaktersediaan

alat

di

laboratorium,

sehingga

tidak

memungkinkan untuk dilakukan penelitian. Maka pada perancangan ini tekanan kondensor dianggap pada kondisi ideal, sehingga tidak ada penurunan tekanan di kondensor (ΔP = 0)

Hpressure drop =

-

∆P γ

=0

Head ketinggian (Hz) Head ketinggian adalah tinggi kenaikan air dari sumbu pompa, dalam hal ini yang menjadi head ketinggian adalah jarak sumbu pompa di lantai 1M ke Cooling Tower di Lantai 3 yaitu 12 m.

Maka besarnya head pompa adalah sebagai berikut : Hp =15,65 + 0 + 12 = 27,65 m

7.1.4.2. Daya Pompa

Dalam perancangan ini direncanakan memakai 6 pompa yang disusun paralel untuk mensirkulasikan air dari kondensor di lantai 1M ke Cooling Tower di Atap lantai 3 dan kondensor dari lantai 3 ke lantai Cooling Tower di Atap Lantai 3. 3. Dari Dar i ke-6 ke-6 pompa po mpa ini,hanya ini,hanya 3 pompa diaktifkan, sedangkan sedangkan 3 pompa lainnya bertindak sebagai cadangan.. Adapun kapasitas aliran untuk 1 pompa adalah sebesar

0,017385m3/s 3

= 0.005795 (0,20473 ft 3/s). Head losses yang

dilayani tiap pompa adalah 27,65 m (92,16 ft). Dengan demikian daya pompa yang dihitung adalah : Pp = ρ .g.Q. Hp

Di mana : Pp = daya pompa (ft.lbf/s) G = gravitasi gravitas i bumi (32,2 ft/s2) o

Ρ = massa jenis air pada suhu suhu air keluar kondensor kondensor 96,8 F(1,928

slug/ft 3) Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Q = kapasitas aliran = 0,20473 ft 3/s Hp = head pompa pompa = 92,16 ft Maka : Pp = ρ .g .Q. Hp = 1,928 x 32,2 x 0,20473 x 92,16 = 1171 ft. lbf/s (2,1 hp) = 1,5 kW

7.2. Sistem Distribusi Udara 7.2.1. Package Unit

adalah suatu alat yang berfungsi untuk mendinginkan udara Package Unit adalah ruangan dimana pada package system un it kondensor, kompresor, kompresor, system ini, unit evaporator, dan katup ekspansi semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin pendingin. pendingin. Kondensor dapat diletakkan diletakkan didalam ruangan ruangan beserta dengan dengan evaporator. evaporator. Siklus kerjanya sama seperti tipe window system dan split system. Hanya saja kondensor yang dipakai umumnya berupa water-cooled condensor (kondensor (kondensor pendinginan pendinginan air). Udara ruangan yang mengalir bersirkulasi melewati coil pendingin pendingin ini akan menjadi dingin sementara refrigeran yang mengalir di dalam tube evaporator setelah menerima panas dari udara akan menguap . Uap refrigeran unutk selanjutnya akan dimasukkan ke kompresor dan ditekan dari tekanan evaporator hingga ke tekanan tinggi pada kondensor . Keluar Keluar dari kompressor , refrige r efrigeran ran mengalir ke dalam kondensor . Di dalam kondensor ini refrigeran ini akan membuang membuang kalor sementara kalor yang dibuang oleh kondensor diterima oleh air dingin yang mengalir melewati kondensor ini akan mengalami kenaikan suhu . Untuk mendinginkan air ini , maka maka air panas ini akan dipompakan ke cooling untuk selanjutnya didinginkan dengan udara yang mengalir menyilang tower untuk melewatinya. Pada Bangunan kantor ADPEL dipilih menggunakan Package Unit dilihat dilihat dari segi biaya,luas ruangan yang dikondisikan dan segi tata keindahan.Dari segi biaya dapat dapat diperkecil jika menggunakan menggunakan Package Package Unit Unit daripada AHU di mana mana pada gedung gedung kantor ADPEL ini ini terdapat ruangan-ruangan ruangan-ruangan yang tidak tidak berfungsi penuh, tergantung tergantung pada waktu waktu dan luas gedung gedung yang tidak terlalu besar.Adapun besar.Adapun Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

total Cooling Load pada Lantai 1 adalah sebesar 1052171,81 Btu/h dan dipilih Cooling Load pada sebanyak 43 buah diffusor,Cooling diffusor,Cooling Load Lantai 2 sebesar 415464,87 Btu/h dipilih untuk 25 buah diffusor dan dan Cooling Load Lantai Lantai 3 adalah sebesar 680921,36 Btu/h untuk 42 buah diffusor .

7.2.2. Pemilihan Package Unit Untuk kebutuhan udara ruangan yang dikondisikan di lantai 1,2, dan 3 direncanakan 1 unit Package unit untuk tiap-tiap lantai. Pembagian cfm pada setiap lantai berbeda-beda sesuai dengan kebutuhan masing-masing lantai.

Gambar 7.4. Package Unit Sistem

-

Untuk Lantai 1 cfm =

-

1012199 (30 − 19) x60 x0,07

= 21909,06cfm


276191 ( 26,4 − 18,2) x60 x0,07

= 8019,48cfm


-


387012

= 12124,43cfm

(25,2 − 17,6) x60 x0,07

7.2.2. Perencanaan Saluran Udara

Sistem distribusi udara ini dilakukan oleh Blower pada pada Package Unit , di mana Blower mengalirkan udara dingin yang melewati coil Package Unit untuk

selanjutnya didistribusikan ke ruangan melalui ducting . Udara keluar dari ducting menuju ruangan melalui diffusor . Adapun perhitungan jalur distribusi

udara dapat dilihat pada Tabel 7.5 di bawah ini :

Tabel 7.5. Kecepatan maksimum udara dalam duct system duct system kecepatan rendah

Jalur distribusi udara atau ducting diletakkan di langit-langit setiap lantai seperti terlihat pada Lampiran [L.19 – L.21] cfm =

Q

( h3 − h4) x60 x ρ udara

di mana : Q = Cooling Load Total (Btu/h) Cooling Load Total ρ udara = 0,07

-


1012199 (h3 − h 4) x60 x0,07

=

1012199 (30 − 19) x60 x0,07

= 21909,06cfm

untuk

43

diffusor Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Jadi, setiap diffusor melepaskan 509,51 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 1. Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.2. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1

Sirkuit

Cfm

Friction Loss/100ft (in.w)

Ukuran Ducting (in)

X-2 1 ke 2 2 ke 3 3 ke 4 2 ke 6 5 ke 6 5 ke 7 7 ke 8 X-Y Y-Z X-V V-W V-T T-U S-T R-S Q-9 P-N N-O L-N L-M L-D D-I I-J J-K C-D B-C B-E C-F F-G G-H A - B Packg.1 - A P - 13 P - 16 P - 15 R-9 S - 13 13 ke 14 13 ke 12 12 ke 11 11 ke 10

182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 105.3 105.3 182.33 99.6 67.47 99.6 64.71 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 114.93 114.93 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 657. 35 657.35 657. 35 657.35 657. 35 657.35 657.35 657. 35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 8x8 8x8 5,5 x 5.5 12 x 12 5,5 x 5,5 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40


-


276191 ( h3 − h4) x60 x0,07

=

276191 ( 26,4 − 18,2) x60 x0,07

= 8019,48cfm

untuk 25

diffusor

Jadi, setiap diffusor melepaskan 320,78 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 2. Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.3. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 2

-

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in)

Packg.2 - A A - B A - C C-D C-E E-F F-G G-H F-K K-I I-J K-L L-M L-O N-O 0-Z Z-P P-Q Z-S R-S S-T T-U S-W V-W W-X X-Y

509.62 509.62 53.04 53.04 186.54 186.54 160.77 160.77 186.54 186.54 186.54 123.62 149.6 123.6 75.56 238.88 135.91 135.91 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

35 x 35 35 x 35 4x4 4x4 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 7,5 x 7,5 11 x 11 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 16 x 16 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16


387012 ( h3 − h4) x60 x0,07

=

387012 ( 25,2 − 17,6) x60 x0,07

= 12124,43cfm untuk 42

diffusor

Jadi, setiap diffusor melepaskan 288,67 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 3. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.4. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 3

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in)

Packg.3 - E E-F E-A A - B B-C C-D F - 14 F - 15 E-F F-G G-H F-I I-J J-K K-L L-M M-N N-O K-P P-Q Q-S R-S S-T T-U S-V V-W W-X X-Y W-Z Z-3 Z - 10 Z-7 10 ke 11 11 ke 12 12 ke 13 7 ke 8 8 ke 9 3 ke 4 4 ke 5 5 ke 6 3 ke 2 2 ke 1

575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 389.99 275.37 275.37 524.69 186.65 220.61 220.61 220.61 145.98 145.98 220.61 220.61 220.61 203.01 586.33 586.33 328.96 328.96 127.6 127.6 328.96 259.15 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 260.08 241.24

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 24 x 24 18 x 18 18 x 18 35 x 35 12 x 12 16 x 16 16 x 16 16 x 16 11 x 11 11 x 11 16 x 16 16 x 16 16 x 16 14 x 14 38 x 38 38 x 38 22 x 22 22 x 22 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 22 x 22 23 x 23 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 23 x 23 23 x 23


BAB 8 KESIMPULAN

8.1. Beban Pendingin 

Beban pendingin dari struktur bangunan adalah 780835 Btu/hr.



Beban pendingin dari infiltrasi udara adalah 579447 Btu/hr. Bt u/hr.



Beban pendingin dari manusia adalah 107600 Btu/hr



Beban pendingin total adalah 1842942 Btu/hr (153,57 TR) (542 kW).

8.2. Refrigeran Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Refrigeran yang digunakan adalah R-134a dengan : 

COP = 5,5



RE = 146,47 kJ/kg



Laju aliran refrigeran = 3,7 kg/s

8.3. Sistem Pendinginan 

Sistem pendinginan yang digunakan adalah All-Air System System.



Direncanakan sebanyak 3 buah mesin pendingin (Package Unit ) paralel. Mesin pendingin untuk Lantai 1 dan 2 diletakk d iletakkan an bersamaan yaitu yaitu pada Lantai Lanta i 1M sedangkan mesin pendingin untuk Lantai 3 diletakkan di kamar mesin pada Lantai Lantai 3 .

8.4. Cooling Tower 

Tipe cooling tower : : Menara pendingin pendingin aliran angin mekanik (mechnical draft cooling tower )



Kalor yang dibuang 2 cooling tower : 868,14 kW



Kalor yang dibuang 1 cooling tower : 434,07 kW



Kondisi udara: -

Kondisi udara masuk: Temperatur Temperat ur dry-bulb

: 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 77% Tekanan parsial parsia l saturasi satur asi :1,3196 inHg -

Kondisi udara keluar: Temperatur Temperat ur dry-bulb

: 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 95% Tekanan parsial parsia l saturasi satur asi :1,6281 inHg 

Kondisi air: -

Temperatur Temperat ur air masuk

:36 oC

-

Temperatur air keluar

: 30 oC



Massa aliran air untuk 2 cooling tower : 25,49 kg/s (202155,8 lb/h)



Massa aliran air untuk 1 cooling tower : 12,745 kg/s (101078 lb/h)



Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 2 cooling tower : 0,02562 m3/s (405,33 gpm)




Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 1 cooling tower : : 0,01281 m 3/s (202,66 gpm)



Dirancang cooling tower seperti seperti spesifikasi berikut yang diambil dari katalog Liang Chi Co.Ltd Co.Ltd . [L17] 

Tipe : LBC 200



Kapasitas aliran air : 687 gpm (2600 L/menit) L/menit)



Dimensi:



: 2990 mm (117 3/4 in)

-

Tinggi (H )

-

Diameter (D) : 3770 mm (148 2/5 in)

Koneksi pipa: -

Pipa outlet : 150 mm (6 in)

-

Pipa inlet : 150 mm (6 in) in)



Diameter kipas: 2400 mm (94 ½ in)



Daya kipas: 5 HP



Kapasitas udara : 1250 m 3/menit (42780 cfm)



Luas inlet louver (luban ( lubang g udara): 6,211 m 2



Tinggi inlet louver : 0,524 m



Diameter Sprinkler Head : 0,0903 m



Diameter Sprinkler Pipe:0,045 m



Diameter Sprinker Hole:0,0142 m

8.5. Sistem Pemipaan Air Kondensor dan Cooling Tower

Sistem pemipaan air kondensor meliputi: 3

2

3

SIRKUIT

Q (ft /s)

Q (ft /s)

Ф (in)

Фin (in)

Ukuran pip a

Schedule No.

L (ft)

C-Cond3 & D-Cond.3

0.41

0.1681

3.163

3.548

3 1/2

Sch 40

25

C-H

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

24.16

G-Pump3 & H-Pump4

0.288

0.082944

2 2.8528 .8528

3.068

3

Sch 40

12.36

G-Pump4 & H-Pump3

0.288

0.082944

2 2.8528 .8528

3.068

3

Sch 40

19.86

D-Sh.3b

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

169.15

G-Sh.3a

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

164

D-Cond.2 & C-Cond.2

0.162

0.026244

2.29676

2.469 2.469

2 1/2

Sch 40

10.83


A-Cond.1 & B-Cond.1

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

10.83

A-F

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

9.16

E-Pump1 & H-Pump2

0.1325

0.01755625

3.243

3.548

3 1/2

Sch 40

12.36

E-Pump2 & F-Pump1

0.1325

0.01755625

3.243

3.548

3 1/2

Sch 40

19.86

B-Sh.3b

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

162.3

E-Sh.3a

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

135

Sh.3a-T

0.834

0.695556

4.27069

5.047

5

Sch 40

60.8

Sh.3b-Q

0.834

0.695556

4.27069

5.047

5

Sch 40

44.1

Sistem pemipaan air Cooling Tower meliputi: meliputi: SIRKUIT Q-CT2 Q-CT1 T-CT1 T-CT2

3

Q (ft /s) 0.417 0. 417 0.417 0. 417 0.417 0.417

2

3

Q (ft /s) 0.173889 0.173889 0.173889 0.173889

Ф (in) Фin (in) 2.7594 3.548 2.7594 3.548 4.27069 3.548 4.27069 3.548

Ukuran pipa Sch 40 Sch 40 Sch 40 Sch 40

Schedule No. 3 1/2 3 1/2 3 1/2 3 1/2

L (ft) 65.7 38.2 94.83 122.3

8.6. Pompa untuk Cooling Cooling Tower 

untuk tiap pompa = 27,65 m (92,16 ft) Head untuk

•

Daya pompa = 2,1 HP (1,5 kW)

8.7. Package Unit 

Untuk Lantai 1

cfm =

800783,93 (h3 − h4) x60 x 0,07

=

800783,93 (30 − 19) x60 x0,07

= 17332,98cfm untuk 43 diffusor

Jadi setiap difusor melepaskan melepaskan 403,1 CFM ke ruangan ruangan pada Lantai Lantai 1. Sehingga perhitungan saluran udara atau ducting ducting dapat dilihat dilihat pada tabel tabel di bawah.

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in )

X–2 1 ke 2 2 ke 3 3 ke 4 2 ke 6 5 ke 6 5 ke 7 7 ke 8 X–Y Y–Z

182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 105.3 105.3

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 8x8 8x8

2


X–V V–W V–T T–U S–T R–S Q–9 P–N N–O L–N L–M L–D D–I I–J J–K C–D B–C B–E C–F F–G G–H A – B Packg.1 - A P – 13 P – 16 P – 15 R–9 S – 13 13 ke 14 13 ke 12 12 ke 11 11 ke 10

182.33 99.6 67.47 99.6 64.71 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 114.93 114.93 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

5,5 x 5.5 12 x 12 5,5 x 5,5 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40

Ukuran ducting inch x inch

Dengan menyesuaikan keadaan dan ukuran ruangan tempat Package Unit , dari catalog Package Unit pada buku Carrier dipilih Model 50BJ054 yang memiliki kapasitas 15 - 60 Ton.



Untuk Lantai 2

cfm =

415464,87 (h3 − h4) x60 x 0,07

=

415464,87 ( 26,4 − 18,2) x60 x0,07


Jadi setiap difusor melepaskan melepaskan 482,53 CFM ke ruangan ruangan pada Lantai Lantai 2. Sehingga perhitungan saluran

udara atau ducting ducting dapat dapat dilihat pada tabel tabel

dibawah ini: Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Sirkuit

Cfm

2



0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

35 x 35 35 x 35 4x4 4x4 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 7,5 x 7,5 11 x 11 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 16 x 16 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16

Packg.2 - A 509.62 A – B 509.62 A – C 53.04 C–D 53.04 C–E 186.54 E–F 186.54 F–G 160.77 G–H 160.77 F–K 186.54 K–I 186.54 I–J 186.54 K–L 123.62 L–M 149.6 L–O 123.6 N–O 75.56 0–Z 238.88 Z–P 135.91 P–Q 135.91 Z–S 238.88 R–S 238.88 S–T 238.88 T–U 238.88 S–W 238.88 238. 88 V–W 238.88 238. 88 W–X 238.88 X–Y 238.88





Untuk Lantai 3

cfm =

680921,36 (h3 − h4) x60 x0,07

=

680921,36 ( 25,2 − 17,6) x60 x 0,07


Jadi setiap difusor melepaskan melepaskan 507,9 CFM ke ruangan pada Lantai 3. Sehingga perhitungan saluran

udara atau ducting ducting dapat dapat dilihat pada tabel tabel

dibawah ini:

Sirkuit

Cfm



Packg.3 - E E–F E–A

575.05 575.05 575.05

0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38

2


A – B B–C C–D F – 14 F – 15 E–F F–G G–H F–I I–J J–K K–L L–M M–N N–O K–P P–Q Q–S R–S S–T T–U S–V V–W W–X X–Y W–Z Z–3 Z – 10 Z–7 10 ke 11 11 ke 12 12 ke 13 7 ke 8 8 ke 9 3 ke 4 4 ke 5 5 ke 6 3 ke 2 2 ke 1

575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 389.99 275.37 275.37 524.69 186.65 220.61 220.61 220.61 145.98 145.98 220.61 220.61 220.61 203.01 586.33 586.33 328.96 328.96 328. 96 127.6 127.6 328.96 259.15 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 260.08 241.24

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 24 x 24 18 x 18 18 x 18 35 x 35 12 x 12 16 x 16 16 x 16 16 x 16 11 x 11 11 x 11 16 x 16 16 x 16 16 x 16 14 x 14 38 x 38 38 x 38 22 x 22 22 x 22 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 22 x 22 23 x 23 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 23 x 23 23 x 23




DAFTAR PUSTAKA 1. Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning, Prentice-Hall, New Jersey, 1964. 2. Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, Fundamental Fundamental of o f Heat and Mass Transfer, Fourth Edition, John Wiley and Son, New York, 1996. 3. Wang, Shan K., Handbook of Air Conditioning and Refrigeration, Mc-Graw Hill, New York, 1993. 1993. 4. Pita, Edward G., Air Conditioning System, Mc-Graw Hill, New York, 1982. 5. Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold, Air Conditioning and Refrigeration, Second Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1978. 6. Dossat, Roy J., Principles of Refrigeration, Second Edition, John Wiley and Son, New York, 1982. 1982. 7. Holman, Jack P., Heat Transfer, Tenth Edition, Mc-Graw Hill, New York, 2001. 8. Cengel, Junus A., Engineering Thermodynamics, An Engineering Approach, Third Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1998. Madi Margoyungan : Perencanaan Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

9. Perry, J. H., Ed., Chemical Engineers Engineers Handbook, Mc-Graw Hill, H ill, New York, 1997. 10. Arora, C. P., Refrigeration and Air Conditioning, Second Edition, Mc-Graw Hill, Singapore, 2001. 11. ASHRAE, Handbook of Applications, 1996. 12. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 1, Load Estimating, Syracuse, Syracuse, New York, 1984. 13. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 3, Piping Design, Syracuse, New York, 1984. 1984. 14. Tangoro, Tangoro, Dwi. Utilitas Bangunan, UI-Press, Jakarta, 2000.


Perencanaan Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Gedung Tugas Akhir

Recommend Documents