SKRIPSI. Diajukan sebagai salah satu syarat untuk memperoleh gelar Sarjana Teknik. Oleh: HANSEN HARTADO TARIGAN NIM. I

Transkripsi

1 PENGUJIAN KARAKTERISTIK PERPINDAHAN PANAS DAN FAKTOR GESEKAN PADA PENUKAR KALOR PIPA KONSENTRIK SALURAN PERSEGI DENGAN OBLIQUE TEETH TWISTED TAPE INSERT SKRIPSI Diajukan sebagai salah satu syarat untuk memperoleh gelar Sarjana Teknik Oleh: HANSEN HARTADO TARIGAN NIM. I JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SEBELAS MARET SURAKARTA 2012

2 HALAMAN PENGESAHAN PENGUJIAN KARAKTERISTIK PERPINDAHAN PANAS DAN FAKTOR GESEKAN PADA PENUKAR KALOR PIPA KONSENTRIK SALURAN PERSEGI DENGAN OBLIQUE TEETH TWISTED TAPE INSERT Disusun oleh HANSEN H. TARIGAN NIM. I Dosen Pembimbing I Dosen Pembimbing II Tri Istanto, ST, MT NIP Wibawa Endra Juwana, ST, MT NIP Telah dipertahankan di hadapan Tim Dosen Penguji pada hari Jumat tanggal 21 Desember D. DANARDONO, ST, MT,PhD NIP EKO PRASETYO, ST, MT NIP ZAINAL ARIFIN, ST, MT NIP Mengetahui, Ketua Jurusan Teknik Mesin Koordinator Tugas Akhir Didik Djoko Susilo, ST, MT Wahyu Purwo Raharjo, ST, MT NIP NIP iii

3 MOTTO Kerja keras dengan sungguhsungguh dapat menghasilkan hal yang sangat berharga didalam hidup, keberhasilan akan penyelesaian dari sebuah persoalan bukan sepintar apa kamu tetapi sejauh mana ketulusanmu di dalam menyelesaikannya (Hansen H. Tarigan) Banyak kegagalan dalam hidup ini dikarenakan orangorang tidak menyadari betapa dekatnya mereka dengan keberhasilan saat mereka menyerah ( Thomas Alva Edison) Sesuatu yang belum dikerjakan, seringkali tampak mustahil; kita baru yakin kalau kita telah berhasil melakukannya dengan baik. ( Evelyn Underhill ) Diberkatilah orang yang mengandalkan TUHAN, yang menaruh harapannya pada TUHAN, Ia akan seperti pohon yang ditanam di tepi air, yang merambatkan akarakarnya ke tepi batang air, dan yang tidak mengalami datangnya panas terik, yang daunnya tetap hijau, yang tidak kuatir dalam tahun kering, dan yang tidak berhenti menghasilkan buah ( Yeremia 17 : 78 ) Bila engkau berjalan langkahmu tidak akan terhambat, bila engkau berlari engkau tidak akan tersandung ( Amsal 4 : 12 ) Terimalah didikanku lebih dari pada perak, dan pengetahuan lebih baik dari pada emas pilihan (Amsal 8 : 10 ) Karena itu Aku berkata kepadamu : Apa saja yang kamu minta dan doakan, percayalah bahwa kamu telah menerimanya, maka hal itu akan diberikan kepadamu ( Markus 11 : 24 ) iv

4 PERSEMBAHAN Puji dan syukur ke hadirat Tuhan, seiring dengan tanggung jawab yang telah diberikan, akhirnya penulis dapat menyelesaikan tugas akhir ini, dengan sangat senang tugas akhir ini penulis persembahkan untuk: Tuhan Yesus Kristus yang senantiasa memberikan rahmatnya dan pertolongannya kepada penulis selama berlangsungnya proses pengerjan skripsi ini sampai selesai Bapak dan Mamak tersayang yang selalu memberikan motivasi dan dukungan doa kepada penulis dari kampung halaman saya di Perdagangan Adikadik terkasih Alman Julinius, Darwin Diego, Sandro Faysal, Donna Widya Tarigan yang senantiasa memberikan semangat kepada penulis Kekasih penulis Sondang br. Marbun yang selalu setia mendorong penulis untuk menyelesaikan tugas akhir ini dengan cepat. Pak Tri istanto (Mr. 3G) dan Pak Wibawa E.J, yang telah membimbing dengan sabar dan mencurahkan waktu dan ilmu serta pemikiranya kepada penulis Temanteman twister Twister Club di Lab Perpindahan Panas UNS yang terkenal degan semangat dan kerja keras nya Army of Spartan Naposo Bulung HKBP Solo yang luculucu, sangarsangar dan baik hati yang penuh dengan sejuta kenangan manis di dalam hidup penulis KoncoKonco fastein Comp yang senantiasa membantu penulis Almamater tercinta v

5 Pengujian Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan Pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Saluran Persegi dengan Oblique Teeth Twisted Tape Insert Hansen Hartado Tarigan Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sebelas Maret Surakarta, Indonesia hans_tein_gan@yahoo.com Abstrak Penelitian ini bertujuan untuk mengetahui karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan pada penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi satu laluan, pipa dalam dan pipa luar terbuat dari aluminium dengan penambahan oblique teeth twisted tape insert. Panjang penukar kalor mm dan jarak pengukuran penurunan tekanan di pipa dalam mm. Aliran fluida di pipa dalam dan annulus adalah berlawanan arah. Fluida di pipa dalam adalah air panas, dimana temperatur masukannya dipertahankan pada 60 o C, sedangkan fluida di annulus adalah air dingin dengan temperatur masukannya ± 28 o C. Untuk perbandingan, diuji pipa dalam tanpa twisted tape insert (plain tube) dan dengan penambahan classic twisted tape insert. Classic twisted tape insert dan oblique teeth twisted tape insert dibuat dari pita aluminium dengan tebal 0,7 mm, lebar 12,6 mm, dimana mempunyai twist ratio 4,0 dan panjang pitch 59,3 mm, sedangkan oblique teeth twisted tape insert divariasi sudut gigi (tooth angle) sebesar 15, 30, dan 45 dan semuanya dipasang di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik. Hasil menunjukkan bahwa pipa dalam dengan penambahan oblique teeth twisted tape insert menghasilkan bilangan Nusselt, faktor gesekan, dan unjuk kerja termal yang lebih tinggi daripada classic twisted tape insert dan plain tube. Nilai bilangan Nusselt, faktor gesekan, dan unjuk kerja termal meningkat seiring bertambah besarnya tooth angle dari oblique teeth twisted tape insert. Pada bilangan Reynolds yang sama, penambahan oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15, 30, dan 45 menghasilkan kenaikan bilangan Nusselt ratarata di pipa dalam berturutturut sebesar 16,24%, 18,42% dan 24,4% jika dibandingkan dengan plain tube. Dibandingkan dengan classic twisted tape insert, pipa dalam dengan oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15, 30, dan 45 mengalami kenaikan bilangan Nusselt, ratarata sebesar 3,2%, 5,2% dan 10,5%. Pada bilangan Reynolds yang sama, penambahan classic twisted tape insert, oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15, 30, dan 45 di pipa dalam menghasilkan faktor gesekan ratarata berturutturut sebesar 2,67; 3; 3,3; dan 3,6 kali lebih tinggi dari faktor gesekan plain tube. Unjuk kerja termal ratarata dengan penambahan classic twisted tape insert, oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15, 30, dan 45 di pipa dalam sebesar 1,105; 1,114; 1,126; dan 1,150. Kata kunci :bilangan Reynolds, bilangan Nusselt, tooth angle vi

6 Investigation on Heat Transfer and Friction Factor Characteristics of The Square Channel Concentric Tube Heat Exchanger With Oblique Teeth Twisted Tape Insert Hansen Hartado Tarigan Departement of Mechanical Engineering Engineering Faculty of Sebelas Maret University Surakarta, Indonesia hans_tein_gan@yahoo.com Abstract This study is aimed to determine characteristics of heat transfer and friction factor in the single pass square channel concentric tube heat exchanger, with the addition of twisted tape insert with oblique teeth. The length of heat exchanger was 2,170 mm and the length of pressure drop measurement in the inner tube was 2,255 mm. The direction of fluid in the inner tube and annulus were counter flow. Fluid in the inner tube was hot water with inlet temperature was maintained at 60 C, whereas the fluid in the annulus was cold water with inlet temperature of ± 28 o C. For comparison, the inner tube was also tested without twisted tape insert (plain tube) and classic twisted tape insert. Classic twisted tape insert and oblique teeth twisted tape insert was made of aluminum. The thickness of the insert tape 0.7 mm, width 12.6 mm, twist ratio 4.0 and the pitch length 59.3 mm. The oblique teeth twisted tape insert was varied with tooth angle of 15, 30 and 45 and all of them were installed in the inner tube of the concentric tube heat exchanger. The research showed that the inner tube with the addition of oblique teeth twisted tape insert produced Nusselt number, friction factor and thermal performance greater than the addition of classic twisted tape insert and plain tube. Values of Nusselt number, friction factor and thermal performance increased with the increasing of tooth angle. At the same Reynolds number, the addition of oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15, 30, and 45 increased Nusselt number in the inner tube 16,24%, 18,42% and 24,4% when compared to the plain tube, respectively. Compared to classic twisted tape inserts, inner tube with oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15, 30, and 45 increased Nusselt numbers 3,2%, 5,2% and 10,5%, respectively. At the same Reynolds number, the addition of classic twisted tape insert and oblique teeth twisted tape insert with a tooth angle 15, 30, and 45 in the inner tube produced friction factor of 2.67; 3; 3.3; and 3.6 times higher than the friction factor of plain tube, respectively. The average thermal performance with the addition of classic twisted tape inserts, oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15, 30, and 45 in the inner tube were 1.105; 1.114; 1.126, and 1.150, respectively. Keywords : Nusselt number, Reynolds number, tooth angle. vii

7 KATA PENGANTAR Puji syukur penulis haturkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa yang telah memberikan rahmat dan karunianya sehingga penulis dapat melaksanakan dan menyelesaikan Skripsi yang berjudul Pengujian Karakteristik Perpindahan Panas Dan Faktor Gesekan Pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Saluran Persegi Dengan Oblique Teeth Twisted Tape Insert ini dengan baik. Skripsi ini disusun guna memenuhi persyaratan untuk memperoleh gelar Sarjana Teknik di Jurusan Teknik Mesin Universitas Sebelas Maret Surakarta. Dalam Penyelesaian Skripsi ini tidaklah mungkin dapat terselesaikan tanpa bantuan dari berbagai pihak, baik secara langsung ataupun tidak langsung. Oleh karena itu pada kesempatan ini penulis ingin menyampaikan rasa terimakasih yang sebesar besarnya kepada semua pihak yang telah membantu dalam menyelesaikan Skripsi ini, terutama kepada : 1. Bapak Didik Djoko Susilo, ST., MT, selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin UNS Surakarta. 2. Bapak Tri Istanto, ST. MT, selaku Pembimbing I dan terlebih atas bimbingannya hingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini. 3. Bapak Wibawa Endra J., ST, MT, selaku Pembimbing II yang telah turut serta memberikan bimbingan yang berharga bagi penulis. 4. Bapak D. Danardono, ST, MT, PhD, bapak Zainal Arifin, ST, MT, dan bapak Eko Prasetyo, ST, MT, selaku dosen penguji tugas akhir saya yang telah memberi saran yang membangun. 5. Bapak Ir. Wijang Wisnu R. MT, selaku Pembimbing Akademis yang telah menggantikan sebagai orang tua penulis dalam menyelesaikan studi di Universitas Sebelas Maret ini. 6. Bapak Wahyu Purwo Raharjo, ST. MT, selaku koordinator Tugas Akhir. 7. Seluruh Dosen serta Staf di Jurusan Teknik Mesin UNS, yang telah turut mendidik dan membantu penulis hingga menyelesaikan studi S1. 8. Ibu, Bapak, Adik, dan seluruh keluarga yang telah memberikan doanya, motivasi, dan dukungan material maupun spiritual selama penyelesaian Tugas Akhir. viii

8 9. Temanteman Skripsi Heat Exchanger, Anang, Fito, Mirando, Hanif, Noval, Bram, dan Wisnu yang telah menemani penulis baik dalam keadaan suka maupun duka. 10. Temanteman teknik mesin angkatan 2007 beserta kakak dan adik angkatan di teknik mesin UNS. 11. Semua pihak yang telah membantu dalam melaksanakan dan menyusun laporan Tugas Akhir ini yang tidak dapat saya sebutkan satu per satu. Penulis menyadari bahwa dalam penyusunan skripsi ini masih jauh dari sempurna. Oleh karena itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun dari semua pihak untuk memperbaiki dan menyempurnakan skripsi ini. Akhir kata, penulis berharap, semoga skripsi ini dapat berguna dan bermanfaat bagi kita semua dan bagi penulis pada khususnya. Surakarta, Desember 2012 Penulis ix

9 DAFTAR ISI Halaman Halaman Judul... i Halaman Surat Penugasan... ii Halaman Pengesahan... iii Halaman Motto... iv Halaman Persembahan... v Abstrak... vi Kata Pengantar... viii Daftar Isi... x Daftar Tabel... xiii Daftar Gambar... xiv Daftar Persamaan... xvii Daftar Notasi... xx Daftar Lampiran... xxiii BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Masalah Perumusan Masalah Batasan Masalah Tujuan Dan Manfaat Sistematika Penulisan... 4 BAB II LANDASAN TEORI 2.1. Tinjauan Pustaka Dasar Teori Dasar perpindahan panas Aliran dalam sebuah pipa (internal flow in tube) Kondisi aliran Kecepatan ratarata (mean velocity) Temperatur commit to ratarata user Penukar kalor x

10 Parameter tanpa dimensi Teknik peningkatan perpindahan panas pada penukar kalor Sisipan pita terpilin (twisted tape insert) Karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan BAB III METODE PENELITIAN 3.1. Tempat Penelitian Bahan Penelitian Alat Penelitian Prosedur Penelitian Tahap persiapan Tahap pengujian Pengujian penukar kalor tanpa twisted tape insert (plain tube) Pengujian penukar kalor dengan twisted tape insert Metode Analisis Data Diagram Alir Penelitian BAB IV DATA DAN ANALISIS 4.1. Data Hasil Pengujian Perhitungan Data Contoh perhitungan untuk data pengujian dengan laju aliran volumetrik 7 LPM pada variasi tanpa twisted tape insert (plain tube) Daya pemompaan Menentukan h i,?, Re, Nu i, f,?,?p, NTU pada daya pemompaan yang sama Analisis Data Uji validitas pipa dalam tanpa twisted tape insert (plain tube) Pengaruh bilangan commit Reynolds to user dan twisted tape insert terhadap karakteristik perpindahan panas xi

11 Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap unjuk kerja termal(? ) Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap rasio bilangan Nusselt (Nu/Nu p ) Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap efektivenes penukar kalor (?) Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert terhadap penurunan tekanan (?P) Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert terhadap faktor gesekan (ƒ) Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert dengan rasio faktor gesekan (ƒ/ƒp) BAB V PENUTUP 5.1. Kesimpulan Saran DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN xii

12 DAFTAR TABEL Halaman Tabel 3.1. Spesifikasi pompa Tabel 4.1. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas di pipa dalam pada variasi tanpa twisted tape insert (plain tube) Tabel 4.2. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas di pipa dalam dengan classic twisted tape insert Tabel 4.3. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 15 o ) Tabel 4.4. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 30 o ) Tabel 4.5. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 45 o ) Tabel 4.6. Perbedaan perhitungan validasi antara Plain Tube, Classic Twisted Tape Insert, dan Oblique Teeth Twisted Tape Insert 15 0, 30 0, dan 45 0 pada laju aliran volumetrik 7 LPM Tabel 4.7. Data pengujian daya pemompaan penukar kalor saluran persegi dengan twisted tape insert dan tanpa twisted tape insert (plain tube) Tabel 4.8. Data pengujian penukar kalor saluran persegi dengan twisted tape insert dan tanpa twisted tape insert pada daya pemompaan yang sama xiii

13 DAFTAR GAMBAR Halaman Gambar 2.1. Perkembangan profil kecepatan dan perubahan tekanan pada saluran masuk aliran pipa Gambar 2.2. Profil temperatur aktual dan rata rata pada aliran dalam pipa Gambar 2.3. (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor searah Gambar 2.4. (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor berlawanan arah Gambar 2.5. Jenisjenis peralatan tube insert Gambar 2.6. Jenisjenis twisted tape (a) full length twisted tape, (b) regularly spaced twisted tape, dan (c) smoothly varying pitch full length twisted tape Gambar 2.7. (a) Full length twisted tape insert, (b) Regularly spaced twistd tape element, (c) Full length oblique teeth twisted tape insert, (d) Detail A dari gambar Gambar 2.8. Skema pengujian penukar kalor pipa konsentrik dengan twisted tape insert Gambar 2.9. Grafik Efektivenes penukar kalor pipa ganda aliran berlawanan arah Gambar Skema pengukuran penurunan tekanan pada penukar kalor pipa konsentrik Gambar 3.1. Skema penukar kalor pipa konsentrik satu laluan dengan twisted tape insert Gambar 3.2. Penukar kalor pipa konsentrik satu laluan Gambar 3.3. a) Classic twisted tape insert; b) oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 15 o ); c) oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 30 o ); d) oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 45 o ) Gambar 3.4. (a) Gambar detail flange, (b) Flange setelah dilakukan proses pembubutan Gambar 3.5. Instalasi alat penelitian tampak depan xiv

14 Gambar 3.6. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur air masuk dan keluar di pipa dalam dan di annulus Gambar 3.7. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur dinding luar pipa dalam Gambar 3.8. Pemasangan termokopel pada penukar kalor sejumlah 14 titik pemasangan Gambar 3.9. Thermocouple reader Gambar Temperature controller Gambar Flowmeter Gambar Timbangan digital Gambar 4.1. Dimensi pipa dalam, pipa luar, dan twisted tape insert penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi Gambar 4.2. Grafik hubungan koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di pipa dalam dengan daya pemompaan Gambar 4.3. Grafik hubungan bilangan Reynolds di pipa dalam dengan daya pemompaan Gambar 4.4. Grafik hubungan bilangan Nusselt ratarata di pipa dalam dengan daya pemompaan Gambar 4.5. Grafik hubungan faktor gesekan di pipa dalam dengan daya pemompaan Gambar 4.6. Grafik hubungan penurunan tekanan penukar kalor dengan daya pemompaan Gambar 4.7. Grafik hubungan efektivenes penukar kalor dengan daya pemompaan Gambar 4.8. Grafik hubungan NTU penukar kalor dengan daya pemompaan Gambar 4.9. Grafik hubungan Nu dengan Re untuk plain tube Gambar Grafik hubungan faktor gesekan (f) dengan Re untuk plain tube Gambar Grafik hubungan antara Nu i dengan Re Gambar Grafik hubungan commit antara to Nuuser i aktual dan korelasi Nu,i ManglikBerges dengan Reynolds xv

15 Gambar Grafik hubungan antara Nu i dengan Re pada daya pemompaan yang sama Gambar Grafik hubungan? dengan Re Gambar Hubungan Nu/Nu, p dengan Re pada daya pemompaan yang sama Gambar Grafik hubungan? penukar kalor dengan NTU Gambar Grafik hubungan? P dengan Re pada daya pemompaan yang sama Gambar Grafik hubungan f dengan Re Gambar Grafik hubungan f dengan Re pada daya pemompaan yang sama Gambar Grafik hubungan f/f p dengan Re pada daya pemompaan yang sama xvi

16 DAFTAR PERSAMAAN Halaman Persamaan (2.1) Bilangan Reynolds untuk pipa bulat Persamaan (2.2) Diameter hidrolik Persamaan (2.3) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran laminar Persamaan (2.4) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran transisi Persamaan (2.5) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran turbulen Persamaan (2.6) Laju aliran massa Persamaan (2.7) Temperatur bulk ratarata fluida Persamaan (2.8) Laju perpindahan panas di annulus Persamaan (2.9) Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam Persamaan (2.10) Laju perpindahan panas Persamaan (2.11) Beda temperatur ratarata logaritmik Persamaan (2.12) Tahanan termal total pada penukar kalor konsentrik. 17 Persamaan (2.13) Laju perpindahan panas antara dua fluida Persamaan (2.14) Koefisien perpindahan panas overall Persamaan (2.15) Bilangan Reynolds Persamaan (2.16) Bilangan Prantl Persamaan (2.17) Bilangan Nusselt Persamaan (2.18) Twist ratio Persamaan (2.19) Sudut heliks Persamaan (2.20) Bilangan Nusselt dibawah kondisi temperatur dinding yang konstan Persamaan (2.21) faktor gesekan Darcy Persamaan (2.22) Faktor gesekan dengan persamaan Petukhov Persamaan (2.23) Bilangan Nusselt dengan persamaan DittusBoelter. 27 Persamaan (2.24) Bilangan Nusselt dengan persamaan Pethukov Persamaan (2.25) Bilangan Nusselt dengan persamaan Gnielinski Persamaan (2.26) Faktor gesekan dengan persamaan Colebrook Persamaan (2.27) Faktor gesekan dengan iterasi tunggal Persamaan (2.28) Faktor gesekan commit dengan to persamaan user Blasius Persamaan (2.29) Korelasi perpindahan panas untuk bilangan Nusselt. 29 xvii

17 Persamaan (2.30) Korelasi perpindahan panas untuk faktor gesekan Persamaan (2.31) Kecepatan pusaran Persamaan (2.32) Korelasi perpindahan panas bilangan Nusselt Persamaan (2.33) Laju perpindahan panas dari fluida panas di dalam pipa dalam Persamaan (2.34) Laju perpindahan panas dari fluida dingin di annulus 31 Persamaan (2.35) Ratarata temperatur dinding luar pipa dalam Persamaan (2.36) Temperatur bulk ratarata fluida dingin di annulus Persamaan (2.37) Ketidakseimbangan panas Persamaan (2.38) Persentase kesalahan keseimbangan energi Persamaan (2.39) Koefisien perpindahan panas ratarata di annulus Persamaan (2.40) Bilangan Nusselt ratarata di sisi annulus Persamaan (2.41) Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam Persamaan (2.42) Nilai beda temperatur ratarata logaritmik Persamaan (2.43) Koefisien perpindahan panas overall Persamaan (2.44) Koefisien perpindahan panas overall penjabaran persamaan (2.43) Persamaan (2.45) Koefisien perpindahan panas overall penjabaran persamaan (2.44) Persamaan (2.46) Koefisien perpindahan panas ratarata di sisi pipa dalam Persamaan (2.47) Bilangan Nusselt ratarata pada sisi pipa dalam Persamaan (2.48) Bilangan Reynold Persamaan (2.49) Bilangan Reynold Persamaan (2.50) Laju kapasitas panas fluida panas Persamaan (2.51) Laju kapasitas panas fluida dingin Persamaan (2.52) Laju perpindahan panas fluida panas Persamaan (2.53) Laju perpindahan panas fluida dingin Persamaan (2.54) Efektivenes penukar kalor Persamaan (2.55) Laju perpindahan panas aktual dalam sebuah penukar kalor Persamaan (2.56) Perbedaan temperatur commit to maksimum user Persamaan (2.57) Laju perpindahan panas maksimum xviii

18 Persamaan (2.58) Nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil Persamaan (2.59) Nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil Persamaan (2.60) Laju kapasitas panas aktual Persamaan (2.61) Korelasi efektivenes penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah Persamaan (2.62) Number of transfer units Persamaan (2.63) Rasio kapasitas Persamaan (2.64) Penyederhanaan Korelasi efektivenes penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah Persamaan (2.65) Korelasi NTU penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah Persamaan (2.66) Penurunan tekanan untuk semua jenis internal flow. 40 Persamaan (2.67) Penurunan tekanan Persamaan (2.68) Faktor gesekan Persamaan (2.69) Daya pemompaan Persamaan (2.70) Daya pemompaan konstan Persamaan (2.71) Hubungan faktor gesekan dengan bilangan Reynolds 41 Persamaan (2.72) Unjuk kerja termal xix

19 DAFTAR NOTASI A i = Luas permukaan dalam pipa dalam (m 2 ) A o = Luas permukaan luar pipa dalam (m 2 ) A t,i = Luas penampang pipa dalam (m 2 ) A t,s = Luas penampang pipa dalam dengan sisipan (m 2 ) C p,c = Panas jenis fluida dingin di annulus (kj/kg. o C) C p,h = Panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam (kj/kg. o C) d = kedalaman pemotongan (m) d i = Diameter hidrolik dalam pipa dalam (m) d o = Diameter hidrolik luar pipa dalam (m) D h = Diameter hidrolik annulus (m) D i = Diameter hidrolik dalam pipa luar (m) D o = Diameter hidrolik luar pipa luar (m) f = Faktor gesekan g = Percepatan gravitasi (m/s 2 ) H = Panjang pitch twisted tape insert (m) hi = Koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di pipa dalam (W/m 2. o C) h o = Koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di annulus (W/m 2. o C) h p h s = Koefisien perpindahan panas konveksi ratarata tanpa twisted tape insert (W/m 2. o C) = Koefisien perpindahan panas konveksi ratarata dengan twisted tape insert (W/m 2. o C) k i = Konduktivitas termal material dinding pipa dalam (W/m. o C) k o = Konduktivitas termal ratarata fluida dingin di annulus (W/m. o C). L = Panjang pipa dalam (m) L t = Panjang jarak titik pengukuran beda tekanan di pipa dalam (m)?? = Laju aliran massa fluida dingin di annulus (kg/s)?? = Laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam (kg/s) Nu i Nu o p pp = Bilangan Nusselt ratarata di pipa dalam = Bilangan Nusselt ratarata di sisi annulus = Plain tube (pipa tanpa twisted commit tape to user insert) = Daya pemompaan konstan xx

20 Pr = Bilangan Prandtl Q = Laju perpindahan panas (W) Q c = Laju perpindahan panas di annulus (W) Q h = Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W) Re = Bilangan Reynolds Re d = Bilangan Reynolds berdasarkan diameter dalam pipa t = Tebal twisted tape insert (m) T c,i = Temperatur fluida dingin masuk annulus ( o C) T c,o = Temperatur fluida dingin keluar annulus ( o C) T h,i = Temperatur fluida panas masuk pipa dalam ( o C) T h,o = Temperatur fluida panas keluar pipa dalam ( o C) T b,i = Temperatur bulk ratarata fluida di dalam pipa dalam ( o C) T b,o = Temperatur bulk ratarata fluida dingin di annulus ( o C)???? = Temperatur ratarata dinding dalam pipa dalam ( o C)???? = Temperatur ratarata dinding luar pipa dalam ( o C) U = Koefisien perpindahan panas overall (W/m 2. o C) u c = Kecepatan aksial ratarata fluida (m/s) u m = Kecepatan rata rata fluida (m/s) u sw = Kecepatan pusaran (swirl velocity) (m/s) s Sw U i = Swirl generator (pipa dengan twisted tape insert) = Swirl number = Koefisien perpindahan panas overall berdasarkan permukaan dalam pipa dalam (W/m 2. o C)? = Viskositas kinematis fluida di pipa dalam (m 2 /s) V = Kecepatan ratarata fluida di pipa dalam (m/s)?? = Laju aliran volumetrik fluida di pipa dalam (m 3 /s) y = Twist ratio? = Sudut heliks ( o )? h = Beda ketinggian fluida manometer (m)? P = Penurunan tekanan di pipa dalam (Pa)? T 1 = Perbedaan temperatur antara dua fluida pada sisi inlet kalor ( o C)? T 2 = Perbedaan temperatur antara dua fluida pada sisi outlet penukar kalor xxi

21 ( o C)? T LMTD = Beda temperatur ratarata logaritmik (logaritmic mean temperature different) ( o C)? = Viskositas dinamik fluida (kg/m.s)? i = Viskositas dinamik fluida di pipa dalam (kg/m.s)? o = Viskositas dinamik fluida di annulus (kg/m.s)? = Efisiensi peningkatan perpindahan panas? h = Densitas fluida di pipa dalam (kg/m 3 )? c = Densitas fluida di annulus (kg/m 3 )? m = Densitas fluida manometer (kg/m 3 ) xxii

22 DAFTAR LAMPIRAN Halaman Lampiran 1. Data hasil pengujian Lampiran 2. Contoh perhitungan untuk data pengujian dengan laju aliran volumetrik 4,5 LPM pada variasi Classic Twisted Tape Insert, dan Oblique Teeth Twisted Tape Insert 15 0, 30 0, dan Lampiran 3. Hasil perhitungan penukar kalor tanpa dan dengan twisted tape insert Lampiran 4. Tabel Kondukivitas thermal material Lampiran 5. Properties air xxiii

23 BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Masalah Pada masa sekarang ini, teknologi untuk meningkatkan perpindahan panas pada sebuah alat penukar kalor banyak dikembangkan dan dipergunakan pada beberapa aplikasi penukar kalor antara lain pada proses industri, sistem pendingin, otomotif, dan pada alat pemanas air tenaga surya. Adapun tujuan utama dari peningkatan perpindahan panas adalah untuk meningkatkan koefisien perpindahan panas. Unjuk kerja penukar kalor dapat ditingkatkan secara substansial dengan sejumlah teknik. Tujuan umum teknikteknik ini adalah untuk mengurangi ukuran penukar kalor yang dibutuhkan, untuk meningkatkan kapasitas dari sebuah penukar kalor yang ada, atau untuk mengurangi daya pemompaan. Peningkatan perpindahan panas dalam penukar kalor dapat diklasifikasikan dalam 3 kelompok yaitu; teknik pasif, teknik aktif dan teknik campuran. Dalam teknik aktif, peningkatan perpindahan panas dilakukan dengan memberikan tambahan energi aliran ke fluida. Dalam teknik pasif, peningkatan perpindahan panas diperoleh tanpa menyediakan tambahan energi aliran. Dalam teknik campuran, dua atau lebih dari teknik aktif dan pasif digunakan secara simultan untuk menghasilkan peningkatan perpindahan panas, dimana peningkatan perpindahan panas lebih tinggi daripada teknikteknik peningkatan perpindahan panas dioperasikan secara terpisah. Di antara berbagai teknik yang efektif untuk meningkatkan laju perpindahan panas di sisi pipa penukar panas, penyisipan dengan pita terpilin (twisted tape) adalah salah satu teknik peningkatan perpindahan panas pasif yang paling populer karena biaya rendah, kemudahan instalasi, pemeliharaan yang mudah dan kehilangan tekanan rendah. Ada banyak peralatan yang digunakan untuk menghasilkan aliran berputar dalam pipa, seperti helical vanes, helical grooved tube, helical screwtape, axialradial guide vanes dan snail entry, sementara twisted tape adalah salah satu kelompok yang banyak dipakai. Teknologi penyisipan twisted tape insert banyak digunakan pada berbagai industri yang menggunakan penukar kalor. Penambahan twisted tape insert pada pipa penukar kalor merupakan teknologi peningkatan 1

24 2 perpindahan panas konveksi yang sederhana dengan menghasilkan aliran yang turbulen. Aliran turbulen dan berputar (swirl flow) pada pipa penukar kalor menyebabkan lapis batas termal menjadi lebih tipis dan akibatnya akan menghasilkan koefisien perpindahan panas konveksi yang tinggi. Dalam aplikasi penukar kalor, lapis batas termal merupakan hal yang sangat penting dalam proses perpindahan panas antara fluida dan dinding pipa. Lapis batas termal berkaitan dengan jenis aliran fluida, dan ketebalan lapis batas termal lebih besar dalam aliran laminar. Perpindahan panas dalam aliran turbulen terjadi lebih cepat daripada yang terjadi dalam aliran laminar. Jenis aliran turbulen diketahui memiliki koefisien perpindahan panas konveksi yang lebih baik dibandingkan dengan aliran laminar. Maka dengan meningkatkan turbulensi di dalam pipa penukar kalor diharapkan dapat meningkatkan laju perpindahan panasnya. Hampir semua penukar kalor ringkas dengan penyisipan twisted tape yang diteliti mempunyai penampang lingkaran, dan belum banyak penelitian mengenai penukar kalor dengan penampang persegi (rectangular), walaupun banyak ditemukan penukar kalor dengan penampang persegi dalam aplikasi industri, misalnya pada plate fin heat exchangers. Jika dibandingkan dengan penukar kalor penampang lingkaran, penukar kalor dengan penampang persegi memberikan perbandingan luas permukaan terhadap volume yang lebih tinggi. Meskipun pada sudutnya merupakan tempat yang kurang efektif untuk perpindahan panas. Karena twisted tape insert menimbulkan pusaran aliran sekunder (dengan efek mengaduk), maka akan lebih baik mempelajari unjuk kerja dari twisted tape insert yang disebabkan oleh pusaran aliran yang melalui saluran persegi. (Ray, S., 2003). Banyak penelitian sebelumnya menunjukkan bahwa unjuk kerja peningkatan perpindahan panas dengan penyisipan twisted tape sangat tergantung pada geometrinya. Desain yang tepat dari twisted tape memberikan peningkatan laju perpindahan panas dengan nilai penurunan tekanan dalam batas yang dapat diterima, sehingga mempengaruhi penghematan energi. Optimasi desain dari twisted tape adalah tugas yang menantang untuk meningkatkan laju perpindahan panas dan meminimalkan kerugian gesekan, yang bermanfaat untuk mengurangi ukuran penukar kalor dan mempengaruhi penghematan energi. Berdasarkan

25 3 literatur, menunjukkan bahwa modifikasi pada classic twisted tape insert yaitu berupa potonganpotongan kecil pada tape, misalnya potongan V (Murugesan dkk, 2011), persegi (Murugesan, 2010), dan trapesium (Murugesan, 2009) memberikan jaminan untuk peningkatan baik laju perpindahan panas dan unjuk kerja termal. Alasan di balik unjuk kerja termal yang tinggi adalah bahwa potonganpotongan kecil pada classic twisted tape insert menghasilkan penurunan tekanan dalam sistem ke tingkat yang dapat diterima. Potonganpotongan kecil pada twisted tape memberikan gangguan tambahan ke fluida di sekitar dinding pipa dan vortisitas di belakang potongan dan dengan demikian memicu pada peningkatan perpindahan panas lebih tinggi dibandingkan dengan classic twisted tape insert. Dari literatur (Murugesan, 2009, 2010, 2011), didapatkan bahwa alasan untuk peningkatan perpindahan panas karena promosi pencampuran fluida dan intensitas turbulensi, efek sinergi dari sirkulasi vorteks bersama dengan aliran sekunder, di samping dengan aliran pusaran utama dan peningkatan turbulensi dekat permukaan dinding pipa berturutturut menggunakan Vcut, squarecut dan trapezoidalcut twisted tape. Mekanisme ini diyakini juga akan terjadi pada pipa yang dilengkapi dengan oblique teeth twisted tape insert. Oleh karena itu, penelitian mengenai peningkatan perpindahan panas pada sebuah penukar kalor dengan modifikasi twisted tape insert penting untuk dikembangkan. Penelitian ini akan menguji pengaruh variasi bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam (inner tube) dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya. 1.2 Perumusan Masalah Bagaimanakah pengaruh variasi bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya. 1.3 Batasan Masalah Pada penelitian ini masalah commit dibatasi to sebagai user berikut ini :

26 4 1. Pipa luar diisolasi dengan glasswool sebanyak 5 lapisan sehingga perpindahan panas ke lingkungan dianggap nol. 2. Faktor pengotoran (fouling factor) diabaikan. 1.4 Tujuan dan Manfaat Penelitian ini bertujuan untuk: 1. Mengetahui pengaruh bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya. Hasil penelitian yang didapat diharapkan memberi manfaat sebagai berikut: 1. Mampu memberikan pengetahuan baru yang berguna dalam ilmu penukar kalor khususnya mengenai metode peningkatan perpindahan panas secara pasif dengan menggunakan modified twisted tape insert. 2. Dapat diterapkan pada penukar kalor untuk meningkatkan perpindahan panas yang murah, perawatan mudah dan ringkas. 1.5 Sistematika Penulisan Sistematika penulisan Tugas Akhir ini adalah sebagai berikut : BAB I : Pendahuluan, menjelaskan tentang latar belakang masalah, perumusan masalah, batasan masalah, tujuan dan manfaat penelitian, serta sistematika penulisan. BAB II : Dasar teori, berisi tinjauan pustaka yang berkaitan dengan pengujian alat penukar kalor dengan twisted tape insert, teori tentang metode peningkatan perpindahan panas pada penukar kalor, aliran dalam sebuah pipa (internal flow), dan karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan pada penukar kalor. BAB III : Metodologi penelitian, menjelaskan peralatan yang digunakan, tempat dan pelaksanaan penelitian, langkahlangkah percobaan dan pengambilan data. BAB IV : Data dan analisis, menjelaskan data hasil pengujian, perhitungan data hasil pengujian serta analisis hasil dari

27 5 perhitungan. BAB V : Penutup, berisi tentang kesimpulan dan saran.

28 BAB II LANDASAN TEORI 2.1 Tinjauan Pustaka Ray S. dan Date, A.W (2003) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada pipa saluran persegi dengan twisted tape insert. Pipa persegi mempunyai panjang sisi 9,5 mm, tebal 5 mm dan panjang mm. Pada mm pertama dari saluran tersebut merupakan daerah masuk. Pipa persegi ditutup dengan plat acrylic dengan tebal 5 mm dan dibalut serapat mungkin untuk memperkecil kehilangan energi panas ke lingkungan. Penelitian dilakukan pada pipa saluran persegi sepanjang mm setelah entrance region. Air dengan temperatur yang dijaga konstan digunakan sebagai fluida kerja dalam penelitian ini. Pada Reynolds, 100 < Re < 3.000, fluida dialirkan dari tangki atas, dimana ketinggian dijaga konstan sedangkan untuk laju kecepatan aliran yang tinggi, air dipompakan secara langsung dari pompa sentrifugal tanpa adanya hambatan ke seksi uji. Penelitian dilakukan pada pipa persegi dengan twisted tape insert dan tanpa twisted tape insert. Twisted tape insert dibuat dengan rasio menjadi 3 jenis yaitu 10,28, 5,64 dan 3,14. Pada penelitian ini twisted tape insert dibuat dari metalic strips dengan ketebalan 0,3 mm. Penelitian dilakukan pada daerah laminar (100 < Re < 3.000), transisi (1.500 < Re < 3.000) dan turbulen (8.000 < Re < ). Hasil dari penelitian menunjukkan bahwa angka Nusselt dan faktor gesekan tertinggi adalah penelitian dengan menambahkan twisted tape insert dengan twist ratio 3,14. Naphon (2006) melakukan penelitian untuk menyelidiki karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda tanpa twisted tape insert, dan membandingkannya dengan twisted tape insert dengan berbagai nilai pitch. Seksi uji yang digunakan adalah pipa tembaga lurus dengan panjang mm dan ukuran diameter pipa dalam dan pipa luar berturutturut adalah 8,10 mm dan 9,54 mm. Twisted tape insert berupa aluminium strip dengan tebal 1 mm dan panjang mm. Dalam pengujian tersebut fluida yang digunakan adalah air panas pada suhu 40 o C dan 45 o C dan air dingin pada suhu 15 o C dan 20 o C, dan twisted tape insert commit dibuat to user 2 variasi pitch yaitu 2,5 mm dan 3,0 6

29 7 mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa twisted tape insert mempunyai pengaruh yang besar terhadap peningkatan laju perpindahan panas, akan tetapi penurunan tekanan yang terjadi juga bertambah besar. Semakin besar bilangan Reynolds maka laju perpindahan panas semakin tinggi, dimana twisted tape insert dengan pitch 2,5 cm mempunyai laju perpindahan panas yang paling tinggi. Hal ini juga terjadi pada koefisien perpindahan panas, semakin tinggi bilangan Reynolds maka koefisien perpindahan panas semakin tinggi, dimana pitch 2,5 cm mempunyai koefisien perpindahan panas yang paling tinggi. Sedangkan semakin tinggi bilangan Reynolds maka faktor gesekan juga akan semakin tinggi. Pada penelitian ini terlihat jelas pengaruh ada tidaknya twisted tape insert terhadap faktor gesekan, akan tetapi perbedaan pitch tidak mempunyai pengaruh yang berarti pada faktor gesekan. Murugesan dkk (2009) melakukan penelitian karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda tanpa twisted tape insert dan membandingkannya dengan trapezoidalcut twisted tape insert pada twist ratio 4,4 dan 6. Seksi uji menggunakan pipa tembaga sepanjang mm yang memiliki diameter 28,5 mm. Dalam pengujian tersebut, pada pipa dalam fluida yang mengalir adalah air panas dengan suhu 54 o C dengan variasi debit menggunakan flow meter antara 27 LPM dimana skala kenaikan adalah 0,5 LPM, sedangkan air dingin mengalir melalui annulus dengan suhu 30 o C dan debit dijaga konstan sebesar 10 LPM. Sistem diisolasi glass wool. Pembacaan suhu menggunakan RDT 100 pada sisi masuk dan keluar penukar kalor yang berjumlah 4 buah dengan tingkat akurasi 0,1 o C sedangkan pengukuran penurunan tekanan menggunakan manometer U yang kedua ujungnya diletakkan di kedua sisi penukar kalor. Sisipan berupa trapezoidalcut twisted tape insert menggunakan material aluminium dengan ketebalan 1,5 mm dan lebar 23,5 mm dimana setiap pitch pada twisted tape insert dipotong dengan geometri trapesium. Potongan trapesium memiliki dimensi sisi berturutturut adalah 8 mm dan 12 mm dengan kedalaman pemotongan adalah 8 mm. Perlakuan pemotongan ini pada twisted tape insert memiliki tujuan untuk menimbulkan efek aliran spiral pada sisi dinding pipa. Hasil penelitian menunjukkan penukar kalor dengan penambahan twisted tape insert mengalami peningkatan angka Nusselt dibandingkan tanpa

30 8 twisted tape insert, diikuti dengan peningkatan laju perpindahan panas dimana untuk penukar kalor dengan penambahan trapezoidalcut twisted tape insert dengan twist ratio 4,4 dan 6,0 berturutturut meningkat sebesar 41,8% dan 27,0% dibanding tanpa sisipan. Faktor gesekan memiliki kecenderungan menurun seiring meningkatnya angka Reynolds. Pada penukar kalor dengan sisipan trapezoidalcut twisted tape insert faktor gesekannya lebih tinggi, berturutturut untuk pitch ratio 4,4 dan 6 sebesar 2,85 dan 1,97 kali dibandingkan penukar kalor tanpa sisipan. Murugesan dkk (2010) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda dengan plain twisted tape insert (PTT) dan membandingkannya dengan squarecut twisted tape insert (STT). Twisted tape insert yang digunakan mempunyai twist ratio 2, 4,4 dan 6 dengan angka Reynolds berkisar Seksi uji menggunakan pipa tembaga dengan diameter 25 mm dengan panjang mm. Fluida air panas mengalir melalui pipa dalam dan fluida air dingin mengalir melewati annulus. Sistem diisolasi glass wool dan tali asbes. Dua buah rotameter untuk mengukur laju aliran air dingin dan air panas memiliki rentang aliran 0 20 LPM. Pembacaan suhu menggunakan RDT Pt 100 pada sisi masuk dan keluar penukar kalor yang berjumlah 7 buah dengan tingkat akurasi 0,1 o C. Pengukuran penurunan tekanan menggunakan manometer air pipa U vertikal yang kedua ujungnya diletakkan di kedua sisi penukar kalor. Fluida yang digunakan adalah air panas dan air dingin. Kondisi air dingin dijaga konstan pada laju aliran massa 0,166 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan pada 30 o C, sedangkan laju aliran massa air panas divariasi antara 0,033 0,12 kg/s dengan temperatur masukannya konstan sebesar 54 o C. Twisted tape insert terbuat dari aluminium dengan tebal 1,5 mm dan lebar 23,5 mm. Modifikasi twisted tape meliputi squarecut dengan dimensi lebar 8 mm dan kedalaman 8 mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa laju perpindahan panas, faktor gesekan dan unjuk kerja termal dari pipa dengan penambahan STT secara signifikan lebih besar daripada yang dilengkapi dengan PTT. Hal ini disebabkan karena STT memberikan efek gangguan aliran yang lebih besar terhadap fluida di sekitar dinding pipa yang menyebabkan peningkatan perpindahan commit panas to user apabila dibandingkan dengan plain

31 9 tube dan PTT. Laju perpindahan panas twisted tape insert dengan twist ratio 2 lebih tinggi dibandingkan dengan twist ratio 4,4 dan 6 karena peningkatan intensitas turbulen dan panjang aliran. Angka Nusselt, faktor gesekan dan unjuk kerja termal dengan penambahan STT adalah 1,031,14, 1,051,25 dan 1,021,06 kali dari pipa dengan penambahan PTT untuk twist ratio 2, 4,4 dan 6. Saha (2010) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan aliran turbulen dari udara yang dilakukan pada bilangan Reynolds melalui saluran persegi panjang dan bujur sangkar yang permukaan dalamnya berombak dalam arah aksial dan dikombinasi dengan penambahan twisted tape insert dengan dan tanpa oblique teeth. Seksi uji terdiri dari saluran lingkaran yang memiliki diameter dalam 25 mm. Saluran bujur sangkar memiliki penampang 51 mm 51 mm. Saluran persegi panjang dengan aspek rasio (AR) = 0,5 dan 0,25 dengan penampang berturutturut 51 mm 102 mm dan 25,5 mm 102 mm. Diameter hidrolik saluran berturutturut adalah 51 mm, 68 mm, dan 40,8 mm. Panjang setiap saluran dan saluran lingkaran adalah 1,275 m. Lapisan keramik tipis ditempatkan di sisi dalam permukaan papan kayu untuk isolasi listrik dan termal, kemudian lapisan stainless steel dengan ketebalan 0,025 mm disemen di bagian dalam dari seksi uji. Setiap seksi uji memiliki 28 termokopel di tujuh lokasi secara aksial dan 4 termokopel pada setiap lokasi aksial. Posisi aksial dari termokopel sepanjang saluran uji adalah 0,025 m, 0,225 m, 0,425 m, 0,625 m, 0,825 m, 1,025m, dan 1,225 m. Untuk mengurangi konduksi panas aksial pada ujungujung seksi uji, cakram spacer Teflon masingmasing dengan ketebalan 3 cm digunakan pada kedua sisi seksi uji. Tali asbes dan glass wool digunakan sebagai isolasi panas yang meminimalkan kehilangan panas radial dari saluran uji. Penurunan tekanan di seksi uji diukur menggunakan manometer air pipa U vertikal yang kedua ujungnya diletakkan di ujung kedua sisi saluran uji. Udara dialirkan melalui saluran uji dengan menggunakan blower. Twisted tape yang digunakan terbuat dari lembaran stainless steel dengan panjang penuh (l = 1) dan panjang setengah penuh (l = 0,5), dan semua twisted tape mempunyai twist ratio (y) = 2,5. Twisted tape yang digunakan ada dua variasi yaitu regulary spaced twisted tape dan twisted tape dengan tooth angle sebesar 10 o dan 30 o dengan non dimensional tooth horizontal length commit sebesar to user 0,01538 dan 0, Corrugation

32 10 angle sebesar 30 o dan 60 o dengan non dimensional corrugation pitch (P/e) sebesar 2,0437 dan 5,6481. Laju aliran massa udara dihitung dengan mencatat penurunan tekanan melewati orifice meter. Hasil penelitian menunjukkan peningkatan faktor gesekan untuk semua seksi uji pada semua jenis twisted tape. Jika corrugation angle meningkat maka faktor gesekan akan meningkat. Jika tooth angle dan tooth horizontal length dari twisted tape meningkat maka faktor gesekan juga meningkat. Untuk semua jenis twisted tape, gabungan axial corrugation dan twisted tape dengan oblique teeth, baik faktor gesekan dan bilangan Nusselt meningkat lebih tinggi dibandingkan twisted tape tanpa oblique teeth. Berdasarkan daya pemompaan yang sama terjadi peningkatan perpindahan panas hingga 55% untuk gabungan axial corrugation dan regulary spaced twisted tape insert dengan oblique teeth dibandingkan dengan tanpa oblique teeth twisted tape insert, namun daya pemompaan berkurang hingga 47%. Murugesan dkk (2011) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda dengan plain twisted tape insert (PTT) dan membandingkannya dengan Vcut twisted tape insert (VTT). Twisted tape insert yang digunakan mempunyai twist ratio 2, 4,4 dan 6 serta variasi depth ratio (DR) dan width ratio (WR) untuk VTT sebesar 0,34 dan 0,43. Seksi uji menggunakan pipa tembaga dengan diameter 25 mm dan panjang mm. Sistem diisolasi glass wool dan asbestos. Fluida yang digunakan adalah air panas dan air dingin. Kondisi air dingin dijaga konstan pada laju aliran massa 0,166 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan pada 30 o C, sedangkan laju aliran massa air panas divariasi antara 0,0330,12 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan sebesar 54 o C. Twisted tape insert terbuat dari aluminium dengan tebal 1,5 mm dan lebar 23,5 mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa angka Nusselt meningkat dan faktor gesekan menurun seiring dengan kenaikan angka Reynolds. Angka Nusselt dan faktor gesekan pada penukar kalor dengan penambahan VTT lebih tinggi nilainya dibandingkan tanpa twisted tape insert. Angka Nusselt dengan penambahan VTT naik berturutturut 1,362,46 dan 2,495,82 kali dari plain tube dan 1,031,37 dan 1,051,59 kali dari pipa dengan penambahan PTT. Hal ini disebabkan karena VTT memberikan efek aliran turbulen terhadap fluida commit di sekitar to user dinding pipa yang menyebabkan

33 11 peningkatan perpindahan panas bila dibandingkan dengan plain tube dan PTT. Perpindahan panas dan faktor gesekan meningkat seiring dengan meningkatnya depth ratio dan menurunnya width ratio. Unjuk kerja termal untuk VTT lebih besar dibandingkan dengan PTT untuk angka Reynolds yang sama. Unjuk kerja termal untuk PTT dan VTT menurun seiring dengan meningkatnya angka Reynolds. Dengan menggunakan PTT, unjuk kerja termal berada pada rentang 1,181,16, 1,071,05 dan 1,031,01 berturutturut untuk twist ratio 2,0, 4,4 dan 6,0. Pada penggunaan VTT, unjuk kerja termal berada pada rentang 1,231,27, 1,151,11 dan 1,111,07 berturutturut untuk twist ratio 2,0, 4,4 and 6, Dasar Teori Dasar Perpindahan Panas Perpindahan panas (heat transfer) adalah ilmu untuk meramalkan perpindahan yang terjadi karena adanya perbedaan temperatur di antara benda dan material. Dari termodinamika telah diketahui bahwa energi yang berpindah itu dinamakan kalor/panas (heat), sedangkan ilmu perpindahan panas tidak hanya menjelaskan bagaimana energi panas itu berpindah dari satu benda ke benda lain, tetapi juga dapat meramalkan laju perpindahan panas yang terjadi pada kondisikondisi tertentu. Sebagai contoh pada peristiwa pendinginan yang berlangsung pada suatu batangan baja panas yang dicelupkan ke dalam air. Dengan termodinamika, hanya dapat meramalkan suhu kesetimbangan akhir dari sistem kesetimbangan baja dan air itu. Namun termodinamika tidak akan dapat menunjukkan berapa lama waktu yang dibutuhkan untuk mencapai kesetimbangan itu. Sebaliknya, ilmu perpindahan panas dapat membantu meramalkan suhu batangan baja ataupun air sebagai fungsi waktu. Ada tiga macam cara perpindahan panas bila dilihat dari cara perpindahannya, yaitu konduksi (hantaran), konveksi (aliran), dan radiasi (pancaran). 1. Perpindahan panas secara konduksi Konduksi adalah perpindahan panas melalui zat tanpa tanpa disertai perpindahan partikelpartikel zat tersebut yang umumnya terjadi pada zat padat.

34 12 2. Perpindahan panas secara konveksi Konveksi adalah perpindahan panas akibat adanya gerakan/perpindahan molekul dari tempat dengan temperatur tinggi ke tempat yang temperaturnya lebih rendah disertai dengan perpindahan partikelpartikel zat perantaranya. 3. Perpindahan panas secara radiasi Radiasi adalah perpindahan panas dengan cara pancaran gelombang cahaya dan tidak memerlukan zat perantara karena gelombang cahaya dapat merambat pada ruang hampa Aliran Dalam Sebuah Pipa (Internal Flow in Tube) Kondisi aliran Daerah aliran di dekat lokasi fluida memasuki pipa disebut sebagai daerah masuk (entrance region). Sebuah lapisan batas dimana efek viskos menjadi penting timbul di sepanjang dinding pipa sedemikian rupa sehingga profil kecepatan awal berubah, sampai fluida mencapai ujung akhir dari panjang daerah masuk, dimana setelah di luar itu profil kecepatan tidak berubah lagi. Aliran ini yang disebut dengan aliran kembang penuh (fully developed flow), dan jarak dari arah masukan hingga terjadinya kondisi ini disebut dengan hydrodynamic entry length, L h. Profil kecepatan pada daerah aliran kembang penuh berbentuk parabola untuk aliran laminar, sedangkan untuk aliran turbulen berbentuk lebih datar karena aliran berputar pada arah pipa. Untuk aliran dalam pipa parameter tak berdimensi yang paling penting adalah bilangan Reynolds, Re, yaitu menyatakan perbandingan antara efek inersia dan viskos dalam aliran. Bilangan Reynolds untuk pipa bulat didefinisikan: Re =? X P? ' K (2.1) dimana : Re = bilangan Reynolds? = massa jenis fluida (kg/m 3 )? = viskositas dinamik fluida (kg/m.s) u m = kecepatan rata rata fluida (m/s) D h = diameter hidrolik pipa commit dalam to (m) user

35 13 Gambar 2.1 Perkembangan profil kecepatan dan perubahan tekanan pada saluran masuk aliran pipa (White, 2001) Untuk aliran yang melewati pipa tidak bulat, bilangan Reynolds dihitung berdasarkan diameter hidrolik, yang didefinisikan : dimana : D h = $ F 3 D h = diameter hidrolik (m) A c = luas penampang melintang aliran (m 2 ) p = keliling terbasahi (wetted perimeter) (m) (2.2) Aliran fluida di dalam sebuah pipa mungkin merupakan aliran laminar atau aliran turbulen. Kisaran bilangan Reynolds dimana akan diperoleh daerah aliran laminar, transisi atau turbulen tidak dapat ditentukan dengan tepat. Daerah aliran transisi dari aliran laminar ke turbulen mungkin berlangsung pada berbagai bilangan Reynolds, tergantung pada berapa besar aliran terganggu oleh getaran pipa, kekasaran permukaan, dan hal hal sejenis lainnya. Untuk praktek pada umumnya, nilai bilangan Reynolds untuk aliran laminar, transisi, dan turbulen adalah sebagai berikut : Re < aliran laminar (2.3) = Re = aliran transisi (2.4) Re > aliran turbulen (2.5) Pada pipa yang sangat halus dengan kondisi tanpa gangguan aliran dan

36 14 tanpa getaran pada pipa, aliran laminar dapat dipertahankan sampai pada bilangan Reynolds yang tinggi. Pada aliran berkembang penuh, nilai bilangan Reynolds untuk terjadinya aliran turbulen adalah Re? Kecepatan rata rata (mean velocity) Karena kecepatan selalu bervariasi sepanjang masukan pipa, maka digunakan kecepatan rata rata u m untuk menyelesaikan permasalahan mengenai aliran dalam pipa. Ketika kecepatan rata rata u m dikalikan dengan massa jenis air? dan luasan pipa A, maka akan didapat nilai laju aliran massa air (m ) yang melalui pipa. Laju aliran massa air didefinisikan sebagai banyak sedikitnya massa air yang dialirkan tiap satuan waktu. Dituliskan dalam persamaan (2.6) di bawah:?? =? u m A (2.6) Temperatur rata rata Ketika fluida yang mengalir pada pipa dipanaskan atau didinginkan, temperatur fluida pada setiap penampang pipa berubah dari T s pada permukaan dinding ke maksimum (atau minimun pada proses pemanasan) pada pusat pipa. Untuk menyelesaikan permasalahan aliran fluida dalam pipa, maka digunakan temperatur rata rata (T m ) yang tetap seragam pada setiap penampang pipa. Tidak seperti kecepatan fluida, temperatur rata rata (T m ) akan berubah sewaktu waktu ketika fluida dipanaskan atau didinginkan. (a) Aktual (b) Rata rata Gambar 2.2 Profil temperatur aktual dan rata rata pada aliran dalam pipa (Cengel, 2003) E T m fluida? m C T p m? R? m??? C T V? A?? C T?? p? m p??? C???? pt?v 2p rdr Cp T m R m 0 2????? T(r,x)V(r, x) rdr 2 2 m Cp?Vm? R C p VmR 0 A c c

37 15 Temperatur rata rata (T m ) fluida berubah selama pemanasan atau pendinginan, sehingga sifat fluida pada aliran dalam pipa biasanya dihitung pada temperatur bulk rata rata fluida (bulk mean temperature), yang merupakan rata rata dari temperatur rata rata sisi masuk (T m,i ) dan temperatur rata rata sisi keluar (T m,o ), yaitu : T b = (2.7) Penukar Kalor Penukar kalor adalah alat yang berfungsi untuk mengubah temperatur fluida dengan cara mempertukarkan panas dengan fluida lainnya, baik melalui suatu dinding pembatas maupun tanpa dinding pembatas. Mekanisme perpindahan panas dalam penukar kalor berlangsung secara konduksi (pada dinding pipa) dan konveksi (pada aliran fluida kerja). Penukar kalor dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa hal, diantara klasifikasi tersebut adalah berdasarkan arah alirannya dan keringkasannya (compactness). Sebagai contoh : berdasarkan arah aliran, yaitu penukar kalor aliran searah (paralel flow heat exchanger) dan berlawanan arah (counter flow heat exchanger), sedangkan berdasarkan keringkasan, yaitu penukar kalor pipa konsentrik (concentric tube heat exchanger). a. Penukar kalor aliran searah. Aliran fluida yang didinginkan (fluida panas) mengalir searah dengan fluida yang mendinginkan (fluida dingin). (a) (b) Gambar 2.3 (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor searah (Cengel, 2003)

38 16 b. Penukar kalor aliran berlawanan arah Aliran fluida yang didinginkan (fluida panas) mengalir berlawanan arah dengan fluida yang mendinginkan (fluida dingin). (a) Gambar 2.4 (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor berlawanan arah (Cengel, 2003) Dalam sebuah penukar kalor yang diisolasi dengan baik, laju perpindahan panas dari fluida panas sama dengan laju perpindahan panas ke fluida dingin. Sehingga, Q h = Q c dimana : Q c 4 F P? F & S F 7 FRXW 7 FLQ (2.8) Q h P? K & S K 7 K LQ 7 KRXW (2.9) = laju perpindahan panas di annulus (W) (b)????? = laju aliran massa fluida dingin di annulus (kg/s) C p,o = panas jenis fluida dingin di annulus (kj/kg. o C) T c,in = temperatur fluida dingin masuk annulus ( o C) T c,out = temperatur fluida dingin keluar annulus ( o C) Q h = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W)??? = laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam (kg/s) C p,h = panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam (kj/kg. o C) T h,in = temperatur fluida panas masuk pipa dalam ( o C) T h,out = temperatur fluida panas keluar pipa dalam ( o C) Dalam analisis sebuah penukar kalor, metode LMTD (log mean temperature difference) sangat sesuai commit untuk to user menentukan ukuran dari penukar

39 17 kalor jika seluruh temperatur masuk dan keluar penukar kalor diketahui. Dalam metode LMTD, laju perpindahan panas ditentukan dari : Q = U.A s.? T LMTD (2.10) 7 /07' 7 7 OQ? 7 7? (2.11) dimana : Q = laju perpindahan panas (W) U = koefisien perpindahan panas overall (W/m 2. o C) A s = luas perpindahan panas (m 2 )? T LMTD = beda temperatur ratarata logaritmik ( o C)? T 1,? T 2 = perbedaan temperatur antara dua fluida pada sisi masuk dan keluar penukar kalor ( o C). Nilainilai? T 1 dan? T 2 untuk penukar kalor aliran searah dan berlawanan arah berturutturut dapat dilihat pada gambar 2.3(b) dan 2.4(b). c. Penukar kalor pipa konsentrik. Pada penukar kalor ini terdapat dua buah pipa, yaitu pipa dalam (inner tube) dan pipa luar (outer tube). Pipa dalam digunakan untuk melewatkan fluida panas, sedangkan fluida dingin dilewatkan melalui ruang (yang disebut annulus) yang dibentuk oleh kedua pipa yang konsentrik tersebut. Perpindahan panas yang terjadi berawal secara konveksi dari fluida panas ke dinding dalam pipa dalam. Dari dinding dalam diteruskan secara konduksi ke dinding luar pipa dalam. Perpindahan panas akan dilanjutkan secara konveksi dari dinding luar pipa dalam ke fluida dingin yang ada pada annulus. Proses perpindahan panas pada penukar kalor ini dapat dianalogikan dengan jaringan tahanan listrik. Perpindahan panas menyeluruh dihitung dengan membagi beda temperatur total dengan jumlah total tahanan termal. OQ????? R = R total = R i + R wall + R o = KL $ L N/ K R $ R (2.12)

40 18 dimana : h i = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di pipa dalam (W/m 2. o C) h o = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di annulus (W/m 2. o C) A i = luas permukaan dalam pipa dalam (m 2 ) A i = 8.a. L A o = luas permukaan luar pipa dalam (m 2 ) A o = 8.b. L 2a = panjang sisi dalam pipa dalam (m) 2b = panjang sisi luar pipa dalam (m) k = konduktivitas termal material dinding pipa dalam (W/m. o C) L = panjang pipa (m) Dalam analisis penukar kalor, adalah tepat untuk menggabungkan semua tahanan termal dalam lintasan panas dari fluida panas ke fluida dingin dalam satu tahanan total, R, dan untuk menyatakan laju perpindahan panas antara dua fluida sebagai berikut : Q =? 7 5 = U.A.? T = U i.a i.? T LMTD = U o.a o.? T LMTD (2.13) Dimana U adalah koefisien perpindahan panas overall, dengan satuan W/m 2. o C, dan? T LMTD adalah beda temperatur ratarata logaritmik (logaritmic mean temperature different) ( o C). Diperoleh nilai : 8 L $ L 8 R $ R 5 OQ????? (2.14) K L $ L N/ K R $ R Parameter Tanpa Dimensi Pada penukar kalor metode perpindahan panas yang terjadi utamanya adalah konveksi dan konduksi. Persamaan perpindahan panas konveksi berkaitan dengan variabel penting yang dinamakan parameter tanpa dimensi (dimensionless). Parameter tanpa dimensi dalam kaitannya dengan perpindahan panas konveksi adalah :

41 19 a. Bilangan Reynolds (Reynolds Number) Bilangan Reynolds (Re) didefinisikan sebagai perbandingan antara gaya inersia dengan gaya kekentalan, di dalam lapis batas kecepatan. Untuk kontrol volume yang berbeda pada lapis batas ini, gaya inersia diasosiasikan dengan sebuah kenaikan momentum dari fluida yang bergerak melewati kontrol volume. Gaya inersia dalam bentuk?[(?u)u]/?x dapat didekati dengan persamaan: F 1 =??? /L. Gaya kekentalan diwakili dengan gaya geser dalam bentuk??????? u? y? y,? dapat didekati dengan persamaan: yx y? F s? µv 2 L. Perbandingan kedua gaya tersebut dapat ditulis: ) =?9 / ) V? / =?9/? = Re L (2.15) Untuk harga Re yang tinggi, gaya inersia akan lebih berpengaruh daripada gaya kekentalan. Untuk harga Re yang rendah, gaya kekentalan akan lebih berpengaruh dari gaya inersia. b. Bilangan Prandtl (Prandtl number) Bilangan Prandtl (Pr) didefinisikan sebagai perbandingan antara diffusivitas momentum,? (m 2 /s), dengan diffusifitas termal,? (m 2 /s). Bilangan Prandtl menyediakan sebuah pengukuran kerelatifan efektivitas momentum dan transfer energi dengan cara difusi di dalam lapis batas kecepatan dan termal. Bilangan Prandtl untuk gas hampir serupa, dalam kasusnya transfer energi dan momentum dengan difusi dapat dibandingkan (Incropera, 2007). Nilai Pr sangat dipengaruhi oleh pertumbuhan relatif lapis batas kecepatan dan termal. Pr =? I (2.16) c. Bilangan Nusselt (Nusselt Number) Bilangan Nusselt (Nu) adalah bilangan tanpa dimensi yang menyatakan perbandingan antara koefisien perpindahan panas koveksi (h) terhadap konduktivitas termal fluida (k). Bilangan ini menyediakan sebuah perhitungan tentang perpindahan panas konveksi yang terjadi pada permukaan. Bilangan Nusselt dirumuskan: Nu = KG N (2.17)

42 20 Bilangan Nu merupakan fungsi universal dari bilangan Re, dan bilangan Pr. Apabila Re dan Pr diketahui, maka dapat digunakan untuk menghitung nilai Nu untuk fluida, nilai kecepatan, dan skala panjang yang berbeda Teknik Peningkatan Perpindahan Panas pada Penukar Kalor Penukar kalor (heat exchanger) mempunyai banyak aplikasi di industri dan bidang rekayasa. Prosedur desain dari suatu penukar kalor sangat rumit, diperlukan analisis yang tepat untuk memperkirakan laju perpindahan panas dan penurunan tekanan (pressure drop) selain persoalan seperti unjuk kerja dan aspek ekonomis dari peralatan. Tantangan utama dalam perancangan penukar kalor adalah membuat penukar kalor kompak dan menghasilkan laju perpindahan panas tinggi menggunakan daya pemompaan (pumping power) yang minimum. Teknik untuk meningkatkan perpindahan panas berhubungan dengan beberapa aplikasi keteknikan. Dalam tahuntahun terakhir ini, karena biaya energi dan material yang tinggi, maka diusahakan menghasilkan peralatan penukar kalor yang lebih efisien. Jika sebuah penukar kalor sudah berumur, tahanan terhadap perpindahan panas meningkat oleh karena pengotoran (fouling) atau terbentuknya kerak (scaling). Masalahmasalah ini lebih umum untuk penukar kalorpenukar kalor yang digunakan dalam aplikasi kelautan dan dalam industriindustri kimia. Dalam beberapa aplikasi khusus, seperti penukar kalor yang berhubungan dengan fluidafluida yang mempunyai konduktivitas termal rendah (gas dan minyak) dan instalasi desalinasi, perlu untuk meningkatkan laju perpindahan panas. Laju perpindahan panas dapat diperbaiki dengan menggunakan sebuah gangguan dalam aliran fluida (memecah viskos dan lapis batas termal), tetapi dalam proses tersebut daya pemompaan dapat meningkat secara signifikan dan akhirnya biaya pemompaan menjadi tinggi. Sehingga, untuk mencapai laju perpindahan panas yang diinginkan dalam sebuah penukar kalor pada sebuah daya pemompaan yang ekonomis, beberapa teknik telah ditawarkan dalam tahuntahun terakhir ini. Dalam dekade terakhir ini, teknologi peningkatan perpindahan panas telah dipakai secara luas pada aplikasiaplikasi penukar kalor; dalam bidang refrigerasi, otomotif dan proses industri. Tujuan dari meningkatkan perpindahan panas adalah mendorong atau mengakomodasi commit fluksfluks to user kalor yang tinggi. Ini menghasilkan

43 21 pengurangan ukuran penukar kalor, dimana secara umum menghasilkan biaya yang lebih rendah. Peningkatan perpindahan panas memungkinkan penukar kalor beroperasi pada kecepatan yang lebih rendah, tetapi masih menghasilkan koefisien perpindahan panas yang nilainya sama atau lebih besar. Ini berarti bahwa pengurangan penurunan tekanan berhubungan dengan biaya operasi yang lebih kecil bisa dicapai. Semua keuntungan ini membuat teknologi peningkatan perpindahan panas menarik dalam aplikasi penukar kalor. Secara umum, teknikteknik peningkatan perpindahan panas pada penukar kalor dapat diklasifikasikan dalam 3 kategori : a. Metode aktif (active method) Metode ini melibatkan beberapa daya masukan dari luar (external power input) untuk meningkatkan perpindahan panas, dan tidak menunjukkan banyak potensi yang berhubungan dengan kerumitan dalam desain. Daya luar tidak mudah untuk disediakan dalam beberapa aplikasi. Beberapa contoh metode aktif adalah pulsasi yang ditimbulkan oleh cam dan reciprocating plungers, penggunaan medan magnet untuk mengganggu partikelpartikel kecil ringan dalam sebuah aliran yang sedang mengalir. b. Metode pasif (passive method) Metode ini tidak memerlukan daya masukan luar, dan tambahan daya yang diperlukan untuk meningkatkan perpindahan panas diambil dari daya yang tersedia dalam sistem, dimana akhirnya memicu ke arah penurunan tekanan fluida. Industri penukar kalor telah bekerja keras untuk memperbaiki kontak termal (meningkatkan koefisien perpindahan panas) dan mengurangi daya pemompaan untuk memperbaiki efisiensi termohidrolik dari penukar kalor. Desain sebuah penukar kalor yang baik seharusnya mempunyai unjuk kerja termodinamika yang efisien, yaitu pembangkitan entropi yang minimum atau destruksi kerja tersedia (exergy) yang minimum dalam sebuah sistem penukar kalor. Hampir tak mungkin untuk menghentikan kehilangan exergy secara sempurna, tetapi hal tersebut dapat diminimalisasi melalui sebuah desain yang efisien.

44 22 c. Metode gabungan (compound method) Metode gabungan adalah sebuah metode hibrid dimana kedua metode baik metode aktif dan pasif digunakan. Metode gabungan melibatkan desain yang kompleks sehingga dibatasi aplikasinya. Teknik peningkatan perpindahan panas (metode aktif, pasif dan kombinasi metode aktif dan pasif) biasa digunakan dalam berbagai bidang seperti; industriindustri proses, pemanasan dan pendinginan dalam evaporator, pembangkit daya termal, peralatan pengkondisian udara, refrigerator, radiator untuk kendaraan ruang angkasa, automobiles dan lainlain. Metode pasif, dimana sisipan (insert) digunakan dalam lintasan aliran untuk meningkatkan laju perpindahan panas, menguntungkan dibandingkan dengan metode aktif, karena proses manufaktur insert sederhana dan teknik ini dapat secara mudah diterapkan ke suatu penukar kalor. Dalam desain alat penukar kalor kompak, teknikteknik pasif dalam meningkatkan perpindahan panas memainkan peranan yang penting jika konfigurasi insert pasif yang sesuai dapat dipilih berdasarkan kondisi kerja penukar kalor (kondisi aliran dan perpindahan panas). Twisted tape, wire coils, ribs, fins, dimples, mesh insert adalah alatalat untuk meningkatkan perpindahan panas secara pasif yang paling sering digunakan. Berdasar penelitian akhirakhir ini, twisted tape dan wire coils dikenal sebagai alat peningkatan perpindahan panas yang ekonomis. Twisted tape insert sesuai untuk daerah aliran laminar dan wire coils insert sesuai untuk aliran turbulen. Kelakuan termohidrolik dari sebuah insert pada dasarnya tergantung dari kondisi aliran (laminar atau turbulen) selain daripada konfigurasi insert. Untuk penukar kalorpenukar kalor cangkang dan pipa (shell and tube), teknologi tube insert adalah salah teknologi peningkatan perpindahan panas yang paling umum, terutama sekali pada kondisi retrofit. Dengan teknologi tube insert, penambahan luasan perpindahan panas dapat diabaikan, sehingga penghematan biaya secara signifikan menjadi mungkin. Peralatan tube insert meliputi twisted tape insert, wire coil insert, extended surface insert, mesh insert dan lainlain.

45 23 Gambar 2.5 Jenisjenis peralatan tube insert (Wang, L., 2002) Twisted tape insert menyebabkan aliran menjadi spiral sepanjang panjang pipa. Twisted tape insert secara umum tidak mempunyai kontak termal yang baik dengan dinding pipa. Wire coil insert terdiri dari sebuah pegas spiral pilin (helical coiled spring) yang berfungsi sebagai sebuah kekasaran yang tidak menyatu (nonintegral roughness). Extended surface insert adalah bentuk ekstrusi yang dimasukkan ke dalam pipa. Pipa kemudian dikencangkan untuk memberikan kontak termal yang baik antara dinding dan insert. Insert mengurangi diameter hidrolik dan bertindak sebagai permukaan yang diperluas. Mesh insert dibuat dari sebuah matrik dari filamen kawat yang tipis, dimana dapat mengganggu keseluruhan medan temperatur dan kecepatan dalam pipa. Unjuk kerja dan biaya adalah dua faktor utama yang memainkan peranan penting dalam pemilihan teknikteknik pasif peningkatan perpindahan panas. Secara umum, twisted tape insert dan wire coil insert dipakai secara lebih luas dan lebih disukai dalam tahuntahun belakangan ini dibandingkan metodemetode yang lain, mungkin karena teknikteknik seperti extended surface insert relatif tinggi dan mesh insert karena menghasilkan masalah penurunan tekanan yang tinggi dan masalah pengotoran. Secara umum, beberapa jenis insert ditempatkan dalam saluran aliran untuk menambah perpindahan panas, dan ini akan mengurangi diameter hidrolik saluran aliran. Peningkatan perpindahan panas dalam aliran pada sebuah pipa oleh insert seperti twisted tape, wire coils, ribs dan dimples utamanya karena halangan aliran (flow blockage) membagi aliran utama dan aliran sekunder (secondary

46 24 flow). Halangan aliran menaikkan penurunan tekanan dan memicu efekefek viskos karena luas aliran bebas yang berkurang. Halangan juga menaikkan kecepatan aliran dan dalam beberapa situasi memicu aliran sekunder secara signifikan. Aliran sekunder selanjutnya memberikan kontak termal yang lebih baik antara permukaan saluran dan fluida, karena aliran sekunder menciptakan pusaran (swirl) dan menghasilkan percampuran fluida memperbaiki gradien temperatur dimana pada akhirnya memicu koefisien perpindahan panas yang tinggi. Aliran laminar dan turbulen umum terjadi dalam aplikasi penukar kalor. Dalam sebuah aliran turbulen, tahanan termal yang berpengaruh dibatasi oleh lapisan bawah viskos yang tipis (thin viscous sublayer). Wire coil insert lebih efektif dalam aliran turbulen dibandingkan dengan twisted tape, karena wire coil mencampur aliran dalam lapisan bawah viskos di dekat dinding secara cukup efektif, sedangkan twisted tape tidak dapat mencampur dengan baik aliran di lapisan bawah viskos. Untuk aliran laminar, tahanan termal yang berpengaruh dibatasi oleh sebuah daerah yang lebih tebal dibandingkan dengan aliran turbulen. Sehingga, wire coil insert tidak efektif dalam aliran laminar karena tidak dapat mencampur aliran limbak (bulk flow) secara baik, dan hal ini berkebalikan dengan twisted tape insert. Oleh karena itu, twisted tape secara umum lebih disukai dalam aliran laminar. Bagaimanapun, ini hanya analisa awal, dan faktor lain seperti jenis fluida, mungkin juga mempengaruhi unjuk kerja. Fluida yang berbeda dengan bilangan Prantl yang berbeda dapat mempunyai ketebalan lapis batas yang berbeda. Sehingga, pemilihan yang tepat seharusnya berdasarkan pada unjuk kerja termal dan hidrolik. Peningkatan perpindahan panas yang dihasilkan oleh twisted tape insert dan wire coil insert adalah fungsi dari bilangan Reynolds dan sudut pilin (helix angle). Untuk twisted tape insert dan wire coil insert rasio peningkatan perpindahan panas meningkat dengan kenaikan bilangan Reynolds dan sudut pilin. Akan tetapi, untuk sudut pilin dan rasio ketebalan yang sama, twisted tape insert menunjukkan peningkatan perpindahan panas yang lebih baik daripada wire coil insert. Ini mungkin disebabkan fakta bahwa twisted tape insert mengganggu keseluruhan medan aliran, sedangkan commit wire to coil user insert sebagian besar mengganggu

47 25 aliran di dekat dinding. Sebagai tambahan, sifat fluida juga mempunyai pengaruh terhadap peningkatan unjuk kerja. Rasio peningkatan perpindahan panas lebih tinggi untuk fluida dengan bilangan Prandtl yang lebih tinggi. Secara fisik, mungkin karena fakta bahwa fluidafluida dengan bilangan Prandtl tinggi mempunyai tebal lapis batas yang lebih tipis dibandingkan dengan fluidafluida yang mempunyai bilangan Prandtl rendah. Sehingga, gangguan yang diakibatkan oleh tube insert lebih efisien untuk meningkatkan perpindahan panas. Bagaimanapun, kenaikan perpindahan panas sering dihubungkan dengan kerugian penurunan tekanan. Dapat disimpulkan bahwa wire coil insert menghasilkan penurunan tekanan yang lebih rendah dibandingkan twisted tape insert Sisipan Pita Terpilin (Twisted Tape Insert) Twisted tape menimbulkan aliran spiral sepanjang panjang pipa. Gambar 2.6 menunjukkan 3 jenis konfigurasi twisted tape dengan 180 o twisted pitch. Geometri twisted tape insert mengalami perkembangan dengan berbagai modifikasi untuk mengoptimalkan peningkatan perpindahan panas. Gambar 2.6 Jenisjenis twisted tape (a) fulllength twisted tape, (b) regularly spaced twisted tape, dan (c) smoothly varying pitch fulllength twisted tape (Dewan, A., 2004)

48 26 Gambar 2.7 (a) Full length twisted tape insert, (b) Regularly spaced twistd tape element, (c) Full length twisted tape with oblique teeth, (d) Detail A dari gambar (Saha, S.K., 2010) Parameterparameter pada twisted tape insert : a. Twist pitch Twist pitch didefinisikan sebagai jarak antara 2 titik pada bidang yang sama, diukur sejajar terhadap sumbu twisted tape. b. Twist ratio Twist ratio didefinisikan sebagai perbandingan twist pitch terhadap diameter dalam pipa. y = (2.18) dimana ; y adalah pitch ratio, H adalah panjang pitch twisted tape dan d i adalah diameter dalam pipa. Atau parameter alternatif, menggunakan sudut heliks (helix angle), dinyatakan sebagai : tan a = (2.19)

49 Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan Korelasi Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan di Daerah Aliran Laminar dan Turbulen Melalui Sebuah Pipa Bulat Halus Untuk aliran laminar berkembang penuh (fully developed), dalam sebuah pipa bulat halus tanpa insert, bilangan Nusselt (Nu) mempunyai nilai yang konstan dibawah kondisi temperatur dinding yang konstan (constant wall temperature) sebagai berikut : Nu = 3,657 (2.20) dan faktor gesekan Darcy (Darcy friction factor), f, untuk aliran ini diprediksikan dengan persamaan : f = 64/Re (2.21) Dalam aliran laminar, faktor gesekan adalah hanya fungsi bilangan Reynolds (Re), dimana tidak tergantung pada kekasaran. Untuk pipa halus, faktor gesekan dalam aliran turbulen dapat ditentukan dari persamaan Petukhov pertama (first Petukhov equation) : f = (0,790 ln Re 1,64) 2 (2.22) Untuk aliran turbulen berkembang penuh dalam pipa bulat halus, bilangan Nusselt dapat diprediksikan dengan korelasi DittusBoelter : Nu = 0,023.Re 0,8.Pr n (2.23) Persamaan DittusBoelter berlaku untuk nilainilai; 0,7 = Pr = 160, Re? , dan L/D? 10. Untuk proses pemanasan, n = 0,4 sedangkan untuk proses pendinginan, n = 0,3. Sifatsifat fluida dievaluasi pada temperatur fluida ratarata bulk (bulk mean fluid temperature), T b = (T i + T e )/2. Ketika perbedaan temperatur antara fluida dan dinding pipa sangat besar, perlu menggunakan sebuah faktor koreksi untuk menghitung perbedaan viskositas di dekat dinding pipa dan di pusat pipa. Korelasi DittusBoelter sederhana, tetapi memberikan kesalahan hingga 25% (Incropera, 2006). Kesalahan ini dapat dikurangi hingga kurang dari 10% dengan menggunakan korelasi yang lebih kompleks tetapi akurat seperti menggunakan persamaan Petukhov kedua (second Petukhov equation), sebagai berikut :

50 28 Nu?I?5H 3U I?3U? (2.24) Persamaan Petukhov kedua berlaku untuk nilainilai; 0,5? Pr? 2.000, dan 10 4 < Re < 5 x Akurasi persamaan ini pada bilangan Reynolds yang rendah diperbaiki dengan modifikasi oleh Gnielinski : 1X?I??5H? 3U?I??3U? (2.25) Persamaan Gnielinski berlaku untuk nilainilai; 0,5? Pr? 2.000, dan 3 x 10 3 < Re < 5 x 10 6, dimana faktor gesekan, f, dapat ditentukan dari hubungan yang sesuai seperti persamaan Petukhov pertama (persamaan 2.22). Persamaan Gnielinski lebih disukai dalam perhitungan. Pada persamaan (2.24) dan (2.25) sifatsifat fluida dievaluasi pada temperatur fluida ratarata bulk. Tidak seperti aliran laminar, faktor gesekan dan koefisien konveksi dalam aliran turbulen adalah fungsi dari kekasaran permukaan. Faktor gesekan dalam aliran turbulen berkembang penuh tergantung pada bilangan Reynolds dan kekasaran relatif,?/d (relative roughness,?/d). Colebrook mengkombinasikan semua data faktor gesekan untuk aliran transisi dan turbulen dalam pipapipa halus dan kasar ke dalam sebuah persamaan implisit yang dikenal sebagai persamaan Colebrook, sebagai berikut :? I I '? = 2,0. log??? 5H? I (2.26) Kesulitan dalam penggunaannya adalah bahwa rumus ini berbentuk implisit dalam ketergantungannya terhadap f. Artinya, untuk suatu kondisi yang diberikan (Re dan?/d), tidaklah mungkin mencari penyelesaian untuk f tanpa melakukan suatu metode iterasi. Dengan penggunaan Excel atau aplikasi komputer matematis, perhitungan seperti itu tidaklah sulit. Miller (1996) menyarankan bahwa iterasi tunggal akan memberikan hasil dalam 1% jika perkiraan awal dihitung dari: I = 0,25????? I?'?? 5H??? (2.27) Moody menggambarkan persamaan Colebrook dalam sebuah diagram yang dikenal dengan Diagram Moody, dimana meskipun diagram ini dibentuk untuk pipa bulat, tetapi dapat juga digunakan commit untuk to user pipa tidak bulat dengan mengganti

51 29 diameter pipa dengan diameter hidrolik. Untuk aliran turbulen dalam pipapipa halus juga dapat dihitung dengan persamaan Blasius : f = 0,3164.Re 0,25 (2.28) Valid untuk aliran turbulen dengan Re = Korelasi Empiris Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan dengan Twisted Tape Insert di Daerah Aliran Laminar Korelasi berikut digunakan untuk memperkirakan koefisien perpindahan panas dan faktor gesekan di daerah laminar untuk twisted tape insert. Manglik dan Berges (1993) mengembangkan sebuah korelasi untuk kasus temperatur dinding konstan untuk aliran berkembang penuh berdasarkan data sebelumnya dan data penelitian mereka sendiri. Korelasi untuk perpindahan panas di daerah laminar sebagai berikut : dimana : Nu = 4,162.? [ Nu = bilangan Nusselt VZ3U??????????? Sw = swirl number, ini merupakan harga dari gerakan pusaran (swirl) dalam pipa. Sw =???? y = twist ratio Pr = bilangan Prandtl? = viskositas dinamik (kg/m.s)? w = viskositas dinamik pada temperatur dinding (kg/m.s) (2.29) Berdasar data yang sama, sebuah korelasi untuk faktor gesekan telah dikembangkan : ( f. Re d ) SW = 15,767??WG L?WG L?? 6Z?? (2.30) dimana : f = faktor gesekan Re d = bilangan Reynolds berdasarkan diameter dalam pipa t = tebal twisted tape insert commit (m) to user

52 30 d i = diameter dalam pipa (m) Faktor gesekan dan bilangan Reynolds berdasarkan kecepatan pusaran (swirl velocity) u sw = u c (1 + tan 2 a) 1/2 (2.31) dimana : u sw = kecepatan pusaran (swirl velocity) (m/s) u c = kecepatan aksial ratarata fluida (m/s) a = sudut heliks ( o ) Kondisikondisi eksperimental untuk mengembangkan korelasikorelasi di atas adalah sebagai berikut : air (3 = Pr = 6,5) dan ethylene glycol (68 = Pr = 100) adalah digunakan sebagai fluidafluida uji, tiga twist ratio berbeda ( y = 3,0, 4,5, dan 6,0) yang diuji, bilangan Reynolds dari 300 sampai , dimana meliputi daerah laminar, transisi dan turbulen. Ratarata ketakpastian (uncertainties) Nu dan f berturutturut adalah ± 4,1% dan ± 4,5%. Korelasi ini aktualnya meliputi data untuk ethylene glycol dan polybutene (1.000 = Pr = 7.000) dari Marner dan Bergles Korelasi Empiris Perpindahan Panas dengan Twisted Tape Insert di Daerah Turbulen Berdasarkan eksperimen yang sama, Manglik dan Bergles (1993) juga mengembangkan korelasi untuk twisted tape insert dalam daerah turbulen. Cakupan eksperimen sama seperti keadaan di daerah laminar. Korelasi berdasarkan metode asymtotic, dan valid untuk temperatur dinding konstan dan fluks kalor konstan. Korelasi perpindahan panas sebagai berikut (Sarma, P.K., 2002) : Nu = 0,023. Re 0,8. Pr 0,4 [1+0,769 ' + ] Ø 2 (2.32)? dengan Ø 2 =???? WG L? WG L? WG L? dimana : Re = bilangan Reynolds Pr = bilangan Prandtl

53 31 t = ketebalan twisted tape insert (m) D = diameter dalam pipa dalam (m) H = panjang pitch twisted tape insert (m) Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Dengan Twisted Tape Insert Untuk aliranaliran fluida dalam sebuah penukar kalor pipa konsentrik, laju perpindahan panas dari fluida panas di dalam pipa dalam dapat dinyatakan sebagai : Q h =??.C p,h.(t h,in T h,out ) = h i. A i. (T b, i???? ) (2.33) dimana : Q h = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W)?? = laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam (kg/s) C p,h = panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam (kj/kg. o C) T h,in = temperatur fluida panas masuk pipa dalam ( o C) T h,out = temperatur fluida panas keluar pipa dalam ( o C) h i = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di pipa dalam (W/m 2. o C) A i = luas permukaan dalam pipa dalam (m 2 ) A i 2a L T b,i = 8.a. L = panjang sisi dalam pipa dalam (m) = panjang pipa dalam (m) = temperatur fluida ratarata bulk fluida di dalam pipa dalam ( o C)???? = temperatur ratarata dinding dalam pipa dalam ( o C) Laju perpindahan panas dari fluida dingin di annulus : Q c =??.C p,c.(t c,out T c,in ) = h o. A o. (???? T b,o ) (2.34) dimana : Q c = laju perpindahan panas di annulus (W)?? = laju aliran massa fluida dingin di annulus (kg/s) C p,c = panas jenis fluida dingin di annulus (kj/kg. o C) T c,in = temperatur fluida dingin commit masuk to user annulus ( o C)

54 32 T c,out = temperatur fluida dingin keluar annulus ( o C) h o = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di annulus (W/m 2. o C) A o = luas permukaan luar pipa dalam (m 2 ) A o 2b L = 8.b. L = panjang sisi luar pipa dalam (m) = panjang pipa dalam (m)???? = temperatur ratarata dinding luar pipa dalam ( o C) T b,o = temperatur fluida ratarata bulk fluida dingin di annulus ( o C)

55 Gambar 2.8 Skema pengujian penukar kalor saluran persegi dengan twisted tape insert. ( Kuncoro, 2011 ) 33

56 34 Nilai???? dan T b,o dicari dari persamaan berikut :???? = s 7 Z R Q (2.35) T b,o = (T c,out + T c,in )/2 (2.36) dimana s???? adalah jumlah temperaturtemperatur dinding luar pipa dalam, dan n adalah jumlah titik pengukuran temperatur dinding luar pipa dalam. Perbedaan antara laju aliran panas dari persamaan (2.33) dan (2.34) menunjukkan ketidaksetimbangan energi (heat balance error) dari penukar kalor heat balance error =?4 K 4 F? (2.37) dimana dapat diabaikan jika penukar kalor diisolasi dengan baik. Persentase kehilangan panas konveksi dari penukar kalor dinyatakan sebagai berikut : % heat balance error =? 4 K 4 F 4 F?. 100% (2.38) Koefisien perpindahan panas ratarata di annulus (h o ) dapat ditentukan dari persamaan (2.34) : h o = P? F & S 7 FRXW 7 FLQ (2.39) $ R 7? Z R 7 E R Bilangan Nusselt ratarata di sisi annulus, Nu o dapat dinyatakan dengan persamaan : dimana : Nu o = K R ' K?? N R (2.40) Nu o = bilangan Nusselt ratarata di sisi annulus h o = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata di sisi annulus (W/m 2. o C) D h,o = diameter hidrolik annulus (m) D h,o = 2c 2b k o = konduktivitas termal ratarata fluida dingin di annulus (W/m. o C). Persamaan (2.33) dapat juga dinyatakan dengan parameter koefisien perpindahan panas overall untuk sisi dalam pipa dalam : Q h = U i.a i.? T LMTD (2.41)

57 35 dimana : Q h U i = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W) = koefisien perpindahan panas overall berdasarkan permukaan dalam pipa dalam (W/m 2. o C) A i = luas permukaan dalam pipa dalam (m 2 ) A i = 8. a. L? T LMTD = beda temperatur ratarata logaritmik (logaritmic mean temperature different) ( o C) Untuk penukar kalor pipa konsentrik dengan arah aliran kedua fluida berlawanan arah (counterflow), nilai beda temperatur ratarata logaritmik dinyatakan sebagai berikut :?7 KLQ 7 FRXW??7 KRXW 7 FLQ?? T LMTD = OQ??7 KLQ 7 FRXW??7 KRXW 7 FLQ?? (2.42) Koefisien perpindahan panas overall, U i, sistem pada penukar kalor konsentrik ini dinyatakan dengan : 8 L $ L OQ????? K L $ L N/ K R $ R U i = $L? KL $ L OQ E? D N/ KR$? R U i = D/? KL D/ OQ E? D N/ KR E/? U i =?KL DOQ E? D N D E KR? (2.43) Dari persamaan (2.33), (2.41) dan (2.42), maka nilai U i dapat dihitung : U i = P? K & S 7 KLQ 7 KRXW (2.44) $ L 7 /07' U i =? / P? K & S 7 K LQ 7 K RXW?7 K LQ 7FRXW??7 KRXW 7 FLQ? OQ??7 K LQ 7FRXW??7 KRXW 7 FLQ?? (2.45) Dengan diperoleh nilai h o dari persamaan commit to (2.39) user dan U i dari persamaan (2.45),

58 36 maka koefisien perpindahan panas ratarata di sisi pipa dalam, h i dapat dihitung dengan menggunakan persamaan (2.43). U i =?KL DOQ E? D D N L E KR? h i =?8 DOQ?E? D? D L N L E KR? (2.46) dimana k i adalah konduktivitas termal material pipa dalam. Bilangan Nusselt ratarata pada sisi pipa dalam, Nu i dapat dihitung dengan persamaan berikut : Nu i = K L ' KL N L (2.47) dimana, k i adalah konduktivitas termal ratarata fluida di pipa dalam, dihitung dari sifat fluida pada temperatur fluida ratarata bulk. Bilangan Reynolds (Re) aliran fluida di pipa dalam, dihitung dengan persamaan : Re = 9 ' K L? Re =? 9 ' K L? (2.48) (2.49) dimana : Re = bilangan Reynolds V = kecepatan ratarata fluida di pipa dalam (m/s) D h,i = diameter hidrolik pipa dalam (m) D h,i = 2a? = viskositas kinematis fluida di pipa dalam (m 2 /s)? = densitas fluida di pipa dalam (kg/m 3 )? = viskositas dinamik fluida di pipa dalam (kg/m.s) Dalam analisis penukar kalor, sering menggabungkan perkalian laju aliran massa dengan panas jenis fluida ke dalam besaran yang disebut laju kapasitas panas (heat capacity rate), C, dan didefinisikan untuk aliran fluida panas dan dingin berturutturut sebagai berikut : C h =?? G???? (2.50)

59 37 C c = P? F & S F (2.51) Laju kapasitas panas dari sebuah aliran fluida menyatakan laju perpindahan panas yang diperlukan untuk mengubah temperatur aliran fluida sebesar 1 o C ketika mengalir melalui penukar kalor. Dalam sebuah penukar kalor, fluida dengan laju kapasitas panas besar akan mengalami perubahan temperatur yang kecil, dan fluida dengan laju kapasitas panas yang kecil akan mengalami perubahan temperatur yang besar. Dengan definisi laju kapasitas panas di atas, maka persamaan (2.33) dan (2.34) berturutturut dapat dinyatakan juga dengan : Q h = C h.(t h,in T h,out ) (2.52) Q c = C c.(t c,out T c,in ) (2.53) Metode LMTD mudah digunakan dalam analisis penukar kalor jika temperaturtemperatur masuk dan keluar dari fluida panas dan dingin diketahui atau dapat ditentukan dari kesetimbangan energi. Jika? T LMTD, laju aliran massa, dan koefisien perpindahan panas overall tersedia, maka luas permukaan perpindahan panas dari penukar kalor dapat ditentukan dari persamaan Q = U.A s.? T LMTD. Jenis masalah kedua yang dihadapi dalam analisis penukar kalor adalah menentukan laju aliran panas dan temperatur keluaran dari fluida panas dan fluida dingin untuk laju aliran massa dan temperaturtemperatur masukan telah ditentukan ketika jenis dan ukuran dari penukar panas ditentukan. Metode LMTD masih dapat digunakan untuk masalah ini, tetapi prosedur penyelesaian memerlukan iterasi dan tidak praktis. Untuk menghindari iterasi penyelesaian masalah ini dapat menggunakan metode?ntu (EffectivenessNTU) dimana akan menyederhanakan analisis penukar kalor. Metode ini berdasarkan sebuah parameter tanpa dimensi yang disebut efektivenes penukar kalor,?, didefinisikan sebagai : I 4 4 PDN ODMXSHUSLQGDKDQSDQDVDNWXDO ODMXSHUSLQGDKDQSDQDVPDNVLPXP\DQJPXQJNLQ (2.54) Laju perpindahan panas aktual dalam sebuah penukar kalor dapat ditentukan dari kesetimbangan energi pada fluida panas dan fluida dingin dan dapat dinyatakan sebagai berikut : Q = C c.(t c,out T c,in ) = C h.(t h,in T h,out ) (2.55)

60 38 Dimana C c dan C h berturutturut adalah laju kapasitas panas fluida dingin dan fluida panas. Untuk menentukan laju perpindahan panas yang mungkin dalam sebuah penukar kalor, maka perbedaan temperatur harus maksimum antara temperatur masuk fluida panas dan fluida dingin dalam penukar kalor. Sehingga :? T mak = T h,in T c, in (2.56) Perpindahan panas dalam sebuah penukar kalor akan mencapai nilai maksimum ketika (1) fluida dingin dipanaskan ke temperatur masukan fluida panas, atau (2) fluida panas didinginkan ke temperatur masukan dari fluida dingin. Fluida dengan laju kapasitas panas yang lebih kecil akan mengalami perubahan temperatur yang besar. Sehingga, laju perpindahan panas maksimum dalam sebuah penukar kalor adalah : Q mak = C min.(t h,in T c,in ) (2.57) dimana C min adalah nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil, jika : C c > C h, maka C h = C min (2.58) C c < C h, maka C c = C min (2.59) Menentukan Q mak memerlukan ketersediaan data temperatur masuk fluida panas dan dingin dan laju aliran kedua fluida tersebut, dimana biasanya sudah ditentukan. Sehingga jika efektivenes dari penukar kalor telah diketahui, laju perpindahan panas aktual Q dapat ditentukan dari persamaan : Q =?.Q mak =?.C min.(t h,in T c,in ) (2.60) Sehingga efektivenes penukar kalor dapat digunakan untuk menentukan laju perpindahan panas tanpa mengetahui temperatur keluaran fluidafluida. Efektivenes dari sebuah penukar kalor tergantung pada geometri penukar kalor dan juga susunan aliran. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah (counter flow) korelasi untuk? dinyatakan sebagai berikut : I H[S? 8 $ V & PLQ? & PLQ & PDN?? & PLQ & PDN H[S? 8 $ V & PLQ? & PLQ & PDN?? (2.61) Hubungan efektivenes penukar kalor biasanya melibatkan kelompok tanpa dimensi UA s /C min. Besaran ini disebut number of transfer units (NTU) dan dinyatakan sebagai berikut :

61 $ V & PLQ 8 $ V?P?& S? PLQ (2.62) Dimana U adalah koefisien perpindahan panas overall, dan A s adalah luas permukaan perpindahan panas dari penukar kalor. NTU sebanding dengan A s. Sehingga untuk nilainilai U dan C min tertentu, nilai NTU adalah ukuran dari luas permukaan perpindahan panas, A s. Sehingga, semakin besar NTU, semakin besar penukar kalor. Dalam analisis penukar kalor, juga didefinisikan besaran tanpa dimensi lain yang disebut rasio kapasitas (capacity ratio), c, sebagai berikut : c = & PLQ & PDN (2.63) Dapat dilihat bahwa efektivenes dari sebuah penukar kalor adalah fungsi dari NTU dan rasio kapasitas, c. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah (counter flow) korelasi untuk? dapat ditulis ulang dengan menggabungkan persamaan (2.61), (2.62) dan (2.63) sebagai berikut : I H[S?178? F?? F H[S?178? F?? (2.64) Jika besaran c = C min /C mak dan NTU = U.A s /C min telah dievaluasi, efektivenes? dapat ditentukan dari grafik atau menggunakan korelasi untuk jenis penukar kalor tertentu. Kemudian laju perpindahan panas Q dan temperatur keluaran T h,out dan T c,out dapat ditentukan, sehingga tidak memerlukan proses iterasi. Gambar 2.9. Efektivenes penukar commit kalor to pipa user ganda aliran berlawanan arah

62 40 Alternatif lain, dapat juga ditentukan dari metode?ntu dengan pertama kali mengevaluasi efektivenes? dari persamaan (2.54), dan kemudian NTU dapat ditentukan dari hubungan untuk jenis penukar kalor tertentu. Untuk penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah (counter flow) korelasi untuk NTU sebagai berikut : ln (2.65) Dalam prakteknya, untuk menyatakan penurunan tekanan untuk semua jenis internal flow ( aliran laminar atau turbulen, pipa bulat atau tidak bulat, permukaan halus atau kasar) dengan persamaan : (2.66) dimana besaran tanpa dimensi f adalah faktor gesekan Darcy (Darcy friction factor). Penurunan tekanan (? P) yang terjadi pada aliran di pipa dalam ditentukan dari perbedaan ketinggian fluida dalam manometer pipa U, dimana? P dinyatakan dengan persamaan :? P =? m.g.? h (2.67) dimana :? P = penurunan tekanan (Pa)? m = densitas fluida manometer (kg/m 3 ) g = percepatan gravitasi (m/s 2 )? h = beda ketinggian fluida manometer (m) Gambar 2.10 Skema pengukuran penurunan tekanan pada penukar kalor pipa konsentrik commit ( Kuncoro, to user 2011)

63 41 Sehingga faktor gesekan (f) dihitung menggunakan persamaan (2.68) sebagai berikut : dimana : f f =? 3? / W G L??? 9? = faktor gesekan? P = penurunan tekanan (Pa) (2.68) L t = panjang jarak titik pengukuran penurunan tekanan di pipa dalam (m) d i = diameter dalam pipa dalam (m)? = densitas fluida di pipa dalam (kg/m 3 ) V = kecepatan ratarata fluida di pipa dalam (m/s) Jika penurunan tekanan (? P) telah diketahui, maka daya pemompaan,??????, dapat ditentukan dari : :? SXPS 9? 3 (2.69) dimana??adalah laju aliran volumetrik aliran fluida (m 3 /s). Parameter paling penting untuk desain penukar kalor adalah efisiensi peningkatan perpindahan panas (? ). Efisiensi peningkatan perpindahan panas (? ) dianalisa dibawah kondisi daya pemompaan (pumping power) yang konstan, antara pipa tanpa twisted tape insert (plain tube) dengan pipa dengan twisted tape insert (inserted tube). Untuk daya pemompaan yang konstan, berlaku : dimana :?9??3? S?9??3? V (2.70)?? = laju aliran volumetrik fluida di pipa dalam (m 3 /s)? P = penurunan tekanan di pipa dalam (Pa) p = plain tube (pipa tanpa twisted tape insert) s = swirl generator (pipa dengan twisted tape insert) Dimana hubungan antara faktor gesekan (f) dengan bilangan Reynolds (Re) dapat dinyatakan sebagai berikut :?I 5H? S?I 5H? V (2.71)

64 42 Efisiensi peningkatan perpindahan panas (? ) didefinisikan sebagai perbandingan antara koefisien perpindahan panas konveksi ratarata dari pipa dengan twisted tape insert dengan koefisien perpindahan panas konveksi ratarata dari pipa tanpa twisted tape insert pada daya pemompaan yang konstan.? =? K V K S? SS (2.72) dimana :? = unjuk kerja termal h s = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata dengan twisted tape insert (W/m 2. o C) h p = koefisien perpindahan panas konveksi ratarata tanpa twisted tape insert (W/m 2. o C) pp = daya pemompaan konstan

65 BAB III METODOLOGI PENELITIAN 3.1 Tempat Penelitian Tempat penelitian ini dilakukan di Laboratorium Termodinamika dan Perpindahan Panas Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sebelas Maret Surakarta. 3.2 Bahan Penelitian? Bahan penelitian adalah fluida berupa air. 3.3 Alat Penelitian Spesifikasi alat penelitian : a) Alat penukar kalor saluran persegi bercelah sempit? Konstruksi : penukar kalor pipa konsentrik satu laluan (one pass concentric tube heat exchanger)? Bahan pipa : Pipa dalam dan pipa luar : Aluminium? Dimensi pipa dalam : sisi luar = 15,90 mm sisi dalam = 14,80 mm pipa luar : sisi luar = 22,70 mm sisi dalam = 21,70 mm panjang seksi uji : mm ukuran celah annulus : 5,8 mm diameter hidrolik annulus : 11,6 mm.? Jarak pengukuran penurunan tekanan di pipa dalam : mm.? Arah aliran : counter flow Pipa dalam : air panas dengan arah aliran horisontal Pipa luar /annulus : air dingin aliran horisontal berlawanan arah dengan aliran air panas. 43

66 ,70 21,70 15,90 14,80 Gambar 3.1. Skema penukar kalor pipa konsentrik satu laluan dengan twisted tape insert.( Kuncoro, 2011 ) 44

67 45 Gambar 3.2. Penukar kalor pipa konsentrik satu laluan. b) Sisipan pita terpilin (Twisted tape insert) Classic twisted tape insert terbuat dari bahan aluminium strip dengan tebal 0,7 mm dan lebar 12,6 mm yang dipuntir sedemikian rupa sehingga berbentuk sebuah pilinan yang mempunyai panjang pitch 59,3 mm dan twist rationya sebesar 4,0. Sedangkan oblique teeth twisted tape insert terbuat dari bahan dan ukuran yang sama dengan classic twisted tape insert, dengan panjang pitch 59,3 dan twist ratio 4,0. Pada setiap variasi oblique teeth twisted tape insert mempunyai ukuran tooth horizontal length yang sama sebesar 8 mm dan oblique teeth twisted tape insert divariasi nilai tooth angle sebesar 15, 30, dan 45. Keempat jenis twisted tape insert yang digunakan dalam penelitian ini dapat dilihat pada gambar 3.3. (a) (b) commit (c) to user

68 46 Gambar 3.3. Variasi twisted tape insert a). Classic twisted tape insert; b). oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 15 ); c). oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 30 ); d.) oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 45 ) c). Flange (d) Flange ini terbuat dari bahan nylon yang berfungsi untuk menyangga pipa dalam dan pipa luar. Flange dibuat melalui proses pengeboran dan pembubutan dari nylon yang berbentuk silinder. Nylon dibor dalam hingga mencapai diameter yang diinginkan, seperti ditunjukan pada gambar 3.4 di bawah: 9,33 9,33 30, ,20 6,00 10,00 30,00 21,75 23,05 60,00 (a) (b) Gambar 3.4. (a) Gambar detail flange, commit (b) Flange to user setelah dilakukan proses pembubutan.

69 Gambar 3.5. Instalasi alat penelitian tampak depan. Keterangan gambar 3.5 : 1. Penukar kalor 2. Bak air panas 3. Bak air dingin atas 4. Rotameter 5. Manometer 6. Temperature controller 7. MCB pompa air dingin dan air panas 8. Penjebak air 9. Stop valve d) Termokopel Untuk mengukur temperatur, digunakan termokopel tipek. Tipe K?Chromel (NiCr alloy)/alumel (NiAl alloy)? tersedia untuk rentang suhu 200 C hingga ± C. Termokopel ini dipasang pada sisi pipa dalam (untuk mengukur temperatur air panas masuk dan keluar dari pipa dalam), pada dinding

70 48 luar pipa dalam berjumlah 10 buah (untuk mengukur temperatur ratarata dinding luar pipa dalam), dan pada sisi keluar dan masuk air dingin di annulus. Pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur air masuk dan keluar penukar kalor baik itu untuk air dingin maupun air panas, dan mengukur tamperatur dinding luar pipa dalam dapat dilihat pada gambar 3.6 dan gambar 3.7 berikut ini : Gambar 3.6. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur air masuk dan keluar di pipa dalam dan di annulus. Gambar 3.7. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur dinding luar pipa dalam. Gambar 3.8. Pemasangan termokopel pada penukar kalor sejumlah 14 titik pemasangan e) Thermocouple reader Alat ini digunakan untuk menunjukkan temperatur yang diukur oleh termokopel.

71 49 Gambar 3.9. Thermocouple reader. f) Temperature controller dan contactor atau relay Temperature controller digunakan untuk menjaga temperatur air panas yang akan masuk ke pipa dalam agar konstan. Contactor atau relay dihubungkan dengan temperature controller dan digunakan untuk memutus dan menyambung arus listrik yang diatur oleh temperature controller. Gambar Temperature controller g) Pemanas air elektrik (electric water heater) Pemanas ini berfungsi untuk memanaskan air dalam tangki air panas. Pemanas yang digunakan berjumlah 10 buah dengan total daya yang dipakai adalah Watt. h) Tandon air Tandon digunakan untuk menampung air panas dan air dingin sementara sebelum masuk penukar kalor. i) Pompa sentrifugal Pompa sentrifugal digunakan untuk memompa air dari tangki air masuk ke dalam alat penukar kalor melalui pipa pipa. Pompa yang digunakan sebanyak dua buah yaitu untuk memompa air commit panas to dan user air dingin.

72 50 Tabel 3.1. Spesifikasi pompa Model AQUA 125 A pompa sumur dangkal ( non otomatis ) Kapasitas Max : 37 ltr/min Size : 1 x1 Daya hisap : 9 meter OUTPUT : 125 Watt Daya dorong : 15 meter V/HZ/PH : 220/50/1 Total Head : 24 meter RPM : 2850 j) Flowmeter Flowmeter digunakan untuk mengukur debit aliran air panas sebelum masuk ke pipa dalam dari penukar kalor. Flowmeter diletakkan di antara saluran bypass dengan pipa sebelum masuk pipa dalam dari penukar kalor. Spesifikasi flowmeter :? Acrylic cover with linear scale? Glass : Borosilite? Measuring span : 1:10? Suitable for on line instalation? Centre to Centre Distance : 100 mm to 300 mm? Range between to NLPH of Water? Various Materials of Constructions : MS / SS304 / SS316 / Brass.? Connections : 1/4 BSP / NPT (F) Back Back / Bottom Top? Accuracy : +/ 2% of full scale.? Powder coated finis Gambar Flowmeter k) Penjebak Air Penjebak air digunakan agar air dari pipa dalam tidak masuk ke manometer.

73 51 l) Manometer Manometer pipa U ini terbuat dari selang plastik yang berfungsi untuk mengukur perbedaan tekanan aliran air pada sisi pipa dalam. Fluida manometer yang digunakan adalah air. m) Stopwatch Stopwatch digunakan untuk mengukur selang waktu yang diperlukan untuk menampung air yang keluar dari annulus dalam jumlah tertentu dengan menggunakan ember. n) Timbangan digital (digital scale) Digunakan untuk menimbang massa air yang tertampung sementara dalam ember selama selang waktu tertentu untuk mengetahui laju aliran massa air di annulus. Gambar Timbangan digital o) Stop kran Stop kran ini dari bahan tembaga yang digunakan untuk mengatur debit aliran air. Sedangkan cara penggunaannya dengan cara diputar untuk mengatur debit yang akan diinginkan.. p) Ball valve Ball valve ini digunakan ketika akan mengukur laju aliran massa air dingin yang keluar dari annulus sebelum dibuang. q) Rangka dan pipa pipa saluran air Rangka dari plat besi yang disusun sedemikian rupa menggunakan mur dan baut ukuran M12 dan rangkaian ini digunakan sebagai penopang dan untuk meletakkan penukar kalor. Sedangkan pipa pipa saluran air ini berasal dari bahan PVC berdiameter ¾ inchi dan digunakan untuk mempermudah aliran air masuk ke dalam alat penukar kalor.