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

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

TUGAS SARJANA

TEKNIK PENDINGIN

PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN

UNTUK KEBUTUHAN PENGKONDISIAN UDARA

PADA BANGUNAN KANTOR ADPEL

DI MEDAN

Oleh :

Madi Margoyungan

(030401010)

J U R U S A N T E K N I K M E S I N

F A K U L T A S T E K N I K

U N I V E R S I T A S S U M A T E R A U T A R A

M E D A N

2008


KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karena atas

rahmat dan berkat-Nyalah penulis dapat menyelesaikan penulisan tugas sarjana ini

dengan baik.

Tugas Sarjana ini merupakan salah satu syarat kelulusan mahasiswa sebagai

Sarjana S-1 Jurusan Teknik Mesin FT-USU.Teknik Mesin Universitas Sumatera

Utara. Adapun judul dari tugas sarjana ini adalah “PERENCANAAN UNIT MESIN

PENDINGIN UNTUK PENGKONDISIAN UDARA DI SEBUAH BANGUNAN

KANTOR ADPEL DI BELAWAN”. Penulis menyadari bahwa skripsi ini mungkin

masih jauh dari sempurna, maka penulis sangat mengharapkan adanya saran dan kritik

yang membangun dari para pembaca.

Dalam kesempatan ini penulis ingin mengucapkan banyak terima kasih

kepada:

1. Bapak Ir. H. M. Yahya Nasution selaku dosen pembimbing yang telah banyak

membantu dalam penulisan dan penyelesaian skripsi ini.

2. Bapak Dr.Ir.Farel H. Napitupulu,DEA dan Bapak Bapak Ir. Zamanhuri, MT

selaku dosen pembanding I dan II yang telah bersedia meluangkan waktu dan

membimbing selama proses perbaikan hasil seminar.

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

Universitas Sumatera Utara

4. Bapak Tulus Burhanuddin ST, MT, selaku Sekretaris Jurusan Teknik Mesin

Universitas Sumatera Utara.

5. Seluruh anggota keluarga terutama kedua orang tua saya yang telah banyak

memberikan dorongan semangat dan mendampingi dalam penyelesaikan skripsi

ini.

6. Bapak Joner dari PT. Seltech Utama yang telah memberikan bantuan atas Tugas

Sarjana ini.

7. Seluruh staf dan karyawan PT. Seltech Utama yang telah banyak membantu dalam

proses penyelesaian skripsi ini.

8. Teman-teman mahasiswa antara lain Frans, Johnson, Yapto, Soekimin dan teman-


teman lain yang tidak dapat disebutkan di sini satu-persatu yang telah banyak

memberikan bantuan, support dan inspirasi khususnya angkatan 2003 baik selama

masa kuliah maupun dalam penyelesaian skripsi ini.

Semoga Tuhan Yang Maha Esa membalas budi baik mereka atas bantuan yang

telah diberikan dan akan selalu diberkahi oleh-Nya.

Medan, Maret 2008

Penulis

Madi Margoyungan

030401010


DAFTAR ISI

Kata Pengantar ...................................................................................................... i

..............................................................................................................................

Daftar Isi ............................................................................................................... iii

Nomenklatur (Daftar Simbol) ................................................................................ vii

Daftar Tabel .......................................................................................................... xii

Daftar Lampiran .................................................................................................... xiii

BAB 1. PENDAHULUAN ................................................................................. 1

1.1. Latar Belakang .................................................................................... 1

1.2. Tujuan Perencanaan ............................................................................ 1

1.3. Batasan Masalah ................................................................................. 1

BAB 2. TINJAUAN PUSTAKA ........................................................................ 4

2.1. Definisi Mesin Pendingin dan Komponennya ...................................... 4

2.2. Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara ............................................. 7

2.2.1.All-Air System ............................................................................. 7

2.2.2.All-Water System ......................................................................... 10

2.2.3.Air-Water System ........................................................................ 12

2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE ........................................................... 13

2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Awal .................................................. 14

2.4.1. Perencanaan Sistem .................................................................... 18

2.4.2. Modifikasi Bangunan ................................................................. 19

2.4.3. Penempatan Mesin Pendingin ..................................................... 19

BAB 3. BEBAN PENDINGIN DAN SIKLUS PENGKONDISIAN UDARA .. 21

3.1. Definisi Beban Pendingin dan Kondisi Perencanaan ............................ 21

3.2. Perhitungan Cooling Load ................................................................... 21

3.2.1. Perhitungan Cooling Load Dinding ............................................ 21

3.2.2. Perhitungan Cooling Load Atap.................................................. 26

3.2.3. Perhitungan Cooling Load Kaca ................................................. 29

3.2.4. Perhitungan Cooling Load Lantai ............................................... 32

3.2.5. Perhitungan Cooling Load Penerangan dan Alat Elektronik ........ 33


3.2.6. Perhitungan Cooling Load Manusia ............................................ 35

3.2.7. Perhitungan Cooling Load Infiltrasi ............................................ 37

3.2.8. Perhitungan Cooling Load Ventilasi ........................................... 40

3.2.9. Total Cooling Load .................................................................... 42

3.3. Siklus Pengkondisian Udara ................................................................ 43

3.2.1. Analisa Grafik Psikometri (Psychometric Chart) ........................ 43

BAB 4. ANALISA TERMODINAMIKA.......................................................... 47

4.1. Analisa Termodinamika Sistem Pendingin .......................................... 47

4.2. Pemilihan Refrijeran ........................................................................... 48

4.3. Analisa Termodinamika Siklus Kompresi Uap .................................... 49

BAB 5. KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP ........................... 53

5.1. Kompresor .......................................................................................... 53

5.2. Evaporator .......................................................................................... 55

5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ........................... 56

5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ............................. 57

5.2.3. Faktor Pengotoran ..................................................................... 58

5.2.4. Tahanan Kontak ........................................................................ 59

5.2.5. Perpindahan Panas Pada Sirip .................................................... 59

5.2.6. Perpindahan Panas Global ......................................................... 61

5.3. Kondensor........................................................................................... 65

5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ........................... 67

5.3.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Yang

Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses

Desuperheating ............................................................. 69

5.3.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Yang


Kondensasi ................................................................... 70

5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ............................. 72

5.3.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang


Desuperheating ............................................................ 72

5.3.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang



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

5.3.3. Perpindahan Panas Global ......................................................... 74

5.3.3.1. Perpindahan Panas Global Tube Yang Mengalami

Proses Desuperheating ................................................ 74

5.3.3.2. Perpindahan Panas Global Tube Yang

Mengalami Kondensasi ................................................ 75

5.3.3. Perencanaan Geometri dari Kondensor ...................................... 77

5.4. Katup Ekspansi ................................................................................... 80

5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair .............................................. 81

BAB 6. COOLING TOWER ............................................................................... 86

6.1. Pengertian Menara Pendingin .............................................................. 86

6.2. Fungsi Menara Pendingin .................................................................... 87

6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin .......................................................... 87

6.4. Konstruksi Menara Pendingin ............................................................. 87

6.5. Analisa Perhitungan Pada Cooling Tower............................................ 94

6.5.1. Kalor Yang Dibuang Kondensor ................................................. 94

6.5.2. Massa Aliran Air ........................................................................ 95

6.5.3. Volume Aliran Air...................................................................... 95

6.5.4. Kondisi Udara dan Air pada Cooling Tower ............................... 96

6.5.4.1. Kondisi Udara ................................................................. 96

6.5.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin .......................... 98

6.5.5. Massa Air per Satuan Massa Udara Kering ................................. 98

6.5.6. Kebutuhan Udara Pada Menara Pendingin .................................. 100

6.5.7. Total Kebutuhan udara Luar ....................................................... 101

6.5.8. Air Tambahan Pada Menara Pendingin ....................................... 102

6.5.8.1. Kerugian Akibat Penguapan ............................................ 102

6.5.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan(Drift) ................................... 102

6.5.8.3. Banyaknya Pemakaian Air Tambahan ............................. 103

6.5.9. Perhitungan Dimensi Menara Pendingin ..................................... 103

6.5.9.1. Diameter dan Tinggi Menara Pendingin .......................... 103

6.5.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Udara ....................................... 104

6.5.9.3. Diameter Kepala Sprinkler .............................................. 105


6.5.9.4. Diameter Pipa Sprinkler .................................................. 106

6.5.9.5. Diameter Lubang Sprinkler ............................................. 106

6.5.9.6. Kipas .............................................................................. 107

6.6. Analisa Psikometrik Pada Cooling Tower............................................ 107

BAB 7. SISTEM PEMIPAAN AIR DAN UDARA .......................................... 109

7.1. Sistem Pemipaan Air ........................................................................... 109

7.1.1. Kerugian Head Pada Pemipaan Air ............................................ 109

7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air ................................................. 111

7.1.3. Layout Sistem Pemipaan Air untuk Kondensor dan Cooling

Tower ........................................................................................ 113

7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor ........................... 113

7.1.3.2. Sistem Pemipaan Air pada Cooling Tower .................... 122

7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower ..................................... 124

7.1.4.1. Head Pompa ................................................................. 124

7.1.4.2. Daya Pompa.................................................................. 127

7.2. Sistem Distribusi Udara...................................................................... 128

7.2.1. Package Unit ........................................................................... 128

7.2.2. Pemilihan Package Unit .......................................................... 129

7.2.3. Perencanaan Saluran Udara ..................................................... 130

BAB 8. KESIMPULAN ..................................................................................... 135

LAMPIRAN

DAFTAR PUSTAKA


DAFTAR SIMBOL (NOMENKLATUR)

Ac,b Luas permukaan dinding dari tube yang ditutupi oleh sirip ft2(m2)

Af Luas penampang atas dan bawah permukaan sirip ft2(m2)

Ai Luas permukaan dalam tube alat penukar kalor ft2(m2)

Ao Luas permukaan luar tube alat penukar kalor ft2(m2)

At Luas pemaparan panas dinding luar tube kondensor bersirip m2

BF Faktor balast untuk lampu incandescent ---

BF Faktor bypass untuk udara melalui coil Fan Coil Unit ---

Cfm)inf Laju aliran udara infiltrasi yang memasuki gedung ft3/min

CLF Faktor beban pendingin untuk kaca ---

Cl Clearance untuk silinder kompressor in.(mm)

COP Koefisien performansi dari suatu siklus kompressi uap ---

cp,l Kalor jenis refrigeran pada fasa cair jenuh kJ/kg K

cp,s Kalor jenis refrigeran pada pipa hisap kJ/kg K

cp,v Kalor jenis refrigeran pada fasa uap jenuh kJ/kg K

cp,w Kalor jenis air kJ/kg K

D Diameter luar dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor in.(mm)

Db Diameter baffle in.(mm)

Ds Diameter shell evaporator in.(mm)

d Diameter dalam dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor in.(mm)

Fc Faktor koreksi perpindahan panas evaporator dan kondensor ---

f Koefisien gesekan air karena kekasaran dinding pipa ---

G Faktor koreksi untuk jumlah dinding luar gedung ---

GSHF Faktor beban pendingin sensibel untuk mesin pendingin ---

GTH Beban pendingin untuk mesin pendingin (Grand Total Heat) Btu/h


H Tinggi gedung ft

Hp Head pompa m(ft)

h1 Entalpi refrigeran masuk ke evaporator siklus kompressi uap kJ/kg

h2 Entalpi refrigeran keluar evaporator siklus kompressi uap kJ/kg

h3 Entalpi refrigeran masuk ke kondensor siklus kompressi uap kJ/kg

h4 Entalpi refrigeran keluar ke kondensor siklus kompressi uap kJ/kg

h3 Entalpi udara memasuki coil pendingin pada Fan Coil Unit Btu/lb

h4 Entalpi udara keluar dari coil pendingin pada Fan Coil Unit Btu/lb

hf Kerugian head mayor m

hi,dspht Koefisien konveksi panas aliran internal proses desuperheating W/m·K

hi,eva Koefisien konveksi panas aliran internal karena proses evaporasi W/m·K

hi,kond Koefisien konveksi panas aliran internal karena proses kondensasi W/m·K

hi Koefisien konveksi panas aliran internal kondensor dan evaporator W/m·K

ho Koefisien konveksi panas aliran eksternal evaporator dan

kondensor W/m·K

K Faktor koreksi untuk warna dinding ---

k Konduktivitas panas dari material W/m2K

kf Konduktivitas panas refrigeran pada fasa cair jenuh W/m2K

ks Konduktivitas panas refrigeran pada pipa hisap W/m2K

kv Konduktivitas panas refrigeran pada fasa uap jenuh W/m2K

L Panjang tube untuk evaporator dan kondensor ft (m)

L Panjang gedung ft (m)

Lt Panjang total tube kondensor dan evaporator ft (m)

LMTD Rata-rata beda suhu logaritmik oC

l Panjang pipa air ft (m)

lb Jarak antar baffle in

m r Laju aliran massa refrigeran kg/s

m r’ Laju aliran massa refrigeran pada tiap tube kondensor kg/s

N Banyaknya sirip di sepanjang tube kondensor ---

Nt Jumlah total tube pada evaporator ---

NuD Bilangan Nusselt ---

n Koefisien isentropis dari refrigeran pada proses adiabatik ---


P Daya pompa kW(hp)

Psiklus Daya yang dibutuhkan kompressor per satuan laju aliran massa kW

Pr Bilangan Prandtl dengan fluida dievaluasi pada suhu film ---

Prw Bilangan Prandtl fluida dievaluasi pada suhu permukaan tube ---

Q Kapasitas air m3/s

Qlantai Beban pendingin dari lantai Btu/h

Qkaca Beban pendingin dari kaca Btu/h

Qlaten Beban pendinginan laten Btu/h

Qpenerangan Beban pendingin dari penerangan Btu/h

Qsensible Beban pendinginan sensibel Btu/h

Qrej Kalor yang dibuang oleh kondensor ke lingkungan kJ/kg

Qatap Beban pendingin dari atap Btu/hr

Qdinding Beban pendingin dari dinding Btu/hr

Q coolingload Beban pendingin total Btu/hr

R Tahanan panas dari material ft2oF/Btu

RE Efek pendinginan yang dihasilkan karena penguapan refrigeran kJ/kg

Re Bilangan Reynold ---

Rf Tahanan termal maksimum dari konfigurasi sirip m2K/W

Rf,i” Faktor pengotoran dari refrigeran di dalam tube m2K/W

R”t,c Tahanan akibat adanya kontak persinggungan m2K/W

RH Kelembaban relatif %

RSHF Faktor beban pendingin sensibel untuk ruangan ---

ro Jari-jari luar tube evaporator dan kondensor in.(mm)

ri Jari-jari dalam tube evaporator dan kondensor in.(mm)

SC Koefisien faktor koreksi yang bergantung pada jenis kaca ---

SHF Faktor beban pendingin sensibel ---

SHGF Faktor koreksi akibat radiasi sinar matahari pada kaca ---

Sn Jarak vertikal tube di dalam evaporator dan kondensor in.(mm)

Sp Jarak horizontal tube di dalam evaporator dan kondensor in.(mm)

s Ukuran panjang sirip in.(mm)

TETD Total perbedaan temperatur ekivalen dinding oF(oC)

TETD Total perbedaan temperatur ekivalen atap oF(oC)


TD Beda suhu ruangan yang dikondisikan dengan suhu tanah oF(oC)

Tf Suhu film oF(oC)

Tground Suhu rata-rata permukaan tanah oF(oC)

Tr,i Suhu refrigeran memasuki evaporator dan kondensor oF(oC)

Tr,o Suhu refrigeran keluar evaporator dan kondensor oF(oC)

Tcoil Suhu rata-rata permukaan tube evaporator dan kondensor oF(oC)

Tsat Suhu saturasi refrigeran pada tekanan evaporasi dan kondensasi oF(oC)

Tw,i Suhu air memasuki evaporator oF(oC)

Tw,o Suhu air keluar evaporator oF(oC)

tadp Suhu pengembunan pada coil di Fan Coil Unit oF(oC)

T,o Suhu udara (DB) di luar ruangan oF(oC)

T,r Suhu udara (DB) di dalam ruangan yang dikondisikan oF(oC)

U Koefisien pindahan panas global untuk material Btu/ft2 oF

Uo Koefisien pindahan panas global untuk evaporator dan kondensor W/m2K

W Daya total lampu untuk penerangan dalam gedung W

w Lebar sirip pada kondensor in.(mm)

wi’ Kelembaban udara di dalam ruangan yang dikondisikan gr/lb

wo’ Kelembaban udara di luar ruangan gr/lb

Dn Diameter nominal pipa air (steel pipe) in.

Dn Diameter nominal pipa refrigeran (copper tube) in.

ε Nilai kekasaran pipa m(ft)

ηo Nilai keefektifan total sirip ---

ηf Nilai keefektifan sirip yang bergantung kepada konfigurasi sirip ---

μ Viskositas dinamik untuk udara atau air Pa·s

μl Viskositas dinamik R-134a pada fasa cair jenuh Pa·s

μs Viskositas dinamik R-134a pada pipa hisap Pa·s

ν Viskositas kinematik untuk air dan udara m2/s(ft2/s)

νv Viskositas kinematik dari R-134a pada fasa uap jenuh m2/s(ft2/s)

νl Viskositas kinematik dari R-134a pada fasa cair jenuh m2/s(ft2/s)

ρ Massa jenis air atau udara kg/m3

ρl Massa jenis R-134a pada fasa cair jenuh kg/m3

ρs Massa jenis R-134a pada pipa hisap kg/m3


ρu Massa jenis udara pada tekanan 1 bar kg/m3

ρv Massa jenis R-134a pada fasa uap jenuh kg/m3

υl Volume jenis refrigeran pada fasa cair jenuh m3/kg

υv Volume jenis refrigeran pada fasa uap jenuh m3/kg

φf Koefisien tahanan termal maksimum pada sirip kondensor ---

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Tabel Total Equivalent Temperatur Different untuk dinding sebelum

dikoreksi Tabel 3.2 Tabel nilai tahanan panas untuk berbagai material

Tabel 3.3 Tabel Total Equivalent Temperatur Different untuk dinding setelah

dikoreksi Tabel 3.4 Tabel luas dinding luar lantai 1,2, dan 3 dari gedung.

Tabel 3.5 Tabel Cooling Load dinding pada Lantai 1,2, dan 3.

Tabel 3.6 Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi

berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, sebelum dikoreksi

Tabel 3.7 Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi

berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, setelah dikoreksi

Tabel 3.8 Perhitungan Cooling Load Atap

Tabel 3.9. Nilai SHGF untuk 4oLU

Tabel 3.10 Tabel SC untuk kaca

Tabel 3.11 Nilai CLF untuk kaca

Tabel 3.12 Tabel perhitungan Luas kaca berdasarkan arah pada Lantai 1,2, dan 3

Tabel 3.13. Tabel Cooling Load kaca untuk Lantai 1,2, dan 3

Tabel 3.14 Tabel Estimasi beban listrik bangunan


Tabel 3.15 Tabel Cooling Load penerangan dan alat elektronik untuk Lantai

1,2,dan 3

Tabel 3.16 Tabel panas yang dihasilkan manusia

Tabel 3.17 Tabel Cooling Load manusia untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.18 Tabel Cooling Load infiltrasi untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.19 Tabel kebutuhan udara untuk ventilasi

Tabel 3.20 Tabel Cooling Load ventilasi untuk Lantai 1,2,dan 3

Tabel 3.21 Tabel Cooling Load Total Lantai 1 s/d. Lantai 3

Tabel 4.1 Tabel Perbandingan titik beku, titik didih, dan tekanan evaporator dan

kondensor berbagai refrigeran

Tabel 4.2 Tabel Nilai P, h, dan T untuk R134 A

Tabel 5.1 Bagian-bagian Alat Penukar Kalor Shell and Tube berdasarkan standar

TEMA

Tabel 5.2 Tebal pelat Baffle

Tabel 5.3 Tabel clearance antara shell dengan baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.4 Tabel ukuran diameter baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.5 Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6 Tabel tebal shell

Tabel 7.1 Tabel kekasaran Pipa Berbagai Material

Tabel 7.2 Tabel sifat fisik air

Tabel 7.3 Harga C untuk berbagai jenis pipa

Tabel 7.4 Tabel perhitungan head pompa

Tabel 7.5 Tabel kecepatan maksimum udara dalam duct system kecepatan rendah

Tabel 7.6 Tabel perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1




DAFTAR LAMPIRAN

L.1. Tabel Temperatur Kota Medan pada bulan Januari s.d Maret 2007

L.2. Tabel RH kota Medan pada bulan Januari s.d Maret 2007

L.3. Tabel Saturasi R-134 A

L.4. Tabel Equivalent Temperature Difference untuk atap beserta koreksinya

L.5. Tabel Total Equivalent Temperature Difference untuk dinding

L.6. Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap

L.7. Tabel Cooling Load Factor untuk kaca tanpa Interior Shading

L.8. Tabel C dan m untuk korelasi Zhukaukas

L.9. Faktor koreksi untuk korelasi Zhukaukas

L.10. Tabel sifat air pada saturasi

L.11. Tabel data tube copper

L.12. Tabel sifat udara pada tekanan 1 atm

L.13. Tabel faktor pengotoran

L.14. Tabel tahanan kontak

L.15. Grafik nilai φf

L.16. Tabel data pipa baja

L.17. Tabel panjang ekivalen aksesoris pipa

L.18. Katalog Liang Chi Industry Co., LTD

L.19. Jalur ducting Lantai 1




L.22. Jalur pemipaan air di lantai 1,2,3

L.23. Katalog Package Unit Model 50BJ054

L.24. Katalog Kelly and Lewis Pump

L.25. Denah bangunan kantor ADPEL

L.26. Tabel sifat termodinamika air jenuh

L.27. Gambar teknik Cooling Tower

L.28. Tabel sifat fisik berbagai material

L.29. Tabel uap air pada tekanan atmosfer 14,696 psia ( 29,92 in Hg)

BAB 1

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang

Dewasa ini, penggunaan mesin pengkondisian udara semakin marak sejak

pertama kali ditemukan oleh Carrier pada tahun 1902. Teknologi mesin

pengkondisian udara telah berkembang pesat sejak saat itu, dan mengalami perbaikan

dari waktu ke waktu. Berbagai sistem pengkondisian udara telah dikembangkan mulai

dari direct ekspansion sampai water chiller dan telah menjadi bagian yang tidak

terpisahkan dalam kehidupan manusia saat ini. Mesin pendingin menjadi kebutuhan

utama untuk tempat-tempat umum seperti gedung perkantoran, hotel, rumah sakit,

mal, supermarket, restoran, bar, dsb yang ditempati banyak orang dimana

kenyamanan udara menjadi sangat penting. Pada beberapa tahun terakhir ini, kurang

lebih setengah dari seluruh biaya pembangunan sarana yang diperlukan suatu

bangunan, misalnya untuk sistem mekanikal dan elektrik dan sebagainya, kira-kira 30

sampai 50 persen dihabiskan untuk sistem penyegaran udara saja. Dan seorang ahli

kesehatan Frugge pada tahunn 1905 mengatakan jika seseorang berada di dalam suatu

ruangan tertutup untuk jangka waktu yang lama, maka pada suatu ketika ia akan

merasa kurang nyaman. Manusia dapat diibaratkan seperti sebuah motor bakar.

Manusia harus mengeluarkan panas yang dihasilkannya sebagai akibat dari kerja yang

dilakukannya. Jika panas tersebut tidak dapat keluar dari badan manusia, misalnya


karena temperatur dan kondisi udara di sekelilingnya tidak memungkinkan hal

tersebut untuk terjadi dengan baik, maka ia akan merasakan suatu keadaan yang tidak

menyenangkan. Dan hasil penelitian tentang lingkungan kerja menunjukkan bahwa di

dalam ruang kerja yang berudara segar, karyawan dapat bekerja lebih baik dan jumlah

kesalahan dapat dikurangi, sehingga efisiensi kerja dapat ditingkatkan.

Sesuai dengan judul tugas sarjana ini, perencanaan mesin pendingin yang akan

dibahas adalah pada bidang perkantoran, yaitu pada proyek pembangunan kantor

berlantai 3 di Medan, tepatnya di daerah Belawan. Kantor ini merupakan Kantor

Administrator Pelayaran (ADPEL) yang bergerak di bidang Pelayaran dan Kelautan.

1.2. Tujuan Perencanaan

Tujuan perencanaan sistem penyegaran udara yang dirancang pada bangunan

Kantor Administrator Pelayaran ini adalah untuk memperoleh temperatur,

kelembaban serta distribusi udara sesuai dengan persyaratan yang diperlukan serta

untuk memberikan kenyamanan kepada pengunjung (tamu-tamu) dan karyawan-

karyawan kantor agar mereka dapat bekerja secara maksimal.

1.3. Pembatasan Masalah

Adapun pembatasan masalah pada tugas sarjana ini adalah hanya pada

perhitungan termodinamika dan perpindahan panas yang diasumsikan dalam keadaan

steady state. Untuk perhitungan termodinamika, dibatasi hanya pada analisa siklus

kompresi uap ideal dimana semua penurunan tekanan yang terjadi pada siklus

diabaikan karena keterbatasan data survei dan referensi pendukung. Perhitungan

perpindahan panas didasarkan pada metode empiris berdasarkan korelasi Zhukaukas

dan Pethukov. Perhitungan perpindahan panas dengan metode beda hingga maupun

metode elemen hingga tidak dibahas karena faktor keterbatasan.

Perencanaan mesin pendingin dibatasi pada komponen utama yaitu

evaporator, kompresor, kondensor, katup ekspansi dan cooling tower. Adapun

komponen pendukung seperti alat kontrol tidak dibahas karena keterbatasan. Khusus

untuk kondensor, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu ukuran sirip, tube

dan susunannya. Untuk evaporator, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu

ukuran sirip, tube dan susunannya. Untuk kompresor, perhitungan dibatasi sampai

daya kompresor dan volume displacement. Sedangkan untuk cooling tower,


perhitungan meliputi dimensi utama yaitu diameter dan tinggi menara, luas dan tinggi

lubang udara, diameter kepala, pipa dan lubang sprinkle. .Perhitungan dimensi lain

dari kompresor dan analisa kinematika serta dinamika pada kompresor tidak diuraikan

lagi.

Untuk sistem pemipaan air dingin dibatasi pada perencanaan jalur pemipaan,

perencanaan diameter pipa berdasarkan kerugian head dan kapasitasnya, perencanaan

pompa berdasarkan kerugian head. Perencanaan package unit didasarkan pada

pemilihan package unit berdasarkan katalog Carrier.

Satuan yang digunakan dalam tugas sarjana ini terdiri dari satuan British,

metrik, dan SI. Penggunaan satuan yang bervariasi dalam tugas sarjana ini disebabkan

bervariasinya satuan yang digunakan pada literatur, grafik, dan tabel empiris yang

menjadi dasar perhitungan penulis.

BAB 2

TINJAUAN PUSTAKA

Mesin pendingin adalah suatu alat yang digunakan untuk memindahkan panas

dari dalam ruangan ke luar ruangan. Adapun sistem mesin pendingin yang paling

banyak digunakan adalah sistem kompresi uap. Secara garis besar komponen sistem

pendingin siklus kompresi uap terdiri dari:

• Kompresor, berfungsi untuk mengkompresi refrijeran dari fasa uap tekanan

rendah evaporator hingga ke tekanan tinggi kondensor.

• Kondensor, berfungsi untuk mengkondensasi uap refrijeran panas lanjut yang

keluar dari kompresor.

• Katup ekspansi, berfungsi untuk mencekik (throttling) refrijeran bertekanan tinggi

yang keluar dari konsensor dimana setelah melewati katup ekspansi ini tekanan

refrijeran turun sehingga fasa refrijeran setelah keluar dari katup ekspansi ini

adalah berupa fasa cair + uap.

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

fasa uap


Secara garis besar, diagram alir dan diagram P-h untuk siklus kompresi uap

dapat dilihat pada gambar 2.1 di bawah.

(a)

(b)

Gambar 2.1. (a) Diagram alir siklus kompresi uap

(b) Diagram P-h

Proses-proses yang membentuk siklus kompresi uap antara lain :

1-2. Penambahan kalor reversibel pada tekanan tetap di evaporator, yang

menyebabkan penguapan menuju uap jenuh.

2-3. Kompressi adiabatik dan reversibel di kompresor, dari uap jenuh menuju

tekanan kondensor.


3-4. Pelepasan kalor reversibel pada tekanan konstan di kondensor, menyebabkan

penurunan panas-lanjut (desuperheating) dan pengembunan refrijeran.

4-1. Ekspansi tidak reversibel pada entalpi konstan di katup ekspansi, dari cairan

jenuh menuju tekanan evaporator.

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

lain:

- Kerja kompresi yaitu perubahan entalpi pada proses 2-3 yaitu dari h2 – h3

- Dampak Refrijerasi (Refrigerating Effect) atau RE yaitu kalor yang dipindahkan

pada proses 1-2 atau h2 – h1 yang dapat dirumuskan:

RE = h2 – h1......(2.1)

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

- Koefisien prestasi (COP) dari siklus kompressi uap ideal adalah dampak

refrijerasi dibagi dengan kerja kompressi :

23

12

hhhh

COP−−

= ......(2.2)


- Laju alir massa refrijeran ( rm•

) dapat dihitung dengan membagi kapasitas

refrijerasi dengan dampak refrijerasi :

12 hhQ

REQmr −

==•

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

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

- Daya Per Kilowatt Refrijerasi ( P ) yaitu daya untuk setiap kilowatt refrijerasi

merupakan kebalikan dari koefisien prestasi dan dapat dihitung sebagai berikut :

( )Q

hhmP 23 −×=

•

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

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

Sistem refrijerasi berdasarkan siklus kompresi uap kadang-kadang dilengkapi

dengan penukar kalor jalur cair-ke-hisap (liquid-to-suction), yang menurunkan suhu


(subcools) cairan dari kondensor dengan uap isap (suction vapor) yang datang dari

evaporator yang dapat dilihat pada gambar 2.2 di bawah.. Membawahdinginkan

(subcooling) cairan dari kondensor dilakukan untuk menjamin bahwa seluruh

refrijeran yang memasuki alat ekspansi dalam keadaan 100 persen cair. Pemanasan

lanjut uap dari evaporator disarankan sebagai pencegah cairan agar tidak memasuki

kompressor.

Gambar 2.2. Diagram alir siklus kompresi uap

yang dilengkapi penukar kalor.

Dalam aplikasinya, sistem pengkondisian udara (AC) yang pada prinsipnya

berdasarkan pada sistem kompresi uap, dilengkapi dengan berbagai peralatan

pendukung tambahan dan menggunakan fluida kerja tambahan selain refrijeran untuk

meningkatkan efisiensi dan performansinya. Berbagai sistem pengkondisian udara

beserta keuntungan dan kerugiannya akan dibahas lebih lanjut pada subbab berikut :

2.2 Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara

Secara umum, sistem pengkondisian udara dapat diklasifikasikan menjadi 3

bagian yaitu:

1. All Air Systems

2. All Water Systems


3. Air-Water Systems

2.2.1. All Air Systems

Sistem ini merupakan sistem pengkondisian udara yang paling banyak

dipergunakan. Di dalam sistem ini yang menjadi media pendingin adalah udara yang

bertukar panas langsung dengan coil yang didalamnya mengalir refrijeran. Campuran

udara luar dan udara ruangan difilter dengan saringan udara, lalu didinginkan dengan

koil pendingin dan dilembabkan (udara dapat juga dipanaskan dengan koil pemanas)

melalui mesin pendingin, kemudian dialirkan kembali ke dalam ruangan dengan kipas

atau blower melalui saluran udara (duct) menuju beberapa bagian ruangan.

All Air Systems dapat dilihat pada gambar 2.3.

Gambar 2.3. All Air Systems

Keuntungan dari sistem ini adalah:

a. Sederhana, mudah perancangan, pemasangan, pemakaian dan perawatannya.

b. Biaya awalnya relatif murah.


Sedangkan kerugian dari sistem ini adalah:

a. Kesulitan pengaturan temperatur dan kelembaban dari ruangan yang dikondisikan,

karena beban kalor dari setiap ruangan tersebut mungkin berbeda satu sama lain.

b. Saluran utama berukuran besar sehingga makan tempat.

Adapun jenis dari All Air Systems adalah:

(a) Window System

Pada window system kondensor, kompresor dan evaporator terletak pada satu

unit mesin. Dimana letak dari evaporator akan dihadapkan pada ruangan yang

dikondisikan, sedangkan letak kondensor dan kompresor akan dihadapkan

keluar ruangan yang tidak dikondisikan., seperti Gambar 2.4 berikut

Gambar 2.4. Window System

(b) Split System

Unit ini hampir sama seperti halnya window system, hanya saja pada split system

ini unit kondensor beserta kompresor dan unit evaporator dan katup ekspansi

diletakkan secara terpisah, dimana evaporator dan katup ekspansi diletakkan

dalam ruangan dan kondensor serta kompresor diletakkan di luar ruangan yang

dikondisika, seperti gambar 2.5. berikut


Gambar 2.5. Split System

(c) Package System

Pada package system unit kondensor, kompresor, evaporator, dan katup ekspansi

semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin pendingin. Kondensor dapat

diletakkan didalam ruangan beserta dengan evaporator. Siklus kerjanya sama

seperti tipe windo w system dan split system. Hanya saja kondensor yang dipakai

umumnya berupa water-cooled condensor (kondensor pendinginan air) dimana

panas dari refrijeran di dalam kondensor akan diserap oleh air pendingin. Air

pendingin ini yang telah mengalami kenaikan suhu akan didinginkan di dalam

cooling tower. Gambar Package unit dapat dilihat pada Gambar 2.6 berikut


Gambar 2.6. Package System

2.2.2. All Water Systems

Pada All Water Systems, udara dikondisikan oleh air dingin sebagai media

pendingin yang dialirkan melalui Fan Coil Unit. Mesin pendingin yang digunakan

sistem ini dikenal dengan water chiller. Air yang telah menjadi panas setelah

menyerap panas udara ruangan yang dikondisikan, dialirkan ke evaporator untuk

didinginkan oleh refrijeran menjadi air dingin yang untuk selanjutnya dialirkan

kembali ke Fan Coil Unit di tiap ruangan yang dikondisikan.

All Water Systems untuk penggunaan komersial dapat dipertimbangkan karena

lebih murah dan membutuhkan tempat yang lebih sedikit dibandingkan All Air

Systems, tapi tidak sama halnya bila untuk pengguna perumahan.

Air memiliki kalor jenis yang lebih tinggi dan massa jenis yang lebih besar

dibandingkan dengan udara. Yang berarti kebutuhan akan air lebih sedikit untuk

disirkulasikan untuk perpindahan panas yang sama besarnya. Hasil akhirnya adalah

luas daerah pengerjaan dibagian pemipaan akan lebih kecil jika dibandingkan dengan

pemasangan ducting.

All Water Systems sangat berguna sekali ketika tempat yang tersedia benar-

benar terbatas. Contoh yang terpenting adalah instalasi sistem pendingin udara di

gedung-gedung besar yang telah dibangun lama yang pada dasarnya tidak didesain

untuk dikondisikan.

Kejelekan dari pengerjaan ducting dan peralatan pengendali udara sentral, dan

dalam rangka menghemat tempat yang berharga pada bangunan, maka hasil akhir

menunjukkan bahwa All Water Systems pada dasarnya sering lebih murah

dibandingkan All Air Systems untuk pekerjaan skala besar, terutama di gedung-

gedung yang menjulang tinggi.

Disamping itu ada pula kerugian-kerugian dari All Water Systems adalah:


a. Banyaknya fan coil unit yang berarti membutuhkan banyak biaya perawatan dan

biaya-biaya lainnya.

b. Pengontrolan dari jumlah udara ventilasi tidak dapat diperhitungkan dengan tepat

apabila pada fan coil unit tersebut menggunakan kipas kecil.

c. Pengontrolan dari kelembaban sangat terbatas.

All Water Systems sangat populer dengan sistem sentral dengan biaya rendah

untuk multi ruangan terutama pada gedung-gedung yang menjulang tinggi.

All Water Systems dapat dilihat pada gambar 2.7.

Gambar 2.7. All Water Systems


2.2.3. Air-Water Systems

Sistem ini adalah kombinasi dari All Air System dan All Water System dimana

sistem ini menggunakan media udara primer yang didinginkan dan media air

pendingin yang didistribusikan dari sistem sentral ke unit terminal di tiap ruangan

individu.

Air-Water Systems menggunakan yang terbaik dari All Air Systems dan All

Water Systems. Kebanyakan energi diserap oleh air. Dan biasanya jumlah udara yang

terdistribusi hanya cukup untuk ventilasi. Oleh karena itu, besarnya ruangan ceiling

yang dibutuhkan juga kecil. Sebagai tambahan, udara biasanya dimasukkan dengan

kecepatan tinggi.

Fan coil unit dapat digunakan sebagai terminal unit dalam ruangan, diatur

untuk menerima distribusi udara dari sentral, atau udara dapat disuplai secara

langsung ke dalam ruangan. Biasanya terminal unit yang digunakan dalam All Water

Systems adalah Unit Induksi. Udara sentral yang sampai ke tiap unit disebut udara

primer. Udara dengan kecepatan tinggi melalui unit tersebut, maka menginduksi udara

di dalam ruangan (udara sekunder) melalui coil air. Oleh sebab itu tidak dibutuhkan

kipas atau fan atau motor untuk tipe unit seperti ini, yang tentunya mengurangi biaya

perawatan yang besar.

Unit induksi sistem Air-Water Systems sangat populer di gedung-gedung

bertingkat yang menjulang tinggi.Biaya awalnya juga relatif lebih tinggi.

Jumlah udara primer dalam sistem induksi mungkin sekitar 25 persen atau

kurang dari total penggunaan udara pada sistem All Air Systems yang konvensional.

Karena sebab itu sering tidak cukup udara luar mendinginkan, bahkan sekalipun pada

musim dingin. Maka pada saat demikian air dingin perlu dialirkan ke dalam unit coil

di dalam ruangan.

Air-Water Systems dapat dilihat pada gambar 2.8.


Gambar 2.8. Air-Water Systems

2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE

Tujuan sistem pengkondisian udara adalah menghasilkan lingkungan yang

nyaman dan sehat bagi manusia yang berada di dalamnya. Adapun faktor-faktor yang

mempengaruhi kenyamanan tersebut adalah:

a. Temperatur Udara

Temperatur udara yang terlalu tinggi akan mengurangi konveksi panas tubuh ke

udara sekitar, sehingga suhu tubuh tidak dapat terbuang ke udara dan tubuh akan

terasa tidak nyaman. Temperatur udara yang terlalu rendah juga akan

mengakibatkan kehilangan panas tubuh yang sangat besar, yang juga

menyebabkan tidak nyaman.

b. Kelembaban Udara

Kelembaban yang tinggi akan menyebabkan evaporasi pendingin menjadi

terhalang dari perspirasi.

c. Kecepatan Udara

Kecepatan udara yang terlalu tinggi juga akan menyebabkan konveksi yang

bertambah dan evaporasi, dimana udara ruangan akan memperbesar kehilangan

panas yang terjadi. Sehingga pada akhirnya akan menyebabkan tubuh kehilangan

panas tubuh yang berlebihan.

ASHRAE (American Society of Heating and Air-Conditioning Engineers)


melakukan beberapa tes terhadap manusia untuk menentukan kondisi udara yang

nyaman berdasarkan kombinasi dari ketiga kondisi diatas, dan hasilnya digambarkan

dalam bentuk ASHRAE Comfort Chart. Kondisi suhu dan kelembaban relatif dalam

suatu perencanaan harus berdasarkan ASHRAE Comfort Chart seperti gambar 2.9 di

bawah.

Gambar 2.9. ASHRAE Comfort Chart

2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Awal

Dalam merencanakan sistem pendingin, hendaknya juga harus memperhatikan

banyak aspek antara lain masalah biaya dan dari segi arsitektur bangunan, agar seni

bangunan tidak menjadi rusak. Oleh karena itu, perencanaan sistem refrijerasi dan

pengkondisian udara pada bangunan kantor ini didasarkan pada gambar denah

bangunan kantor yang diberikan yaitu gambar 2.10, 2.11, dan 2.12 berikut, dan

disertakan pada Lampiran secara lengkap.


Gambar 2.10. Denah Lantai 1

Bid

. K

PLP

Toile

t K

abid

BA

K T

AN

AM

AN

BA

K T

AN

AM

AN

R.

Ars

ip

Ka

bid

. K

PLP

Kasi

K

ea

manan

R.S

en

jata

Kasi

P

en

yela

mata

nK

asi

K

esy

ahb

an

da

raan

Toile

t P

ria

Toile

t W

an

ita

Janito

r

LO

BB

Y

ME

E

Pan

try

Um

um

R.I

stirahat

Ka

.Adpel

RS

GR

.Pers

iap

an

Pantr

y

Rua

ng

Tid

ur

Penja

ga

Keam

ana

n/Info

rmasi

Sm

oki

ng

Are

a

Rua

ng

Serb

agu

na

/AU

LA

DEN

AH

LA

NTA

I 1


Gambar 2.11. Denah Lantai 2

Bag

. P

embu

kuan

Bag

. K

euan

gan

Rua

ng

Kon

trol

R. F

otoc

opy

KO

RID

OR

Kan

tin

Rua

ng

Per

awat

an

dan

Oba

t-Oba

tan

Toile

t K

abid

Rua

ng

Istir

ahat

Sm

okin

g A

rea

Kab

id.

Adm

initr

asi

Bid

. Adm

inis

trasi

Rua

ng A

rsip

R. P

eral

atan

Toile

t Um

um

Toile

t P

ria

Toile

t W

anita

Jani

tor

VO

ID

VO

ID

DEN

AH

LA

NTA

I 2

VO

ID


Gambar 2.12.

Denah Lantai 3

2.4.1. Perencanaan Sistem

Sistem refrijerasi yang

akan dipilih adalah

sistem kompresi uap dengan kompresor

bolak-balik (reciprocating

compressor) dan kondensor tipe shell

and tube. Adapun jenis

evaporator yang

direncanakan tergantung

pada sistem

pengkondisian udara

yang dipilih apakah akan menggunakan sistem AC sentral atau terpisah.

Dalam perencanaan sistem pengkondisian udara, ada 2 alternatif yang dapat

dipertimbangkan yaitu All-Water Systems atau All-Air Systems. Adapun Air-Water

Toi

let

Kab

id

Kas

i P

engu

kura

nK

asi

Kep

elau

tan

Kas

i K

esel

amat

an

Kap

al

Bid

. K

elai

klau

tan

Kap

al

Rua

ng

Ars

ip II

Kab

id.

Kel

aikl

auta

n K

apal T

oile

t K

abid

.

VO

IDS

mok

ing

Are

aR

. AIS

Rua

ng A

rsip

Kas

i Was

. F

asili

tas

Kas

i Pe

num

pang

A

ngla

& T

KB

M

Kas

i Lal

in &

Ang

la

R.Wudhu

R.S

hola

t

Jan

itor Toi

let W

ani

ta

Toi

let

Pria

Kab

.Lal

a &

K

epel

abuh

an

Bid

.La

la &

K

epel

abuh

an

DEN

AH

LA

NTA

I 3


System tidak menjadi pertimbangan karena terdapat kesulitan dalam pemasangan dan

pengontrolan sistem tersebut.

Pada All-Water Systems terdapat dua metode dalam pengkondisian udara

dengan yaitu dengan menggunakan AHU atau Fan Coil Unit. Bila menggunakan

AHU, maka air dingin hanya dialirkan ke ruangan AHU untuk mengkondisikan udara

ruangan yang dialirkan ke AHU melalui ducting (saluran udara). Sedangkan bila

menggunakan Fan Coil Unit, air dingin dialirkan ke setiap Fan Coil Unit yang

ditempatkan di setiap kamar yang dikondisikan dan langsung digunakan untuk

mengkondisikan udara di setiap kamar tersebut. Sehingga dalam hal ini, tidak

diperlukan ducting. Dalam perencanaan unit pendingin untuk gedung perkantoran,

pemasangan fan coil unit akan membutuhkan biaya dan waktu perawatan sedangkan

gedung perkantoran digunakan setiap jam kerja sehingga akan mengganggu aktivitas

kerja yang menyebabkan keefektifan dan produktivitas kerja menurun. Selain fan coil

unit, berdasarkan gambar denah bangunan kantor ini, tidak disediakan ruangan khusus

untuk AHU.

Jadi, menggunakan All-Water System tidak menjadi pertimbangan yang bagus

dalam perencanaan ini. Sistem ini dinilai tidak cocok dari segi biaya, pemasangan,

performansi, maupun pengontrolan dan pengawasannya. Pada sistem ini, mesin

pendingin tidak dapat diletakkan terpisah dari ruangan yang dikondisikan dimana air

dingin sebagai media pendingin dalam sistem ini dihasilkan dari evaporator dan

dialirkan melalui jalur perpipaan untuk mengkondisikan udara di setiap ruangan

kantor. Di samping itu, tidak terhitung berapa biaya listrik yang dihabiskan dalam

mengkondisikan ruangan-ruangan yang relatif besar dalam gedung ADPEL ini tetapi

pemakaiannya relatif tidak sering dan ruang pemasangan yang relatif lebih besar jika

dibandingkan dengan All-Air System. Karena kesulitan-kesulitan itu, sistem pendingin

All-Water System tidak cocok digunakan dalam perencanaan ini.

Pada All-Air System, terdapat dua pilihan yang dapat menjadi pertimbangan

yaitu apakah akan menggunakan split system atau package unit. Split system tidak

cocok untuk bangunan kantor yang terdiri dari banyak tingkat dan ruangan. Hal ini

disebabkan akan terdapat bagian dari split system yaitu condensing unit (kompresor

dan kondensor) yang dipasang pada sisi bangunan sebelah luar. Hal ini tentu saja akan

merusak seni arsitektur dari bangunan.

Dengan demikian package unit adalah pemiilihan yang tepat dalam bangunan


kantor ADPEL ini. Package unit untuk aplikasi kantor ditempatkan pada setiap lantai

untuk memenuhi kebutuhan udara dingin pada tiap lantai. Hal yang menjadi

pertimbangan dalam pemilihan package unit karena adanya ruangan tertentu yang

digunakan jika terdapat acara (event) tertentu saja seperti yang telah disinggung.

Adapun evaporator yang akan digunakan adalah jenis fin-coil air cool evaporator.

2.4.2. Modifikasi Bangunan

Sebelum merencanakan dan menempatkan mesin pendingin di bangunan

kantor ini, ada beberapa bagian dari bangunan yang perlu dimodifikasi. Adapun

modifikasi yang perlu dilakukan adalah:

Pada gedung ADPEL, direncanakan suatu shaft yang melalui tiap-tiap lantai

sehingga membentuk satu garis dari lantai 1 hingga ke lantai 3. Shaft tersebut

direncanakan akan diletakkan di depan tangga utama Lobby Lantai 1. Demikian

juga dengan Lantai 2 dan 3 gedung perkantoran ini.

2.5. Penempatan Mesin Pendingin

Penempatan perlengkapan mesin pendingin berdasarkan gambar denah

bangunan adalah sebagai berikut:

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

sedangkan mesin pendingin untuk lantai 3 diletakkan pada Lantai 3, di samping

ruang arsip.

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

Pompa ini diletakkan bersama-sama dengan mesin pendingin pada masing-

masing lantai.

Pipa air dari kondensor dilewatkan dari shaft menuju ke cooling tower melewati

bagian atas langit-langit.

Menara pendingin diletakkan di atap lantai 3.

BAB 3

ESTIMASI BEBAN PENDINGIN DAN

SIKLUS PENGKONDISIAN UDARA


3.1. Definisi Beban Pendingin dan Kondisi Perencanaan

Beban pendingin adalah total seluruh kalor yang harus dikeluarkan dari sebuah

ruangan agar temperatur dan kelembaban udara dalam ruangan dapat dipertahankan

pada tingkat kenyamanan tertentu.

Komponen-komponen yang mengkonstribusikan kalor yang diserap oleh

ruangan dapat dituliskan sebagai berikut:

a. Transmisi kalor melalui struktur bangunan

b. Radiasi panas matahari

c. Infiltrasi atau kebocoran udara yang masuk ke dalam ruangan

d. Kalor yang masuk dikarenakan oleh kebutuhan ventilasi

e. Emisi kalor dari manusia yang berada didalam ruangan

f. Kalor dari lampu dan barang elektronik

g. Kalor yang bersumber dari dalam ruangan, seperti halnya komputer, pemanas

air dan sebagainya.

h. Kalor yang berasal dari material atau barang yang dibawa masuk ke dalam

ruangan yang dikondisikan, yang berasal dari temperatur yang lebih tinggi.

Kondisi perencanaan meliputi:

• Kondisi suhu dalam ruang direncanakan (T,r) adalah 75,2oF (24oC) dengan

kelembaban relatif (RH) berdasarkan perhitungan grafik Psychometric Chart.

• Suhu udara luar direncanakan dari suhu udara maksimum berdasarkan tabel data

statistik suhu dan kelembaban udara kota Medan pada Lampiran [L.1] yaitu T,o =

35,6 º C DB dengan RH = 77%. Hal ini didasarkan atas Data Badan Meteorologi

dan Geofisika (BMG)

3.2. Perhitungan Cooling Load

3.2.1. Perhitungan Cooling Load dari dinding

Besarnya panas yang diserap oleh dinding bangunan karena radiasi matahari

dihitung dengan:

Qdinding = U × A × TETD…………(3.1) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 225)

Dimana: U = koefisien perpindahan panas menyeluruh dari dinding


A = luas permukaan dinding luar yaitu dinding yang menerima sinar

matahari secara langsung.

TETD = Total equivalent temperature diference adalah total perbedaan

temperatur ekivalen yang ditampilkan pada tabel 3.1 berikut

yang terdapat pada Lampiran [L.4]

Tabel 3.1 TETD untuk dinding 4 in Brick, warna terang ARAH Waktu

8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00

N -4 -3 -2 1 4 5 6 8 10 11 12 E 0 7 14 15 16 15 14 13 12 13 14 S -4 -3 -2 5 12 14 16 17 18 17 16 W -2 -1 0 3 6 7 8 13 18 23 28 SE -2 4 10 14 18 17 16 15 14 14 14 SW -2 -2 -2 1 4 3 2 15 22 24 26 NE -4 4 12 11 10 8 6 8 10 12 14

NW -4 -3 -2 1 4 5 6 9 12 17 22 Sumber : Jordan, Richard C.,Refrigeration and Air Conditioning ,hal 224

Adapun material dinding pada bangunan kantor ini dengan tahanan panasnya masing-

masing berdasarkan Tabel 3.1.1 adalah sbb :

- 4 in common brick dengan tahanan termal (R1) adalah 0,8 oF hr ft2 / Btu.

- 1 in cement plaster dengan tahanan termal (R2 =R3) adalah 0,2oF hr ft2 / Btu.

- Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak dengan kecepatan

7,5mph (Ro) adalah 0,25 oF hr ft2 / Btu.

- Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak menurut Jordan [L. 4]

dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari hasil

pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12

km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5

mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

- Maka U = io RRRRR ++++ 321

1 =68,025,02,02,08,0

1++++

=0,47

Btu/ft2hroF

Tabel 3.2. Nilai tahanan panas untuk berbagai material



Gambar (3.1). Konstruksi dinding

Menurut Jordan , nilai TETD pada tabel 3.1 harus dikoreksi terlebih dahulu

dengan faktor pertimbangan koreksi sebagai berikut:

• Berdasarkan perbedaan temperatur udara luar dengan temperatur udara ruangan

yang dikondisikan.

a. Jika perbedaan temperatur lebih besar dari 15 derajat, tambahkan

kelebihannya ke nilai TETD pada tabel 3.1.

b. Jika perbedaan temperatur lebih kecil dari 15 derajat, kurangkan

kekurangannya ke nilai TETD pada tabel 3.1.

• Berdasarkan daily range temperatur udara luar.

a. Jika daily range lebih kecil dari 20 derajat, tambahkan 1 derajat setiap

penurunan 2 derajat daily range ke nilai TETD pada tabel 3.1.

b. Jika daily range lebih besar dari 20 derajat, kurangkan 1 derajat setiap naiknya

2 derajat daily range ke nilai TETD pada tabel 3.1.

Sehingga faktor koreksi dapat dihitung sbb:

- Daily range yang diperoleh dari hasil pengolahan data temperatur dan kelembaban

kota Medan secara statistik pada Lampiran [L.2] yaitu 8,12oF < 20oF, maka

koreksi yang perlu ditambahkan adalah :

= (20oF – 8,12oF) / 2 = 5,94oF ≈ 6 oF

- Perbedaan temperatur udara luar maksimum dengan temperatur udara ruangan

yang dikondisikan adalah:

To - Tr = 96,08oF – 76oF = 20,08oF > 15oF

maka koreksi yang perlu ditambahkan adalah :

= 20,08oF – 15oF = 5,08oF

Maka total koreksi yang perlu ditambahkan adalah = 5,94 + 5,08 = 11,02oF

Adapun nilai TETD yang telah dikoreksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut

ini.


Tabel 3.3 Nilai TETD setelah dikoreksi ARAH Waktu

8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00 N 8.04 9.04 9.02 12.02 15.02 16.02 17.02 19.02 21.02 22.02 23.02 E 12.04 19.04 25.02 26.02 27.02 26.02 25.02 24.02 23.02 24.02 25.02 S 8.04 9.04 9.02 16.02 23.02 25.02 27.02 28.02 29.02 28.02 27.02

W 10.04 11.04 11.02 14.02 17.02 18.02 19.02 24.02 29.02 34.02 39.02 SE 10.04 16.04 21.02 25.02 29.02 28.02 27.02 26.02 25.02 25.02 25.02 SW 10.04 10.04 9.02 12.02 15.02 14.02 13.02 26.02 33.02 35.02 37.02 NE 8.04 16.04 23.02 22.02 21.02 19.02 17.02 19.02 21.02 23.02 25.02

NW 8.04 9.04 9.02 12.02 15.02 16.02 17.02 20.02 23.02 28.02 33.02

Berdasarkan gambar 3.3, luas dinding arah utara lantai 1 dapat dihitung sbb:

Qdinding = U × A × TETD

= 0,47 x 2619,4194 x (8,04)

=9898,262

Dengan cara yang sama, arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3

dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel 3.4 berikut.

Tabel 3.4 Arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3 Arah dan luas dinding

Dinding M2 ft2 Lantai 1

Luas sebelah TIMUR = 165.85 1785.2094 Luas sebelah BARAT = 159 1711.476 Luas sebelah UTARA = 243.35 2619.4194 Luas sebelah SELATAN = 283.2 3048.3648

TOTAL Adinding Lt.1 851.4 9164.4696

Lantai 2 Luas sebelah TIMUR = 0 0 Luas sebelah BARAT = 36 387.504 Luas sebelah UTARA = 93.6 1007.5104 Luas sebelah SELATAN = 58.55 630.2322


Lantai 3 Luas sebelah TIMUR = 0 0 Luas sebelah BARAT = 36 387.504 Luas sebelah UTARA = 57.6 620.0064 Luas sebelah SELATAN = 60.75 653.913



Dengan cara yang sama, cooling load dari dinding untuk tiap arah di lantai 1

sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan ditampilkan pada

tabel 3.5 berikut. Adapun besar cooling load dari dinding untuk tiap lantai yang

diperhitungkan adalah cooling load maksimum yaitu yang ditandai dengan tulisan

cetak tebal.

Tabel 3.5 Cooling load dari dinding untuk semua lantai mulai pukul 08.00-18.00 Lantai Arah Waktu

dinding 8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00

1 N 9898 11129 11104 14798 18491 19722 20953 23416 25878 27109 28340

S 11519 12951 12923 22952 32981 35846 38712 40145 41577 40145 38712

E 10102 15975 20992 21832 22671 21832 20992 20153 19314 20153 20992

W 8076 8880 8864 11277 13690 14495 15299 19321 23343 27365 31387

Total Lt.1 39595 48937 53885 70860 87834 91896 95958 103036 110114 114773 119433

2 N 3807 4280 4271 5691 7112 7585 8059 9006 9953 10427 10900

S 2381 2677 2671 4745 6818 7411 8003 8299 8595 8299 8003

E 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

W 1828 2010 2007 2553 3099 3281 3464 4374 5285 6195 7106

Total Lt.2 8017 8969 8950 12990 17030 18279 19527 21681 23834 24922 26010

3 N 2342 2634 2628 3502 4376 4668 4959 5542 6125 6416 6708

S 2471 2778 2772 4923 7074 7689 8304 8611 8918 8611 8304

E 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

W 1828 2010 2007 2553 3099 3281 3464 4374 5285 6195 7106

Total Lt.3 6642 7423 7407 10979 14551 15639 16728 18528 20329 21224 22118

TOTAL 54255 65329 70243 94830 119417 125815 132213 143246 154279 160921 167563 Sehingga dapat disimpulkan bahwa untuk Cooling Load Dinding yang terbesar

(Maksimum) adalah pada waktu Pukul 18:00 dengan Total Cooling Load Dinding

sebesar 167563 Btu/Hour.

3.2.2. Perhitungan Cooling Load dari Atap

Besarnya panas yang diserap oleh atap bangunan karena radiasi matahari

dihitung dengan:

Qatap = U × A × TETD……. (3.2) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 222)

Dimana: U = koefisien perpindahan panas menyeluruh dari atap

A = luas proyeksi horizontal dari atap

TETD = Total equivalent temperature difference adalah total

perbedaan temperatur ekivalen atap.

3/8


Gambar (3.2). Konstruksi Atap

Adapun jenis material atap untuk bangunan kantor ini berdasarkan gambar 3.2

yaitu untuk ruangan yang dikondisikan beserta tahanan panasnya masing-masing

berdasarkan Lampiran [L.4] adalah sbb:

- Concrete 6 inci dengan R1 = 0,91oF.hr.ft2/Btu

- Air space 40 inci dengan C = 1,1oF.hr.ft2/Btu

- Gypsum ⅜ inci dengan R2 = 0,32oF.hr.ft2/Btu

- Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak berdasarkan Lampiran

[L.4] dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari

hasil pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12

km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5

mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

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

oF.hr.ft2/Btu

Maka U = io RRRCR ++++ 21

1 =92,032,091,01,125,0

1++++

= 0,285

Btu/ft2hroF

Perbedaan temperatur ekivalen total untuk atap dapat dilihat pada tabel 3.5

berikut berdasarkan tabel 10.6 Jordan pada Lampiran [L.5]

Tabel 3.6. Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci ,terbuka ke matahari

Deskripsi Konstruksi

atap

Waktu

8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 6”

concrete 6 6 6 13 20 27 34 38 42 43 44 Sumber : Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning ,hal 222

Adapun faktor koreksinya adalah sama dengan faktor koreksi seperti pada

tabel 3.7 sehingga memberikan hasil yang sama yaitu 11,02oF. Dengan penambahan


faktor koreksi tersebut, perbedaan temperatur ekivalen totalnya dapat ditampilkan

sbb:

Tabel 3.7 Total Equivalent Temperature Differentials setelah dikoreksi

Deskripsi Konstruksi atap

Waktu

8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

6” concrete 17.02 17.02 17.02 24.02 31.02 38.02 45.02 49.02 53.02 54.02 55.02

Berdasarkan gambar 2.12, luas proyeksi horizontal atap dapat dihitung dan

diperoleh sbb:

Aatap = 1221,42 m2= 13147,36488 ft2

Maka Cooling Load Atap pada pukul 08:00 dapat dihitung dengan cara sbb:

Qatap = U × A × TETD

= 0,285 x 13147,36488 x (17,02)

= 63773 Btu/Hour

Dengan cara yang sama, Cooling Load untuk atap dari Pukul 08:00 sampai Pukul

18:00 dapat ditabelkan pada Tabel 3.8 berikut :

Tabel 3.8. Perhitungan Cooling Load Atap

Lantai 8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00

3 63773 63773 63773 90002 116231 142460 168689 183677 198665 202412 206159

TOTAL Aatap 63773 63773 63773 90002 116231 142460 168689 183677 198665 202412 206159

Dengan demikian, dapat disimpulkan bahwa cooling load Atap paling besar

(Maksimum) adalah pada pukul 18:00 sebesar 206159 Btu/Hour

2.4.2. Perhitungan Cooling Load dari Kaca

Energi radiasi matahari yang dipantulkan dan juga yang diserap oleh kaca

jendela ataupun kaca pintu akan masuk ke dalam ruangan dan menjadi beban mesin

pendingin. Besarnya panas yang diserap oleh kaca dapat dihitung dengan rumus :

Qkaca = SHGF × A × SC × CLF…..(3.3)

(literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 102)


Dimana: SHGF = Solar Heat Gain Factor yaitu panas matahari maksimum

yang diserap pada waktu , orientasi , dan garis lintang

tertentu dalam satuan Btu/hr-ft2

A = luas permukaan kaca, ft2

SC = shade coefficient yaitu suatu koefisien untuk faktor koreksi

yang bergantung pada jenis kaca

CLF = cooling load factor yaitu faktor koreksi beban pendingin

dari kaca yang bergantung pada waktu.

SHGF untuk daerah Medan pada posisi 4oLU.. Dari Interpolasi nilai SHGF

untuk 0oLU dan 8oLU, diperoleh nilai SHGF untuk berbagai arah yang ditampilkan

pada tabel 3.9 berikut

Tabel 3.9. SHGF maksimum untuk kaca pada garis lintang 4o LU Arah 0o LU 8o LU 4ºLU

N 75 47 61 E 212 216 214 S 38 41 39.5 W 212 216 214 SE 112 128 120 SW 112 128 120 NE 187 179 183

Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 102 Adapun shading coefficient (SC) untuk kaca jenis reflective glass, no interior

shading dari tabel 3.10 berikut bernilai 0,4.

Tabel

3.10. SC untuk

kaca


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

Untuk harga cooling load factor (CLF), dapat diambil dari tabel 3.11 untuk

tipe konstruksi kaca medium berdasarkan Lampiran [L.7]

Tabel 3.11. CLF untuk kaca tanpa Interior Shade (termasuk Reflective Glass) untuk

tipe konstruksi kaca medium Arah 8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00

N 0.46 0.52 0.59 0.65 0.7 0.73 0.75 0.76 0.74 0.75 0.79 E 0.44 0.5 0.51 0.45 0.39 0.35 0.32 0.29 0.26 0.23 0.21 S 0.14 0.21 0.31 0.42 0.52 0.57 0.58 0.53 0.47 0.41 0.36 W 0.1 0.11 0.12 0.13 0.14 0.19 0.29 0.4 0.5 0.56 0.55 SE 0.38 0.48 0.54 0.55 0.51 0.45 0.4 0.36 0.33 0.29 0.25 SW 0.12 0.13 0.15 0.17 0.23 0.33 0.44 0.53 0.58 0.59 0.53 NE 0.44 0.45 0.4 0.36 0.33 0.31 0.3 0.28 0.26 0.23 0.21

(Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 105) Luas dan Arah Bangunan Kantor ini dapat dihitung dan ditabelkan pada Tabel

3.12 sbb:

Tabel 3.12. Perhitungan Luas Kaca pada berbagai arah

Kaca m2 ft2 Lantai 1

Luas Sebelah TIMUR = 36.15 389.1186 Luas Sebelah BARAT = 43 462.852 Luas Sebelah UTARA = 47.65 512.9046 Luas Sebelah SELATAN = 43.8 471.4632

TOTAL Akaca Lt.1 170.6 1836.3384

Lantai 2 Luas Sebelah TIMUR = 117.6 1265.8464


Luas Sebelah BARAT = 105.6 1136.6784 Luas Sebelah UTARA = 168 1808.352 Luas Sebelah SELATAN = 203.05 2185.6302

TOTAL Akaca Lt.2 594.25 6396.507

Lantai 3 Luas Sebelah TIMUR = 141.6 1524.1824 Luas Sebelah BARAT = 129.6 1395.0144 Luas Sebelah UTARA = 204 2195.856 Luas Sebelah SELATAN = 201.65 2170.5606

TOTAL Akaca Lt.3 676.85 7285.6134

Dengan menggunakan rumus (3.3), cooling load dari kaca untuk tiap lantai

dari lantai 1 sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan

ditampilkan pada tabel berikut. Sama halnya seperti cooling load dari dinding dan

atap, besar cooling load dari kaca untuk tiap kamar yang diperhitungkan adalah

cooling load maksimum yang ditandai dengan tulisan cetak tebal

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

Lantai Arah Waktu

Kaca 8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00

1 N 5756 6507 7383 8134 8760 9135 9386 9511 9261 9386 9886

S 1042 1564 2309 3128 3873 4245 4320 3948 3501 3054 2681

E 14655 16654 16987 14988 12990 11657 10658 9659 8660 7660 6994

W 3962 4358 4754 5150 5546 7527 11489 15848 19810 22187 21791

Total Lt.1 25417 29084 31434 31402 31171 32567 35855 38966 41232 42288 41354

2 N 20296 22944 26033 28680 30886 32210 33092 33534 32651 33092 34857

S 4834 7251 10705 14503 17957 19683 20029 18302 16230 14158 12431

E 47676 54178 55261 48760 42259 37924 34674 31423 28172 24921 22754

W 9729 10702 11675 12648 13621 18486 28216 38919 48649 54487 53514

Total Lt.2 82538 95077 103676 104593 104724 108305 116012 122179 125704 126661 123559

3 N 24646 27861 31611 34826 37505 39112 40184 40719 39648 40184 42327

S 4801 7201 10631 14403 17833 19548 19891 18176 16118 14060 12346

E 57406 65235 66539 58711 50883 45664 41750 37836 33922 30008 27398

W 11941 13135 14329 15523 16717 22688 34629 47765 59706 66871 65677

Total Lt.3 98795 113433 123112 123465 122939 127013 136455 144497 149395 151124 147749

TOTAL 206751 237595 258223 259461 258835 267887 288323 305644 316332 320074 312663

Dengan demikian,dapat disimpulkan bahwa Cooling Load kaca terbesar

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

3.2.4. Perhitungan Cooling Load dari Lantai

Besarnya panas yang diserap oleh lantai bangunan dari tanah dapat dihitung


dengan rumus:

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

Dimana: U = koefisien perpindahan panas menyeluruh dari lantai

A = luas lantai, ft2

TD = Temperature difference: Ttanah – Tdesain ruangan

Ttanah = 28oC = 82,4oF

TD = (82,4 – 75)oF

TD = 7,4 oF

Adapun material lantai bangunan kantor beserta tahanan panasnya masing-masing

berdasarkan Tabel 3.2. adalah sbb:

- Ceramic Tile 1 inci memiliki R1 = 0,08 hr.ft2.oF/Btu

- Concrete 5 inci memiliki R2 = 0,81 hr.ft2.oF/Btu

- Cement Plaster 2 inci memiliki R3 = 0,4 hr.ft2.oF/Btu

Gambar 3.3. Konstruksi lantai

Maka U = 321

1RRR ++

=4,081,008,0

1++

= 0,77


Berdasarkan gambar 2.10, luas lantai 1 dapat dihitung dengan hasil sebagai

berikut:

Alantai = 1540 m2 = 16576.56 ft2

Adapun cooling load dari lantai lantai 1 dapat dihitung sebagai berikut:

Qlantai = U × Alantai × TD

= 0,77 × 16576,56 × 7,4

= 94453,23 Btu/hr

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

Besarnya beban pendingin yang dihasilkan oleh penerangan / lampu dapat

dihitung dengan rumus :

Qpenerangan = 3,4 × W × BF…..(3.5) (literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 108)

Dimana : W = total daya lampu keseluruhan

BF = Balast Factor

Untuk lampu fluorescent BF = 1,25

Untuk lampu incandescent BF = 1,0

Adapun daya lampu yang dibutuhkan untuk penerangan pada bangunan

Kantor dipilih sebesar 30 Watt/m2 untuk daya lampu daerah komputer berdasarkan

Tabel 3.14, dengan jenis

lampu incandescent

dengan BF = 1,0.

Sedangkan alat elektronik

yang diperkirakan

ada sesuai standar hotel

hanyalah TV dengan

200Watt dan computer

dengan 125 Watt.

Tabel 3.14. Estimasi Beban

listrik suatu Bangunan


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

Dengan cara tabulasi sebagai berikut, cooling load dari lampu dan alat

elektronik untuk tiap ruangan mulai dari lantai 1 sampai lantai 3 dapat dilihat pada

tabel 3.15.

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

Lantai Ruang Daya/Luas Alat Elektronik Luas Q lampu Q elektronik Q lampu &

(Watt/m2) TV Komputer Ruang(m2) (Btu/h) (Btu/h) Elektronik (Btu/h)

1 Lobby 30 1 2 595.6 75939 2231.25 78170.25

Ruang Serbaguna/Aula 30 1 2 331.8 42304.5 2231.25 44535.75

Ruang Istirahat Ka.Adpel 30 1 1 50.4 6426 1381.25 7807.25

Kabid.KPLP 30 1 2 36 4590 2231.25 6821.25

Kasi Kesyahbandaraan 30 - 1 13 1657.5 850 2507.5

Kasi Penyelamatan 30 - 1 13 1657.5 850 2507.5

Kasi Keamanan 30 0 1 11.4 1453.5 127.5 1581

Ruang Senjata 30 - - 11.4 1453.5 - 1453.5

Ruang KPLP 30 1 5 330.4 42126 4781.25 46907.25

TOTAL LANTAI 1 1393 177607.5 14683.75 192291.25

2 Bid.Lala & Kepelabuhan 30 1 5 311.8 39754.5 4781.25 44535.75

Ruang Kab.Lala & Kepelabuhan 30 1 1 36 4590 1381.25 5971.25


Ruang Kontrol 30 - 3 11.4 1453.5 2550 4003.5

Ruang Peralatan 30 - - 11.4 1453.5 - 1453.5

Bag. Pembukuan 30 - 2 13 1657.5 1700 3357.5

Bag. Keuangan 30 - 2 13 1657.5 1700 3357.5

Ruang Istirahat 30 2 1 64.8 8262 1912.5 10174.5

Ruang Obat-obatan 30 - - 21.6 2754 - 2754

Kantin 30 2 - 9 1147.5 1062.5 2210

Koridor 30 - - 118.08 15055.2 - 15055.2

TOTAL LANTAI 2 610.08 77785.2 15087.5 92872.7

3 Bid.Lala & Kepelabuhan 30 1 5 337.86 43077.15 4781.25 47858.4

Kabid.Lala & Kepelabuhan 30 1 1 36 4590 1381.25 5971.25

Kasi Was.Fasilitas 30 - 2 25.2 3213 1700 4913

Kasi Lalin dan Angla 30 - 2 10.08 1285.2 1700 2985.2

Kasi penumpang Angla & TKBM 30 - 2 35.28 4498.2 1700 6198.2

Ruang Wudhu 30 - - 19.8 2524.5 - 2524.5

Koridor 30 - - 75.6 9639 - 9639

Kabid.Kelaiklautan Kapal 30 1 2 46.8 5967 2231.25 5967

Ruang AIS 30 - - 15.12 1927.8 - 1927.8

Bid.Kelaiklautan Kapal 30 1 5 321.9 41042.25 4781.25 45823.5

Kasi Keselamatan Kapal 30 - 2 15.3 1950.75 1700 3650.75

Kasi Kepelautan 30 - 2 15 1912.5 1700 3612.5

Kasi Pengukuran 30 - 2 15 1912.5 1700 3612.5

TOTAL LANTAI 3 968.94 123539.85 23375 144683.6

TOTAL COOLING LOAD PENERANGAN & ALAT ELEKTRONIK 378932.55 53146.25 429847.55

Dengan demikian, Beban Pendingin dari Penerangan dan Alat Elektronik adalah

sebesar 429847 Btu/Hour.

3.2.6. Perhitungan Cooling Load dari Manusia

Total kalor yang dilepas oleh tubuh manusia sangat tergantung kepada

kegiatan yang dilakukan oleh manusia tersebut. Untuk menghitung besarnya kalor

yang dilepas oleh tubuh manusia dapat digunakan rumus sebagai berikut:

Qsensibel = qsensibel × n…...(3.6)

Qlaten = qlaten × n………..(3.7) (literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 111)

Dimana: Qsensibel dan Qlaten = total panas sensibel dan laten dari tubuh manusia

qsensibel dan qlaten = panas sensibel dan laten untuk tiap orang

n = banyaknya jumlah orang didalam ruang

Tabel 3.16. Panas yang dihasilkan dari manusia


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

- Dari tabel 3.16, untuk aktivitas pekerja kantor dan aktivitas berdiri, berjalan

lambat pada aplikasi hotel, besarnya panas sensibel dan panas laten untuk

temperatur ruangan 76oF masing-masing didapat 235 Btu/hr dan 215 Btu/hr

per orang.

Selanjutnya cooling load dari manusia untuk tiap ruangan mulai dari lantai 1

sampai lantai 3 berdasarkan denah bangunan dapat dilihat pada tabel 3.17.

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

Lantai Ruang n Qs (Btu/h) Ql (Btu/h) Q manusia (Btu/h) 1 Lobby 13 2450 2050 5000

Ruang Serbaguna/Aula 0 0 0 0 Ruang Istirahat Ka.Adpel 0 0 0 0 Kabid.KPLP 2 490 410 900 Kasi Kesyahbandaraan 2 490 410 900 Kasi Penyelamatan 2 490 410 900 Kasi Keamanan 2 490 410 900 Ruang Senjata 2 490 410 900 Bid. KPLP 11 2450 2050 4950


TOTAL Qmanusia Lantai 1 7350 6150 14450 2 Bid.Administrasi 50 12250 10250 22500

Ruang Kab.Administrasi 7 1715 1435 3150 Ruang Kontrol 2 490 410 900 Ruang Peralatan 2 490 410 900 Bag. Pembukuan 2 490 410 900 Bag. Keuangan 2 490 410 900 Ruang Istirahat 2 490 410 900 Ruang Perpustakaan Mini 2 490 410 900 Kantin 4 980 820 1800 Koridor 2 490 410 900

TOTAL Qmanusia Lantai 2 18375 15375 33750 3 Bid.Lala & Kepelabuhan 50 12250 10250 22500

Kabid.Lala & Kepelabuhan 7 1715 1435 3150 Kasi Was.Fasilitas 5 1225 1025 2250 Kasi Lalin dan Angla 2 490 410 900 Kasi penumpang Angla & TKBM 7 1715 1435 3150 Ruang Wudhu 0 0 0 0 Koridor 2 490 410 900 Kabid.Kelaiklautan Kapal 2 490 410 900 Ruang AIS 3 735 615 1350 Bid.Kelaiklautan Kapal 48 11760 9840 21600 Kasi Keselamatan Kapal 2 490 410 900 Kasi Kepelautan 2 490 410 900 Kasi Pengukuran 2 490 410 900

TOTAL Qmanusia Lantai 3 32340 27060 59400 TOTAL COOLING LOAD MANUSIA 58065 48585 107600

3.2.7. Perhitungan Cooling Load dari Infiltrasi

Biasanya kebutuhan udara luar sangat cukup untuk menghasilkan tekanan

yang sedikit berbeda dari ruangan dan menyeimbangkan infiltrasi. Tidak perlu untuk

memikirkan infiltrasi hanya jika volume udara luar dapat ditangani oleh peralatan

yang mampu untuk menyeimbangkan besarnya total infiltrasi yang diperhitungkan.

Tapi jika peralatan tidak mampu untuk menangani infiltrasi yang terlalu besar, maka

infiltrasi perlu diperhitungkan sebagai total beban pendingin.

Besarnya infiltrasi dalam ruangan yang terjadi dapat dihitung dengan

menggunakan rumus:

Cfm)inf = 6060

ganVolumeRuanGWLH=

×××…..(3.8)



Dimana : H = tinggi gedung (ft) L = panjang gedung (ft)

W= lebar gedung (ft) G = faktor dinding

G = 1 , jika ruangan memiliki satu dinding luar

G = 1,5 , jika ruangan memiliki dua dinding luar

G = 2 , jika ruangan memiliki tiga buah atau lebih dinding luar

Yang dimaksud dengan dinding luar adalah dinding yang berhubungan dengan

bagian ruangan gedung yang tak dikondisikan yaitu dinding yang memiliki jendela

ataupun pintu yang memungkinkan terjadinya infiltrasi. Jika celah-celah pintu dan

jendela diisolasi dengan strip, maka infiltrasi yang terjadi adalah setengah dari

besarnya infiltrasi yang diperoleh dari persamaan 3.8.

Infiltrasi pada bangunan kantor ini berdasarkan gambar 2.10-2.12, dan ditinjau

pada lantai 1,2 dan 3 yaitu pada lobby dan Ruang Serbaguna serta Ruang yang yang

memiliki pintu yang berhubungan langsung dengan udara luar dan alirannnya ke

tingkat selanjutnya. Tidak adanya infiltrasi melalui jendela karena tidak terdapat

jendela pada Gedung ini. Besarnya infiltrasi tersebut diatur dengan putaran exhaust

fan dan disesuaikan dengan kebutuhan udara ventilasi untuk ruangan-ruangan

tersebut. Sehingga besar infiltrasi ini identik dengan kebutuhan udara ventilasi dan

oleh sebab itu menjadi bagian dari perhitungan cooling load dari ventilasi

Adapun perhitungan infiltrasi pada lantai yaitu perhitungan infiltrasi untuk

lobby yang memiliki pintu depan dan ruang serbaguna yang memiliki pintu samping

serta ruang lain yang memiliki ruang kontak dengan udara luar.

Dengan tinggi lobby 4 m (13,123 ft) dan luas lantai lobby 6411.0384 ft2 berdasarkan

tabel 3.19, dimana dinding ruangan lobby ini memiliki 1 buah dinding luar, maka

Cfm)inf lobby dapat dihitung sbb:

Cfm)inf = %5060

10384,6411404,16 xxx

Cfm)inf = 2629.166848cfm ≈ 2629 cfm

Udara infiltrasi yang masuk ke dalam ruangan ini memiliki nilai kalor sensibel

dan kalor laten. Besarnya kalor sensibel dan kalor laten inilah yang akan menjadi


beban pendingin yang selanjutnya akan dibuang oleh mesin pendingin ke lingkungan.

Besarnya kalor sensibel dan laten udara luar infiltrasi dihitung dengan persamaan:

Qsensibel = 1,08 × Cfm)inf × (T,o – T,r)….(3.9) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 233)

Dimana: T,o – T,r = perbedaan temperatur udara luar dengan temperatur ruang yaitu

96,08oF dan 75oF.

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

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

Nilai wo’ dan wi’ini didapat dari grafik psikometrik

berdasarkan T,o= 96,08oF dan T,r= 76oF, diperoleh 200 lb/lb

dry air dan 65 lb/lb dry air.

Maka Rumus untuk mencari Cooling Load Infiltrasi total adalah:

Qinfiltrasi = Qsensibel + Qlaten

Dengan cara Tabulasi pada Tabel 3.18 berikut ini dapat dihitung nilai Beban

Pendingin yang berasal dari Infiltrasi sebagai berikut:

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

Lantai Ruang Tinggi(ft) Alantai(m2) Alantai(ft2) Cfm)inf Qs Ql Qinfiltrasi

1 Lobby 16.404 595.6 6411.0384 2629.1668 64456.6544 241357.516 305814.1

Ruang Serbaguna/Aula 16.404 331.8 3571.4952 1952.8935 47877.1388 179275.63 227152.7

Ruang Istirahat Ka.Adpel 16.404 50.4 542.5056 148.32103 3636.238397 13615.8706 17252.1

TOTAL Lantai 1 16.404 977.8 10525.0392 4730.38133 115970.032 434249.0166 550218.9

2 Koridor 13.123 118.08 1271.0131 138.99587 3407.622907 12759.8214 16167.44

TOTAL Lantai 2 13.123 118.08 1271.0131 138.99587 3407.62291 12759.8214 16167.44

3 Ruang Wudhu 13.123 19.8 213.1272 23.307235 571.4001826 2139.6042 2711.004

Koridor 13.123 75.6 813.7584 88.991262 2181.709788 8169.39788 10351.1

TOTAL Lantai 3 13.123 95.4 1026.8856 112.298497 2753.10997 10309.00208 13062.104


3.2.8. Perhitungan Cooling load dari Ventilasi

Untuk tetap menjaga agar ruangan tetap segar, maka udara luar juga harus

dimasukkan ke dalam ruangan yang dikondisikan untuk menghilangkan atau

mengurangi kadar konsentrasi dari asap rokok, bau badan, karbon dioksida, dan yang

lainnya. Dalam aplikasi kantor ini, Kebutuhan udara ventilasi ruangan kantor disuplai

dari koridor sebagai udara infiltrasi yang masuk lewat celah pintu. Udara ventilasi

tersebut menjadi cooling load koridor karena udara tersebut telah dikondisikan di

koridor sebelum disuplai ke tiap ruangan kantor.

Adapun besar ventilasi ini akan dibandingkan dengan besar infiltrasi, jika

ventilasi lebih besar dari infiltrasi, maka infiltrasi dapat diabaikan dan besar cooling

load dari ventilasi inilah yang akan diperhitungkan untuk cooling load total.

Dari tabel 3.19 berikut, diperoleh kebutuhan ventilasi untuk aplikasi Office

Room untuk recommended cfm berkisar antara 35 per orang dalam hal ini dipilih 15

cfm per orang.

Tabel 3.19 Kebutuhan udara untuk ventilasi


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

Dengan cara yang sama seperti menghitung cooling load dari infiltrasi,

cooling load dari ventilasi dapat dihitung sebagai berikut:

Qsensibel = 1,08 × Cfm)inf × (T,o – T,r)

Qlaten = 0,68 × Cfm)inf × (wo` - wi`)

Qventilasi = Qsensibel + Qlaten

Perhitungan Cooling Load dari Ventilasi ini dapat ditabelkan sebagai berikut: Tabel 3.20 Cooling load dari ventilasi yang disuplai pada ruangan tertentu dari lantai 1

sampai lantai 3 Lantai Ruang n cfm Qs Ql Qventilasi

1 Lobby 10 350 8580.6 32130 40710.6 Ruang Serbaguna/Aula 0 0 0 0 0 TOTAL Lantai 1 10 350 8580.6 32130 40710.6

2 Koridor 2 70 1716.12 6426 8142.12 TOTAL Lantai 2 2 70 1716.12 6426 8142.12

3 Ruang Wudhu 0 0 0 0 0 Koridor 15 525 12870.9 48195 61065.9 TOTAL Lantai 3 15 525 12870.9 48195 61065.9

Terlihat bahwa kebutuhan udara ventilasi dan cooling load dari ventilasi lebih

kecil dari infiltrasi, sehingga cooling load dari infiltrasi yang akan diperhitungkan

pada cooling load total.

3.2.9 Total Cooling Load

Besarnya cooling load secara keseluruhan yang menjadi beban dari mesin

pendingin dapat dihitung dengan:

Qcooling load = Qatap+ Qdinding + Qkaca + Qinfiltrasi+ Qmanusia+ Qpenerangan dan elektronik +Qlantai

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

- Beban laten, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin untuk

menurunkan kelembaban dalam ruangan. Beban ini berasal dari manusia dan

infiltrasi atau ventilasi.

- Beban sensibel, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin

untuk menurunkan suhu ruangan. Beban ini berasal dari struktur bangunan yang


mencakup dinding, kaca, lantai, atap dan juga beban manusia, penerangan , alat

elektronik, dan infiltrasi/ventilasi

Tabel 3.21 Cooling load total tiap kamar dari lantai 1 sampai lantai 6 lantai Qdinding Qkaca Qlantai Qlampu Qmanusia Qinfiltrasi Qatap

Q total (Btu/hr) Qsensibel (Btu/hr) (Btu/hr) (Btu/hr) (Btu/hr) (Btu/hr (Btu/hr (Btu/hr (Btu/hr

1 119433 41354 94453 192291 14450 550218 - 1012199 378560

2 26010 123559 - 92872 33750 16167 - 276191 264223

3 22118 147749 - 144683 59400 13062 206159 387012 581527

TOTAL 167561 312662 94453 429846 107600 579447 206159 1675402 1224310

Berdasarkan tabel 3.21 di atas, terlihat bahwa cooling load total dari lantai 1 sampai

lantai 3 adalah sebesar 1675402 Btu/hr atau setara dengan 492,75 kW atau 140 Ton of

Refrigeran (TOR). Menurut Jordan ,cooling load total ini dalam perencanaan biasanya

ditambah 10% dari nilainya sebagai faktor keamanan (safety factor). Dengan

demikian, cooling load total tersebut menjadi 1.842.942 Btu/hr atau setara dengan 542

kW atau 153,57 TOR. Selanjutnya akan diuraikan perhitungan beban mesin pendingin

dengan menggunakan analisa psychrometric chart. Perhitungan dengan psychrometric

chart maupun dengan estimasi cooling load seperti diuraikan sebelumnya akan

memberikan hasil yang kurang lebih sama.

3.3. Siklus Pengkondisian Udara

Adapun siklus pengkondisian udara yang akan diuraikan dalam subbab ini

adalah pada semua ruangan pada lantai 1,2 dan 3, dimana terdapat beban pendingin

dari udara luar yaitu udara ventilasi bagi manusia di dalamnya sehingga siklus

pengkondisian udara yang terjadi dapat dianalisa secara lengkap.

Dari grafik psikrometrik, siklus pendingin udara dapat dilihat dimana udara

luar (1) dan udara dari ruangan yang dikondisikan (2) bercampur di titik (3) dibalikkan

kembali ke kondensor. Di dalam coil kondensor mengalir air bersuhu sekitar

37,4oF(3ºC) yang berasal dari evaporator. Udara yang melewati coil pendingin, suhu

dan kelembabannya akan turun (4). Udara keluar dari coil inilah yang akan dihembus

dengan blower ke dalam ruangan.


1

3

4 2

2 2 ruangan udara supplai ke ruangan dikondisikan udara supplai ke 4 udara balik dari ruangan ruangan 3 4 udara balik dari ruangan blower 1

Gambar 3.4. Siklus pengkondisian udara 3.3.1.Analisa Grafik Psikometrik (Psychometric Chart)

Pertama-tama, siklus pengkondisian udara pada koridor lantai 1 yang akan

dianalisa. Adapun kondisi perencanaan seperti yang telah diuraikan pada subbab

sebelumnya yaitu:

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

♦ Suhu udara luar T,o = 35,6ºC(96,08ºF) DB dengan RH = 77%

Dengan mengacu pada gambar 3.4, langkah untuk menganalisa psychrometric

chart adalah:

1. Karena percampuran udara (titik 3) terjadi di dalam ruangan, maka kondisi udara

campuran inilah yang harus diperhitungkan sebagai kondisi udara perencanaan

pada ruangan tersebut yaitu T,r = 76oF dan RH yang akan dicari. Dengan kondisi

udara luar (titik 1) yang telah diketahui yaitu T,o = 96,08oF dan RH = 77%, maka

dapat ditarik suatu garis lurus penghubung antara titik 1 dengan titik 3.

2. Pada titik perpotongan suhu 80ºF dan RH = 50%, terdapat sebuah titik yang

disebut “titik setan”. Dari titik ini ditarik garis lurus ke sumbu GSHF (Global

Sensible Heat Factor) yang dapat dihitung dengan rumus:

GSHF = loadcooling

sensibel

QQ

= 69.0800783550571

=


Dari titik 3 kemudian ditarik garis sejajar dengan garis GSHF hingga ke garis

saturasi pada psychrometric chart.

3. Temperatur coil didapat dari perpotongan garis tersebut pada garis saturasi yaitu

pada suhu 37,8o F yang untuk selanjutnya disebut tadp.

4. Ketika udara campuran tersebut melewati coil pendingin, ternyata tidak semua

udara tersebut mengalami penurunan suhu dan terkondensasi. Sebagian kecil

udara ada yang lolos melewati coil tanpa mengalami penurunan suhu.

Perbandingan antara jumlah udara yang lolos tanpa mengalami penurunan suhu

dengan jumlah udara total yang melewati coil disebut dengan Bypass Factor (BF).

Untuk kecepatan udara melewati coil yang tidak melebihi 500 fpm, dan 2 baris

coil, By-pass Factor direncanakan 0.313.

5. Kemudian titik 4 yaitu kondisi udara setelah melewati coil dapat dicari

berdasarkan harga By-pass Factor dengan menggunakan rumus:

BF = adp3

adp4

tttt

−

− ⇔ Ft 0

4 2,494,37)4,372,75(313.0 =+−×=

6. Selanjutnya pada titik 4 tarik garis lurus dengan kemiringan garis RSHF(Room

Sensible Heat Factor) yaitu garis dengan kemiringan SHF yang didapat dengan

tanpa memperhitungkan udara ventilasi atau infiltrasi hingga memotong

perpanjangan garis yang menghubungkan titik 1 dan 3.

Adapun titik yang didapat dari perpotongan kedua garis tersebut merupakan

kondisi udara setelah menyerap panas dari cooling load ruangan sebelum

bercampur dengan udara luar, yang untuk selanjutnya disebut titik 2.

7. Dari psychrometric chart, diperoleh h4 = 19 Btu/lb udara dan h3 = 30 Btu/lb udara.

8. Kuantitas udara suplai yang diperlukan (cfm) dapat dicari dari rumus:

cfm = cfmtt

Qsensible 2,19607)2,492,75(08.1

550771)(08,1 43

=−×

=−×

9. Beban mesin pendingin di lantai 1 dapat dicari dengan persamaan:

Q lobby = 4,55·cfm·(h3 – h4)

= 4,55·19607,2·(30 – 19)

= 981340,36 Btu/h


Ternyata perhitungan Q lantai 1 dengan grafik psikrometrik memberikan hasil

yang hampir sama dengan perhitungan Q lantai 1 dari cooling load sebelumnya yaitu

1052170 Btu/hr.

Dengan cara yang sama, dan harga Bypass Factor, T1, dan T3 yang sama,

maka GSHF, RSHF, t adp, t4, t2, h3, h4, serta Q koridor lantai 2,3 dapat dicari dan

memberikan hasil sebagai berikut:

Lantai 2 Lantai 3

GSHF = 0,81 GSHF = 0,93

cfm = 12093,7 cfm cfm = 22690,36 cfm

tadp = 37,4oF tadp = 37,4oF

t4 = 49,2oF t4 = 49,2oF

h3 = 26,4 Btu/lb h3 = 25,2 Btu/lb

h4 = 18,2 Btu/lb h4 = 17,6 Btu/lb

Untuk lebih jelasnya, grafik psikometrik untuk kondisi lantai 1 dan lantai 2

serta lantai 3 seperti yang diuraikan sebelumnya, dapat dilihat pada halaman berikut.

BAB 4

ANALISA TERMODINAMIKA


4.1 Analisa Termodinamika Sistem Pendingin

Diagram alir dari sistem pendingin yang direncanakan dapat dilihat pada

gambar 4.1 berikut.

Gambar 4.1. Diagram alir sistem pendingin.

Pada diagram alir tersebut, terdapat 3 jenis jalur fluida yang digunakan yaitu

jalur refrijeran berdasarkan siklus kompresi uap, jalur udara dan jalur air dingin.

Udara digunakan untuk mengkondisikan udara di ruangan kantor dan menyerap

cooling load dari ruangan tersebut, yang kemudian dialirkan ke evaporator untuk

didinginkan kembali oleh refrijeran melalui ducting. Dengan demikian, pada

evaporator terjadi perpindahan panas dari refrijeran, dimana panas yang diserap

refrijeran dari udara yang dihisap exhaust fan adalah cooling load ruangan yang

dikondisikan. Ini merupakan sistem pendingin tidak langsung (Indirect Ekspansion).


Dalam hal ini, ada beberapa parameter suhu yang perlu ditetapkan sebagai

tahap awal perencanaan yaitu suhu refrijeran dan suhu air dingin. Suhu refrijeran di

evaporator direncanakan 32 ºF (0 ºC) untuk menghindari pembekuan pada fluida air

bila suhu refrijeran direncanakan di bawah titik beku air. Suhu air dingin setelah

didinginkan refrijeran dan disuplai ke ruangan tentu saja berada sedikit di atas suhu

tersebut. Menurut Edward G. Pita ,suhu air dingin yang disuplai ke ruangan biasanya

berkisar antara 40-50oF (4,4-10oC) sedangkan kenaikan suhu air setelah

mengkondisikan ruangan biasanya berkisar antara 5-15oF (2,8-8,3oC). Dalam

perencanaan ini, suhu air dingin suplai direncanakan 3oC (37,4oF) dan kenaikan suhu

air dingin direncanakan 7oC (44,6oF).

Pada kenyataannya, karena suhu ruangan yang telah dikondisikan relatif lebih

tinggi dari suhu air dingin baik pada jalur pipa suplai maupun jalur balik, terjadi

perpindahan panas dari ruangan ke air dingin. Walaupun pada pipa air dingin

dililitkan isolasi, pindahan panas tetap terjadi dalam skala kecil. Khusus untuk

perencanaan ini, dimana semua ruangan kantor dikondisikan, panas dari ruangan yang

berpindah ke air dingin telah menjadi bagian dari cooling load total ruangan yang

diserap oleh air dingin. Meskipun demikian, perlu dilakukan penambahan terhadap

cooling load total yang telah dihitung untuk mengantisipasi hal ini. Adapun cooling

load total yang telah dihitung pada bab 3 yaitu sebesar 1.675.402 Btu/hr, telah

ditambahkan 10% dari nilainya menjadi 1.842.942 Btu/hr. Dengan demikian,

penambahan terhadap cooling load total tidak perlu lagi dilakukan dan untuk

selanjutnya nilai cooling load ini yang akan menjadi dasar perencanaan komponen-

komponen sistem pendingin.

4.2. Pemilihan Refrijeran

Dalam subbab ini, akan dipilih refrijeran yang sesuai untuk sistem refrijerasi

ini. Adapun refrijeran tersebut akan dipilih dari beberapa refrijeran yang telah

digunakan secara luas untuk pengkondisian udara pada bangunan komersial antara

lain R-11, R-12, R-22, R-113, dan R-134a. Adapun pemilihan refrijeran ini

didasarkan pada temperatur dan tekanan pada evaporator dan kondensor

Dalam perencanaan ini, temperatur kondensor direncanakan 122º F (50ºC )

berdasarkan kenyataan di lapangan, sedangkan temperatur di evaporator direncanakan

32 ºF (0 ºC) Adapun refrijeran yang dipilih, tekanan evaporator dan kondensornya


harus berada di atas tekanan atmosfer. Hal ini untuk menghindari masuknya udara dan

embun ke dalam sistem bila terjadi kebocoran. Selain itu, refrijeran tersebut harus

memiliki titik beku di bawah kedua temperatur tersebut. Perbandingan refrijeran-

refrijeran tersebut berdasarkan titik beku, titik didih pada tekanan atmosfer, dan

tekanan evaporator serta kondensornya berdasarkan Lampiran [L.9 – L.15] dapat

dilihat pada tabel 4.1 di bawah :

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

berbagai refrijeran

Refrijeran Titik beku

(oC)

Titik didih

(oC)

Tekanan

evaporator (Bar)

Tekanan

kondensor(Bar)

R-11

R-12

R-22

R-113

R-134a

-111

-136

-160

-36,6

-96,6

23,7

-29,8

-40,8

45,9

-26,15

0,4

3,081

4,98

0,1504

2,928

2,361

12,17

19,43

1,097

13,18

Dari tabel di atas, terlihat bahwa R-11 dan R-113 tekanan evaporatornya di

bawah tekanan atmosfer sehingga ketiga refrijeran tersebut tidak dipilih dalam

perencanaan ini. Karena R-12, dan R-22 termasuk bahan perusak ozon (BPO), maka

dalam perencanaan ini dipilih R-134a.

4.3. Analisa Termodinamika Siklus Kompresi Uap

Perencanaan sistem refrijerasi ini juga dilengkapi penukar kalor. Adapun

diagram alir sistem refrijerasi, diagram P-h dan diagram T-s berdasarkan siklus

kompresi uap dapat dilihat pada gambar 4.1, 4.2, dan 4.3 berikut.


Gambar 4.2. Diagram alir sistem refrijerasi siklus kompresi uap

Gambar 4.3. Diagram P-h siklus kompressi uap

Gambar 4.4 Diagram T-s siklus kompressi uap


Proses-proses yang terlibat dalam sistem refrijerasi siklus kompresi uap ini antara

lain :

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

Jalur Hisap ( Suction Line ) (2-3), terjadi kenaikan temperatur pada tekanan

konstan yang disebabkan oleh pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada

Heat Exchanger Double Pipe. Hal ini dilakukan untuk memastikan refrijeran

yang masuk ke kompresor tidak lagi mengandung kondensat.

Proses kompresi isentropis di kompresor (3-4)

Proses pembuangan kalor di kondensor (4-5-6), yang terbagi dua yaitu proses

desuperheating (4-5) dan proses kondensasi (5-6). Proses kondensasi berlangsung

pada suhu dan tekanan konstan.

Jalur Cair (liquid line) (6-7), terjadi penurunan temperatur pada tekanan konstan

yang disebabkan pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada Heat

Exchanger Double Pipe untuk memastikan refrijeran yang masuk ke katup

ekspansi berada dalam fase cair seluruhnya. Penurunan temperatur biasanya

direncanakan berkisar antara 5oF – 15oF berdasarkan buku pedoman Carrier

[Lit.12]. Dalam sistem ini, penurunan temperatur direncanakan sebesar 5oF.

Berdasarkan proses-proses di atas, keadaan fisik refrijeran R-134a dari titik 1

– 7 dapat ditentukan secara lengkap sebagai berikut.

Titik 2: T2 = 0oC ° Dari tabel saturasi [L.14], P2 = 0,2927 MPa

h2 = hg @ 0,2928 MPa = 398,68 kJ/kg

Titik 5: T5 =40oC° Dari tabel saturasi [L.14], P5 = 1,0165 MPa

h5 = hg @ 1,0165 MPa = 419,58 kJ/kg

Titik 6:

T7 = 40oC – 2,78oC = 37,22oC Dari tabel saturasi [L.14], didapat:

P7 = P6 = 1,0165 MPa h7 ≈ hf @ 1,0165 MPa = 252,21 kJ/kg

h3 dapat ditentukan dari persamaan kesetimbangan energi pada penukar kalor sebagai

berikut:

Q in = Q out

T6 =40oC° P6= P5 = 1,0165 MPa

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

T7 direncanakan turun 5oF atau sekitar 2,78oC dari T6 sehingga didapat:


rm × (h3 – h2) = rm × (h6 – h7)

(h3 – h2) = (h6 – h7)

(h3 – 398,68) = (256,35 – 252,21)

h3 = 402,82 kJ/kg

Titik 3: P3 = P2 = 0,2928 MPa Dari tabel uap jenuh [L.15], didapat:

h3 = 402,9 kJ/kg T3 = 4,58 oC

s3 = 1,743 kJ/kg.K

Titik 4: s3 = s4 = 1,743 kJ/kg.K (isentropis) Dari tabel uap jenuh [L.15], didapat:

P4= P5 = 1,0165 MPa T4 = 48,83oC, h4 = 429,3kJ/kg

Titik 1:

Berdasarkan sifat-sifat fisik di atas, dapat dihitung besaran-besaran penting

siklus kompresi uap sebagai berikut:

h1 = h7 = 252,21 kJ/kg.K (throttling)

T1 = 0oC

Secara lengkap, hasil perhitungan sifat-sifat fisik refrijeran di atas dapat

ditampilkan pada Tabel 4.2 berikut.

Tabel 4.2 Nilai P, h, dan T dari titik 1 – 7.

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

- COP = 5,598,4023,429

252,2168,398

34

12 =−−

=−−

hhhh

- Qevaporator = Q cooling load = 542 kW = rm × (h2 – h1)

- 7,3)252,2168,398(

542

12

=−

=−

=hh

Qm loadcooling

r kg/s

- kWkWQ

hhmP

loadcooling

r /1796,0542

)98,4023,429(7,3,

)( 34 =−×

=−×

=

Titik P ( kPa ) h ( kJ/kg ) T ( ° C )

1. 292.8 252,21 0 2. 292.8 398.68 0 3. 292.8 402.98 4,58 4. 1016,5 429,3 48,83 5. 1016,5 419,58 40 6. 1016,5 256,35 40 7. 1016,5 252,21 37.22


BAB 5

KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP

5.1. Kompressor

Jenis kompresor yang direncanakan adalah kompresor bolak-balik

(reciprocating compressor) sebanyak tiga unit.

Clearance volume Gambar (5.1). Potongan silinder kompressor

Daya teoritis yang dibutuhkan kompressor tiap satuan laju aliran massa untuk

keadaan isentropis :

−=

1

2

11

22

1122 ln.

..ln

..PP

VPVP

VPVPW siklus ….(5.1)

P


V (m3)

Gambar (5.2) Siklus Kompressor

P1 = tekanan pada sisi masuk kompressor

Dengan mengacu pada tabel 4.2, P1 = 0,2928 MPa dengan =1V 0,080128 m3/kg.

P2 = tekanan pada sisi keluar kompressor

Dengan mengacu pada tabel 4.2, P2 = 1,0165 MPa dengan =2V 0,020829 m3/kg.

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

rm total = 3,7 kg/s.

Maka daya teoritis yang dibutuhkan oleh kompressor pada keadaan isentropis

adalah

kW

mW r

898,3666,29925233,1

10008,29210001016ln.

080128,010008,292020829,010001016ln

080128,010008,292020829,010001016.

=×=

××

××××

××−××=

•

Perhitungan silinder kompressor :

Theoritical volume displacement dihitung dengan:

= 1Vmr×•

…..(5.2)

= 1,233 kg/s x 0,080128 m3/kg = 0,0987 m3/s

Volume displacement:

= cv

r Vmη

1×•

…..(5.3)

= 9617,0099,0 = 0,1029 m3/s

dimana ηcv merupakan effisiensi volumetri yang dirumuskan:

ηcv = 1 + C – C·(pd/ps)1/n…..(5.4)

dimana : Pd = P2


Ps = P1

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

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

Sehingga didapat nilai n = 1,163

Dalam perencanaan kali ini piston direncanakan memiliki clearance C = 2%.

ηcv = 1 + 0,02 – 0,02· =

163,11

8,2921016 0,9617

5.2. Evaporator

Evaporator yang direncanakan adalah evaporator jenis Fin coil air-cooled

evaporator. Adapun konstruksi evaporator dapat dilihat pada gambar berikut :

Gambar 5.3. Konstruksi evaporator jenis Fin coil air-cooled

. Refrijeran mengalir di dalam tube evaporator sementara udara dengan

bantuan fan mengalir menyilang melintasi tube evaporator. Udara yang melewati tube

evaporator akan menyerap kalor dari refrijeran .

Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang harus

diterima evaporator adalah sebesar cooling load total yaitu 542 kW.

Dalam perencanaan dirancang tiga buah evaporator yang identik, yang berarti

pipa

fan

sirip


tiap–tiap evaporator melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a.

Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi evaporator berdasarkan analisa

perpindahan panas yang terjadi.

5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal

Di sebelah luar tube terjadi perpindahan panas aliran eksternal karena udara

yang mengalir menyilang melewati tube.

Bentuk susunan tube akan dipakai pada evaporator diambil perencanaan

dengan menggunakan :

Copper tube berdiameter nominal 5/8 in tipe L dan diperoleh ukuran :

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

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

Tebal dinding tube : t = 1,07 mm

Susunan tube : Sn = 0,938 in. (23,8252 mm) dan Sp = 0,814 in.

(20,6756 mm)

Menurut Jordan, kecepatan udara melintasi coil pendingin, yang dihasilkan

oleh fan (Coil Face Velocity) biasanya digunakan antara 400-500 fpm. Dalam

perencanaan ini, Kecepatan udara yang dihasilkan fan, Vfan (Coil Face Velocity)

direncanakan 500 fpm ( 2,5 m/s ).

Temperatur coil pada evaporator, berkisar 3 – 4 ºC lebih tinggi dari temperatur

refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran

masuk dan keluar evaporator adalah sama yaitu, T,ri= T,ro = 0 ºC. Sehingga diperoleh

temperatur coil, T,coil = 0 + 3,5 = 3,5 ºC.

Temperatur udara masuk, T,udara in = 35,6 ºC.

Sifat fluida udara dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,

( ) 55,192

5,36,352

,,, =

+=

+= coilinudara

f

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

diperoleh:

ρ = 1,2125 kg/m3

Cp = 1005,64 J/kg.ºC

μ = 1,8434.10-5 kg/m.s

k = 0,025648 W/m.ºC


Pr = 0,710086

Prw dievaluasi pada T,pipa = 3,5 ºC (276,5 K ) : Prw = 0,71458

Kecepatan maksimum udara, Vmax :

4734,125,205,198252,23

8252,23max =×

−=×

−= kipas

n

n VDS

SV m/s.

Nilai 4,15629000018434,0

01905,04734,122125,1Re maxmax, =

⋅⋅=

⋅⋅=

µρ DV

D

Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu

dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh

Zhukauskas

( )4

1

36,0max Pr

PrPrRe,,

×××=

w

mDD CNu …..(5.8)

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

Korelasi empiris di atas berlaku untuk bilangan Reynold diantara 1000 sampai

2×106. Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8].

Dengan nilai dari ( Sn/Sp ) = 1,1523 maka nilai C = 0,35( Sn/Sp )1/5 = 0,35.(1,1523)1/5 =

0,36 dan m = 0,6 [L.8].

Sehingga: ( ) 34,10471458,0

710086,0710086,0)4,15629(36,04

136,06,0 =

×××=DNu

Untuk jumlah tabung paralel di bawah 20, maka harus dikalikan faktor koreksi

pada koefisien konveksi aliran eksternal di mana nilai koreksi tersebut dapat diambil

dari Lampiran [L.9]. Dalam perencanaan ditetapkan jumlah tabung paralel adalah 3,

maka faktor koreksinya adalah 0,84.

Koefisien pindahan panas konveksi : D

kNuh Do

×=

, …..(5.9)


Maka, KW/m18101905,0

025648,034,10484,0, 21 ⋅=××

=××

=D

kNukh Do

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


5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal

Untuk menghitung besarnya perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika

refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan korelasi

empiris yang diajukan oleh:

)(h'dengan

)......(5.9)(

')(555,0

,83

fg

41

3

ssatlpfg

ssatl

fglvlli

TTch

DTThkg

h

−+=

−

−⋅=

µρρρ

(literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 568)

Besarnya T,sat = T,r = 0ºC dan Ts = T,coil = 3,5 ºC.

Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada T,sat = 0 ºC, dari Lampiran [L.3],

diperoleh:

ρL = 1293,7 kg/m3

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

Sifat fisik R-134a saturasi vapor dievaluasi pada CTT

T ssatf

0,, 75,12

5,302

, =+

=+

= :

ρv = 15,33 kg/m3

Cpv = 0,89088 kJ/kg.K

kv = 0,01193 W/m.K

μv = 11,02.10-6 Pa.s

Dengan demikian :

5,14927488,8908,0146780' =×+=fgh J/kg

( )( ) 13,745

05,301193,0108,1001692,05,14927433,157,129333,1581,962,0,

41

6

3

=

−×××

××−××= −dNu

4,52501692,0

13,74501193,0,=

×=

×=

dNuk

h dvi W/m2.K

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

5.3.3. Faktor Pengotoran

Faktor pengotoran adalah besarnya tahanan termal yang terjadi karena adanya


kotoran pada fluida kerja setelah sekian lama beroperasi. Faktor pengotoran ini akan

menghambat laju perpindahan panas dan membentuk suatu tahanan termal. Dari

Lampiran [L.16], diambil faktor pengotoran :

- R”f,i = 0,0002 m2K/W untuk refrijeran.

- R”f,o = 0,0004 m2K/W untuk udara.

Berdasarkan nilai faktor pengotoran di atas, dapat dihitung koefisien

perpindahan panas aliran eksternal dan internal sebagai berikut:

- koefisien perpindahan panas konveksi aliran eksternal kotor :

1181

'10004,0

1'

1"

−=

−=

ho

hohoR fo

KmWho ./68,112' 2=

- koefisien perpindahan panas konveksi aliran internal kotor :

KmWhihi

hihiR fi

./44,475'4,525

1'

10002,0

1'

1"

2=

−=

−=

5.3.4. Tahanan Kontak

Sirip yang dipasang pada kondensor memiliki tahanan persinggungan (R”t,c)

pada daerah kontak antara sirip dengan dinding tube. Besarnya tahanan

persinggungan antara sirip dengan permukaaan luar dinding tube dapat dilihat pada

Lampiran [L.14]. Untuk sirip yang terbuat dari material aluminium dan tube dari

bahan tembaga, maka tahanan kontak persinggungan antara kedua material adalah

R”t,c = 0,04·10-4 m·K/W

5.3.5. Perpindahan Panas Pada Sirip

Pemasangan sirip sangat penting dalam fin coil air-cooled evaporator ini.

Dengan pemasangan sirip, maka luas pemaparan panas akan semakin besar sehingga

panas yang berpindah juga akan semakin besar.

Sirip direncanakan dipasang sebanyak 14 sirip/in. dengan tebal sirip 0,15 mm,

maka sepanjang satu meter panjang pipa akan terdapat 551 buah sirip. Dengan

menyesuaikan dengan jarak antar pipa, maka sirip dirancang dengan panjang sirip sl =


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

(a) R”t,c/N·Ac,b (NηfhoAf)-1

[ho(At – NAf)]-1

[(ηohoAt)]-1 (b)

Gambar 5.4. Tahanan termal untuk sirip

Berdasarkan pada Lampiran [L.15], untuk nilai SL/W = 1,1523 dan W/ro =

1,0853 maka diperoleh nilai dari fϕ = 0,1462.

Af adalah luas permukaan dari sirip yang dirumuskan dengan:

( ) ( )2

2333

2

0002077,0

10525,9.108252,23106756,20

..

mA

A

rlwA

f

f

f

=

×−×××=

−=−−− π

π

At adalah luas pemaparan panas total yang dirumuskan dengan:

At = N × Af + 2π × r × (L – N·t)

At =551×L×0,0002077+2π×0,009525×(L– 551×L·0,00015)

At = 0,16932L m2

Ac,b adalah luas penampang dari dinding bagian luar pipa yang ditutupi oleh sirip dan

dirumuskan dengan:

Ac,b = 2π×r×t×L

Ac,b = 2π×0,009525×0,00015×551×L

Ac,b = 0,004944L m2


5.3.6. Perpindahan Panas Global

Keseluruhan tahanan termal yang dibahas di atas akan membentuk suatu

rangkaian tahanan termal yang dapat dilihat pada gambar di bawah ini:

[ho,kotor(At – NAf)]-1

1/hi,kotor·Ai ln(R/r)/2πkLt

R”t,c/NAc,b (Nηfho,kotorAf)-1

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

Gambar 5.5. Tahanan panas untuk evaporator

Nilai tahanan termal maksimum dari sirip dihitung dengan :

( ) KmWktWR

fin

rf ./10327,5

14,2021015,0103378,101462,0

.. 24

3

232−

−

−

×=××

××==

ϕ

Dimana ksirip adalah konduktivitas termal untuk sirip dari bahan aluminium. Dari

Lampiran [L.17] pada T,sirip =T,pipa = 3,5 ºC diperoleh nilai konduktivitas ksirip =

202,14 W/m2·K.

Efisiensi sirip dapat dihitung dengan menggunakan persamaan :

94,010327,51181

1.1

14 =

××+=

+= −

fof Rh

η

Keefektifan total sirip dirumuskan dengan:

−

⋅−=

1

11CA

AN f

t

fo

ηη

dengan

+=

bc

ctfof A

RAhC

,

,1

"1 η


Panjang total pipa kita misalkan Lt = 60 m, sehingga:

Iterasi 1

At = 0,16932×60 = 10,1592 m2

Ac,b = 0,004944×60 = 0,29664 m2


Dengan demikian nilai C1 dapat kita hitung:

+=

bc

ctfof A

RAhC

,

,1

"1 η

⋅⋅⋅+=

−

29664,01004,00002077,011894,01

4

1C

C1 = 1,000000311

sehingga keefektifan sirip dapat dihitung:

9615,0000000311,1

943,011592,10

0002077,0605511 =

−

⋅⋅−=oη

Besarnya nilai Uo dapat dihitung dengan persamaan seperti di bawah ini:

'1ln

'

1

ooii

oo

hrR

kR

hAA

U

η+

+

=

dengan Ao adalah luas pemaparan panas sebelah dinding luar pipa.

dengan nilai dari Ao = At = 0,16932Lt seperti yang dibahas sebelumnya, maka:

Ao = At = 10,1592 m2

Ai adalah luas permukaan dalam dari pipa. Sehingga Ai dihitung dengan:

Ai = π×d×Lt = π× (16,92×10-3) ×60 = 3,189 m2

k,tembaga adalah konduktivitas bahan tembaga. Dari Lampiran [L.11] pada T,pipa = 3,5

ºC, diperoleh k,tembaga = 385,755 W/m.K.

68,1129615,01

46,8525,9ln

745,38210525,9

44,475189,31592,10

13

⋅+

⋅+

⋅

=−oU

=oU 62,76 W/m2K

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

tnkipasudara LSVm ...ρ=•

di mana :

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

kg/m3.

Maka :

41000

608252,235,21465,1=

×××=

•

udaram kg/s


( )outudarainudaraudaraoutudarainudara

pipaoo TTCpmTT

TAhQ ,,..2

,,,.. −=

+−=

•

di mana :

55,192

5,36,352

,,, =

+=

+= pipainudara

f

TTT ºC ( 292,55 K ) :

Cp = 1005,64 J/kg.K

Maka :

( )

CT

TT

outudara

outudaraoutudara

°=

−×=

+−×

3,27,

,6,3564,100542,6,35

5,31592,10118

Besarnya kalor yang diserap oleh evaporator adalah :

WkW

hhmQ r

180597597,180

)252,2168,398(233,1)( 12

==

−=−=

LMTD adalah rata-rata beda suhu logaritmik yang dihitung dengan:

( ) ( )

( )( )inudararo

outudarari

inudararooutudarari

TTTT

TTTTLMTD

,,,,

ln

,,,,

−

−−−−

=

( ) ( )

−−

−−−=

6,3503,270ln

6,3503,270LMTD ⇔ LMTD = 31,3 ºC

dengan Ao = At = 0,16932Lt, besarnya panjang total pipa dihitung dengan:

Q = Uo×Ao×LMTD

Lt = 9,5423,3116932,076,62

18059716932,0

=××

=×× LMTDU

Q

o

m

At = 0,16932×425,8 = 72 m2 dan Ac,b= 4,944×10-3×425,8 = 2,1 m2

Iterasi 2

Dengan menggunakan panjang Lt = 425,8 m, maka akan dilakukan perhitungan

dengan iterasi yang kedua.


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

Nilai C1 untuk mencari keefektifan total sirip dihitung:

000000021,11,21004,010077,211894,01

44

1 =

⋅⋅⋅⋅+=

−−C

Keefektifan sirip dapat dihitung:

959,0000000021,1

94,0172

10077,28,42555114

=

−

⋅⋅⋅−=

−

oη

Perpindahan panas global dihitung dengan:

68,112.959,01

46,8525,9ln

755,38510525,9

44,4756,2272

13

+

⋅+

⋅

=−oU

=oU 62,66 W/m2K

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

tnkipasudara LSVm ...ρ=•

di mana :

ρ = massa jenis udara pada T,udara in = 35,6 °C ( 308,6 K ) = 1,1465 kg/m3.

Maka :

291000

8,4258252,235,21465,1=

×××=

•

udaram kg/s

( )

CT

TT

outudara

outudaraoutudara

°=

−×=

+−×

3,27,

6,35,64,1005292,6,35

5,372118

( ) ( )

−−

−−−=

6,3503,270ln

6,3503,270LMTD ⇔ LMTD = 31,3 ºC

Panjang total pipa dapat dihitung sbb:

Lt = 9,5423,3116932,076,62

18059716932,0

=××

=×× LMTDU

Q

o

m

Pada iterasi kedua diperoleh panjang pipa Lt = 425,8 meter dan ternyata sama


dengan panjang pipa yang dimisalkan pada iterasi yang kedua sehingga perhitungan

telah benar dan panjang pipa total adalah 425,8 meter. Oleh karena evaporator

direncanakan terdiri dari 3 pipa paralel, maka panjang tiap–tiap pipa adalah

mL

L tt 181

39,542

3' === .

Dalam hal ini, evaporator direncanakan terdiri dari 4 sisi, dimana masing-

masing sisi terdiri dari 3 pipa paralel dan dengan kedalaman 40 pipa di setiap sisi

sehingga jumlah pipa total adalah 480 buah. Dengan demikian, panjang masing –

masing pipa untuk satu sisi adalah 1,2meter.

Dari analisa teknik biaya, menurut Wang nilai paling ekonomis dan optimum

untuk air- cooled evaporator dan condenser bila Vca/Qrej = 600 – 1.200 cfm/TR,

dimana Vca adalah laju aliran udara yang diperlukan untuk kebutuhan pendinginan di

evaporator. Untuk Vca/Qrej = 900 cfm/TR, daya yang dibutuhkan oleh motor air

cooled evaporator adalah 0,15 HP/TR.

Untuk kebutuhan pendinginan di evaporator sebesar

TR31,5112000

3410597,180=

× , maka daya kipas yang dibutuhkan sebesar 6 hp (4,5 kW).

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

5.3. Kondensor

Kondensor yang direncanakan adalah jenis shell and tube condensor yang

direncanakan sebanyak tiga unit. Refrijeran mengalir di luar tube kondensor melintasi

tube kondensor yang di dalamnya adalah air.Refrigeran yang melewati tube

kondensor akan menyerap kalor dari air sementara refrijeran yang bertukar panas

dengan air akan mengalami proses kondensasi.


Gambar (5.6). Shell and Tube condenser

Dalam perencanaan ini, tube kondensor direncanakan dari bahan tembaga (copper ).

Sedangkan shell direncanakan dari bahan baja (steel).

Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang dibuang

kondensor adalah :

Qrej = rm × (h4 – h6)

Qrej = 1,233 × (429,3 – 256,35)

Qrej = 213,24 kg/s

Kalor yang dibuang ini berupa :

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

Kalor kondensasi: rm × (h5 – h6) = 1,233 × (419,58 – 256,35) = 201,26 kJ/s

Dalam perencanaan dirancang tiga buah kondensor yang identik, yang berarti

tiap–tiap kondensor melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a.

Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi kondensor shell and tube

berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi.

Dengan mengacu pada Tabel 4.2 suhu keluar R-134a dari pipa buang dan

memasuki kondensor (titik 4) adalah bersuhu T,r,i = 48,84 °C untuk selanjutnya

mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R-

134a di dalam kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah

dari fasa uap ke fasa cair (titik 6).


Gambar 5.7. Distribusi suhu kondensor ketika proses desuperheating

Gambar 5.8. Distribusi suhu kondensor ketika proses kondensasi

5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal

Susunan tube yang digunakan dalam kondensor menurut standar TEMA (

Turbular Exchanger Manufacturer Association ) dapat dilihat pada Tabel 5.1 berikut

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

BEM.

T,r,o= 40°C

T,air in= 30°C

refrigeran

air

T,r,o= 40°C

T,air in= 30°C

refrigeran

air

T,air out=36°C

T,r,i= 48,83°C

T,air out=36°C T,r,i= 40°C


Front-end stationary-head types

Shell types Rear-end head types


A

B

C

D

E

F

G

H

J

K

L

M

N

P

S

T

U

W

(Sumber : Standar TEMA)

Berdasarkan tabel 5.1, diambil perencanaan dengan menggunakan :

Copper tube berdiameter nominal 3/8 in tipe L dan dari Lampiran [L.11], diperoleh

ukuran :

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

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

Tebal dinding tube : t = 0,89 mm

Susunan tube : Sn = 0,812 in. (20,6248 mm) dan Sp = 0,704 in. (17,8816 mm)


5.2.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran

Mengalami Proses Desuperheating

Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari

temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur

refrijeran masuk kondensor, T,ri direncanakan sebesar 60 ºC dan temperatur refrijeran

keluar kondensor, T,ro 50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,r

=2

riT, roT, + = 2

06 50 + =55 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil Tcoil = 55 – 4 =

51 ºC

Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa

perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki

koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien

konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan

korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas.

( ) 41

36,0max Pr

PrPrRe,,

×××=

w

nDD CNu …..(5.5)


Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8].


kNuh D

o

×=

,…..(5.6)

(literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 369 ) Berikut ini akan dilakukan perhitungan koefisien pindahan panas konveksi aliran

eksternal terhadap susunan tube yang berbeda dengan kecepatan air pada sisi masuk

shell (Vair ) yang tetap yaitu direncanakan 1 m/s . Untuk diameter luar tabung D = 0,5

in. (12,7 mm),Sp = Pp = 0,704 in. (17,8816 mm), dan Sn = P’ = 0,812 in. (20,6248

mm), dan dengan susunan tube segitiga/selang-seling (staggered ), koefisien konveksi

eksternal dapat dihitung sebagai berikut.

Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur

refrijerant rata-rata 332

36302

,,, =

+=

+= outairinair

f

TTT ºC


Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,

422

33512

,,, =

+=

+=

fTTT coil

f ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh:

ρ = 991,17 kg/m3

Cp = 4174J/kg.ºC

μ = 6,318.10-4 kg/m.s

k = 0,635W/m.ºC

Pr = 4,1576

Prw dievaluasi pada T,coil = 51 ºC ( 324 K ) : Prw = 3,51

Kecepatan maksimum air, Vmax :

6,217,12 20,6248

20,6248max =×

−=×

−= air

n

n VDS

SV m/s.

Nilai 518020006318,0

0127,06,2 991,17Re maxmax, =

⋅⋅=

⋅⋅=

µρ DV

D


0,36 dan n = 0,6 [L.10].

Sehingga 74,42251,3

4,15764,1576)51802(36,04

1

36,06,0 =

×××=DNu

Dan K137W/m120127,0

0,63574,422,. 2 ⋅=×

=×

=D

kNuh Do

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair) direncanakan 1,0 m/s,

besarnya koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 13712 W/m2.K.

5.2.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran

Mengalami Proses Kondensasi

Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari

temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur

refrijeran masuk proses kondensasi, T,ri sebesar 50 ºC dan temperatur refrijeran keluar

proses kondensasi, T,ro 50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,r

=2

riT, roT, + = 2

50 50 + =50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil Tcoil = 50 – 4 =

46 ºC

Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa


perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki

koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien

konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan

korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas [Lit.9].

( ) 41

36,0max Pr

PrPrRe,,

×××=

w

nDD CNu …..(5.5)


Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8].


kNuh D

o

×=

,…..(5.6)


Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur

refrijerant rata-rata 332

36302

,,, =

+=

+= outairinair

f

TTT ºC

Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,

5,392

33462

,,, =

+=

+=

fTTT coil

f ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh:

ρ = 992,25 kg/m3

Cp = 4174J/kg.ºC

μ = 6,615.10-4 kg/m.s

k = 0,6321W/m.ºC

Pr = 4,3781

Prw dievaluasi pada T,coil = 46 ºC ( 319 K ) : Prw = 3,847

Kecepatan maksimum air, Vmax :

6,217,12 20,6248

20,6248max =×

−=×

−= air

n

n VDS

SV m/s.

Nilai 495300006615,0

0127,06,225,992Re maxmax, =

⋅⋅=

⋅⋅=

µρ DV

D


0,36 dan n = 0,6 [L.10].


Sehingga 07,415847,3

4,37814,3781)49530(36,04

1

36,06,0 =

×××=DNu

Dan KW/m72,206580127,0

0,632107,415,. 2 ⋅=×

=×

=D

kNuh Do

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair) direncanakan 1,0 m/s,

besarnya koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 72,20658 W/m2.K.

5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal

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

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran

Mengalami Proses Desuperheating

Pada keadaan ini R-134A keluar dari pipa buang pada fasa uap dan bersuhu 50

ºC. Suhu kondensasi untuk kondensor pendinginan udara direncanakan pada 50 ºC.

Tekanan saturasi yang bersesuaian dengan suhu kondensasi tersebut adalah 1318kPa.

Besarnya koefisien pindahan panas konveksi dapat dihitung dengan korelasi empiris

dari Dittus-Boelter : 3,05/4 Pr.Re.023,0, DdNu = ….(5.7)

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

Cº532

55512

=+

=+

= coilrf

TTT

Cp = 1205 kg/m3

µ = 1,25. 10-5 Pa.s

k = 0,01645 W/m.K

Pr = 0,952

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

Bilangan Reynold 26,3451272001092,0.10.25,1.

7,34..

4Re 5 =⋅

=⋅

= −πµπ dmr

d

dengan Re,D>10.000 berarti aliran yang terjadi adalah aliran


turbulen

Bilangan Nusselt: 3,05/4 Pr.Re.023,0, DdNu =

3,05/4 )952,0.()34512720.(023,0, =dNu

=dNu, 24305,37

Koefisien konveksi 86,3661301092,0

01645,037,24305=

⋅=

⋅=

dkNuh D

i W/m2.K

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran

Mengalami Proses Kondensasi

Untuk menghitung besarnya laju perpindahan panas konveksi di dalam tube

ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan

korelasi empiris yang diajukan oleh Chato :

( )( )

41

3'.55,0,

−××

××−×=

satsL

lfgvLLi TTD

khgh

µρρρ

dengan )(83' LsatLfgfg TTCphh −×+=

Besarnya Tsat = Tr = 50 Cº dan Ts = Tcoil = 46 Cº

Sifat fisik R-134A saturasi liquid dievaluasi pada Tsat = 50 Cº dan Psat=1318kPa:

ρL = 1102 kg/m3

CpL= 1,569 J/kg.K

kL= 0,0704W/m.K

µL= 1,577x10-4Pa.s

hfg= hg,T,ro = 50 ºC – hf,T,ro=50 ºC = 423,63 kJ/kg – 271,59 kJ/kg = 152,04 kJ/kg.

Sifat fisik saturasi R-134A, vapor dievaluasi pada temperature film,

Cº482

50462

=+

=+

=TsTsatT f

ρv = 63,03 kg/m3

Nilai h’fg dapat dicari seperti berikut:

)(83' LsatLfgfg TTCphh −×+=


)4650(15698304,152000 −×+=

=154353,54 kJ/kg

Dengan demikian maka koefisien konveksi karena proses kondensasi adalah:

( )( )

41

3'.55,0,

−××

××−×=

satsL

lfgvLLi TTD

khgh

µρρρ

( )( )

41

3

465001092,00001577,0)0704,0(54,15435303,631102110281,9.55,0,

−××××−×

=ih

=ih, 1683,66W/m2.K

5.2.3. Perpindahan Panas Global

5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Desuperheating

Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:

iii

oi

o

o

Ahrr

kr

h

U

,.

1ln11

+

+

=

Dimana:

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2

Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m2

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

kcopper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 51 Cº diperoleh

= kcopper =383 W/m.K


LL

U o

.03432,086,36613.039914,0

92,107,12ln

3831046,5

211371

13

×+

×+

=−

Uo = 12311,18 W/m2.K.

Menentukan LMTD:

Tri = 60oC dan Tro=50oC

Twi=30oC dan Two=36oC

LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan:


( ) ( )( )( )iwor

owir

iworowir

TTTT

TTTTLMTD

,,

,,

,,,,

ln−

−−−−

=

( ) ( )( )( )

22

30503660ln

30503660=

−−

−−−=LMTD 0C

Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat desuperheating

adalah:

Q = rm × (h4-h5)

= 1,233 × (429,3-419,58) = 11,98 kJ/s

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2

Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass.

Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara:

Q = Uo. × Ao × n × LMTD

11980 = 12311,18 x 0,039914L x 200 x 22

Lt = 0,005541 m

Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka

panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass

mempunyai panjang tube sebesar 0,001847 m

Dengan demikian jumlah tube total untuk 4pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600

buah Tube

5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Kondensasi

Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:

ievii

oi

o

o

Ahrr

kr

h

U

.,

1ln

11

+

+

=

Dimana:

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2

Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m2

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


kcopper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 46 Cº diperoleh

= kcopper =382,7 W/m.K


LL

U o

.03432,01683,66.039914,0

92,107,12ln

7,3821046,5

72,206581

13

×+

×+

=−

Uo = 1348,9W/m2.K.

Menentukan LMTD:

Tri = 50oC dan Tro=50oC

Twi=30oC dan Two=36oC

LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan:

( ) ( )( )( )iwor

owir

iworowir

TTTT

TTTTLMTD

,,

,,

,,,,

ln−

−−−−

=

( ) ( )( )( )

82,16

30503650ln

30503650=

−−

−−−=LMTD 0C

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

Q = rm × (h5-h6)

= 1,233 × (419,58-256,35) = 201,26 kJ/s

Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2

Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass.

Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara:

Q = Uo. × Ao × n × LMTD

201260 = 1348,9 x 0,039914L x 200 x 16,82

Lt = 1,111 m

Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka

panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass

mempunyai panjang tube sebesar 0,3703 m

Dengan demikian jumlah tube total untuk 3 pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600

buah Tube


Dbaffle

Dshell

lc

Clearance antara shell dan baffle

Jadi,total panjang untuk kondensor adalah : total panjang tube untuk proses

desuperheating ditambah dengan total panjang untuk proses kondensasi , yaitu sebesar

0,3703 + 0,001847 = 0,372147 m

5.2.4. Perencanaan Geometri dari Kondensor

Gambar 5.9. Gambar Geometri Kondensor

Di dalam kondensor juga dipasang baffle (sekat) untuk mengarahkan dan

mensirkulasikan aliran air di dalam shell melewati tube-tube di dalam shell agar

perpindahan panas yang terjadi lebih efektif. Adapun perencanaan baffle berdasarkan

standar TEMA meliputi:

- Diameter shell (Ds) yang diperoleh dengan menggunakan persamaan:

nts SnD ..4,1 47,0=

di mana :

sD = diameter shell

tn = jumlah tube total = 1600 buah

nS = jarak antartube dalam arah vertical = 20,6242 m

Maka: 6248,20.400.4,1 47,0=sD

= 926 mm (36,4 in)


- Jarak Baffle (lb) harus berkisar dari 1/5 Ds < lb < Ds. Penulis merencanakan jarak

baffle sejauh lb = 21,8 in (556 mm)

- Untuk jarak antar baffle lb = 21,8 in, maka:

lc= inlD bs 3,7

28,214,36

2=

−=

−

- Tebal Baffle direncanakan tb ¼ in menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel

5.2

- Ruang bebas (clearance) adalah jarak atau celah karena adanya kelonggaran antara

Baffle dengan shell. Ruang bebas (clearance) menurut standar TEMA dapat

dilihat pada tabel 5.3. Clearance direncanakan 0,2 in(5,08mm) untuk diameter

dalam shell = 36,4 in.

- Diameter baffle untuk diameter dalam shell (Ds) = 36,4 in dari tabel 5.4 dapat

dihitung:

Db = (Ds- 1/16) in = 36,3375 in (922,97mm)

Di dalam evaporator juga terdapat tie rods yang berfungsi sebagai penyangga

baffle. Jumlah tie rods untuk diameter dalam shell = 36,4 in dapat dilihat pada tabel

5.5 yaitu sebanyak 8 buah dengan diameter ½ in. Untuk diameter dalam shell 36,4 in

maka tebal shell adalah ⅜ in dari steel carbon Sch.20 berdasarkan tabel 5.6.

Tabel 5.2 Tebal pelat baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.3 Clearance antara shell dengan baffle (TEMA Standard)


Tabel 5.4 Ukuran diameter baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.5 Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6 Tebal shell

5.4. Katup

Ekspansi (Thermostatic Expansion Valve)

Adapun jenis katup ekpansi yang direncanakan adalah seperti Gambar

(5.10).Katup ekspansi ini terdiri dari sebuah sensing bulb untuk mengendalikan suhu

superheat dan equalizer antara keluaran tube evaporator dengan inlet dari katup

ekspansi untuk menjaga tekanan jatuh (pressure drop) pada evaporator agar tidak

terlalu besar.

Ketika refrijeran memasuki evaporator berada pada suhu 0°C, dimana tekanan

saturasi suhu tersebut adalah 292,8 kPa, refrijeran dapat mengalami superheated

hingga suhu tertentu di atas 0°C dan masuk ke kompressor.


302,8 kPa

10 kPa 292,8 kPa

Gambar (5.10).Thermostatic expansion valve

Sensing thermal bulb dipasang tepat pada keluaran evaporator. Material

sensing bulb didesain sedemikian rupa sehingga suhu refrijeran dalam sensing bulb

akan sama dengan suhu refrijeran keluar dari evaporator dan tekanan pada suhu ini di

atas 292,8 kPa. Bila tekanan pegas diset pada 10 kPa maka suhu refrijeran pada

sensing bulb dibatasi pada tekanan saturasi 302,8 kPa.

Apabila suhu refrijeran keluar evaporator meningkat di atas suhu pada tekanan

tersebut, karena suhu refrijeran dalam sensing bulb sama dengan suhu refrijeran

keluar evaporator, maka tekanan sensing bulb akan naik dan menekan diafragma

sehingga pegas membuka yang berarti semakin banyak refrijeran yang masuk ke

evaporator. Sebaliknya jika suhu keluar refrijeran jatuh di bawah suhu pada tekanan

tersebut, tekanan sensing bulb turun, dan arah pegas akan menutup sehingga semakin

sedikit refrijeran yang masuk ke evaporator.

5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair

Sistem refrijerasi pada perencanaan ini dilengkapi dengan penukar kalor jalur

cair ke hisap (liquid-to-suction). Sehingga akan terjadi perpindahan kalor dari aliran

keluar kondensor yang lebih panas ke aliran keluar evaporator, dimana aliran keluar

evaporator mengalami superheating sedangkan aliran yang keluar kondensor

mengalami subcooling.

Penukar kalor yang direncanakan adalah penukar kalor pipa ganda. Konstruksi

penukar kalor tersebut dapat dilihat pada gambar 5.10 berikut. Pada konstruksi

tersebut, diameter pipa cair yang berada di dalam penukar kalor adalah sama dengan


diameter pipa cair di luar penukar kalor untuk memudahkan pemasangannya. Dalam

hal ini, ukuran diasumsikan ukuran pipa cair sebagai berikut :

Pipa cair :

Diameter nominal = 1 1/2 in.

Diameter luar ( D ) = 41,275 mm

Diameter dalam ( d ) = 37,6174 mm

Tebal ( t ) = 3,6576 mm

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

Sifat fisik refrijeran dikalkulasi pada titik masuk dan keluar dari pipa hisap

dan pipa cair. Berikut ini, akan dilakukan perhitungan untuk menentukan dimensi alat

penukar kalor tersebut. Untuk selanjutnya simbol s mewakili data – data untuk pipa

hisap dan simbol l mewakili data – data untuk pipa cair.

T,s in = T,ro dari evaporator = 0 º C.

T,s out = 4,58 o C

T,l in = T,ro dari kondensor = 40 º C.

T,l out = 37,22 º C

Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada daerah annulus (ho,s):

Dalam hal ini, Di direncanakan sama dengan diameter dalam pipa hisap (d,s) yaitu

85,979 mm sehingga Diameter hidrolik (Dh) dapat dihitung sbb:

Dh = Di-D,l = 85,979-41,275 = 44,704 mm

Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada :

P = 292,8 kPa dan Tf,s= 2,418oC, dari Lampiran [L.3],

diperoleh:

Pipa hisap

Pipa cair


ρ,s = 14,25 kg/m3 k,s = 0,0117 W/m.K

μ,s = 10,8.10-6 Pa.s Cp,s = 893,3 J/kg.K

Pr,s = 828,00117,0

108,103,893,

,, 6

=××

=× −

s

ss

kCp µ

47,325164410704,44108,10

233,14,

4,Re, 36 =××××

×=

×××

= −−

•

πµπ hs

rs D

md

( ) ( )38,3456

828,047,3251644023,0

..000.10,Re,;Pr,,Re,023,0,,4,08,0

4,08,0

=××=

>××= ssss dddNu

61,90410704,44

0117,038,3456,,,, 3 =

××

=×

= −DhkdNu

ho sss W/m2.K

Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada pipa cair bagian dalam,

hi,l :

Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada :

P = 1016 kPa dan;

T,f = 38,61º C, dari Lampiran [L.3].

diperoleh:

ρl = 1153 kg/m3

Cpl= 1,48899 kJ/kg.K

μl = 1,688.10-4 Pa/s

kl = 0,07539 W/m2.K

Prl = Cpp × μp/kp = 3,29438

Pr,l = 33,307539,0

10688,1.49,1,

,, 4

=×

=× −

l

ll

kCp µ

15,247236106174,3710688,1

233,14,,

4,Re, 34 =××××

×=

×××

= −−

•

πµπ ll

rl d

md

( )22,678

29,3)15,247236(023,0

.000.10,Re,;Pr,,Re,023,0,,3,08,0

3,08,0

=××=

>××= llll dddNu


25,1359106174,3707539,022,678

,,,,

, 3 =×

×=

×= −

l

lll d

kdNuhi W/m2.K

Menentukan koefisien perpindahan panas menyeluruh :

Analogi listrik berdasarkan konstruksi penukar kalor pada gambar (5.12) dapat

dilihat pada gambar (5.11) berikut.

ll hiAi ,,1×

ll

l

l

LkdD

,,.2,,

ln

×××

π

sl hoAo ,,1×

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

Dengan demikian, koefisien perpindahan panas menyeluruh di dalam penukar

kalor pipa ganda tersebut dapat dihitung sebagai berikut :

sl

l

ll

l

ll

l

hodD

LcopperkAo

hiAiAo

Uo

,.1

,,

ln,,,2

,,,

,1

+

×××+

×

=

π

KmWUoL

LL

LUo

./47,521

61,9041

6174,37275,41ln

832,3852041275,0

25,13590376174,0.041275,0

1

2=

+

××

×+

×××

=

ππ

ππ

Menentukan panjang penukar kalor pipa ganda

LMTDFcDUoQ

Ll ××××

=,π

Dengan menyesuaikan data – data temperatur dengan gambar (5.12),

diperoleh:

t1 = 40 ºC T1 = 0 ºC

t2 = 37,22 ºC T2 = 4,58 ºC

T,l T,s

Q


0695,0400

4022,37

358,05022,37

58,40

11

12

12

21

=−−

=−−

=

=−

−=

−−

=

tTttP

ttTTR

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

1.

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

bercampur.

LMTD = ( ) ( )

( )( )

( ) ( )( )( )

C

TTTT

TTTT

insoutl

outsinl

insoutloutsinl °=

−

−−−−

=

−

−

−−−31,36

022,3758,440ln

022,3758,440

,,,,

ln

,,,,

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

Q = rm × Cp,l × (T,l in-T,l out)

= 1,233 × 1488,99 × (40-37,22)

= 5104W

Sehingga panjang (L) dari alat penukar kalor tersebut dapat dihitung sbb:


mL

L

LMTDDUoQL

l

231,36.041275,0..47,521

5104.,..

=

=

=

π

π

BAB 6

COOLING TOWER

6.1. Pengertian Menara Pendingin


Menurut literatur El. Wakil, menara pendingin didefinisikan sebagai alat

penukar kalor yang fluida kerjanya adalah air dan udara yang berfungsi mendinginkan

air dengan kontak langsung dengan udara yang mengakibatkan sebagian kecil air

menguap. Dalam kebanyakan menara pendingin yang bekerja pada sistem

pendinginan udara menggunakan pompa sentrifugal untuk menggerakkan air vertikal

ke atas melintasi menara. Prestasi menara pendingin biasanya dinyatakan dalam range

dan approach seperti yang terlihat pada gambar 6.1. Range adalah perbedaan suhu

antara tingkat suhu air masuk menara pendingin dengan tingkat suhu air yang keluar

menara pendingin atau selisih antara suhu air panas dan suhu air dingin, sedangkan

approach adalah perbedaan antara temperatur air keluar menara pendingin dengan

temperatur bola basah udara yang masuk atau selisih antara suhu air dingin dan

temperatur bola basah (wet bulb) dari udara atmosfer.

Gambar 6.1. Range dan approach temperatur pada menara pendingin

Temperatur udara sebagaimana umumnya diukur termometer biasa yang

sering dikenal sebagai temperatur bola kering (dry bulb temperature), sedangkan

temperatur bola basah (wet bulb temperature) adalah temperatur yang bolanya diberi

kasa basah, sehingga jika air menguap dari kasa dan bacaan suhu pada termometer

menjadi lebih rendah daripada temperatur bola kering.

Pada kelembaban tinggi, penguapan akan berlangsung lamban dan temperatur bola

basah (Twb) identik dengan temperatur bola kering (Tdb). Namun pada kelembaban

rendah sebagian air akan menguap, jadi temperatur bola basah akan semakin jauh

perbedaannya dengan temperatur bola kering.

6.2. Fungsi Menara Pendingin


Semua mesin pendingin yang bekerja akan melepaskan kalor melalui

kondensor, refrijeran akan melepas kalornya kepada air pendingin sehingga air

menjadi panas. Selanjutnya air panas ini akan dipompakan ke menara pendingin.

Menara pendingin secara garis besar berfungsi untuk menyerap kalor dari air tersebut

dan menyediakan sejumlah air yang relatif sejuk (dingin) untuk dipergunakan kembali

di suatu instalasi pendingin.

6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin

Prinsip kerja menara pendingin berdasarkan pada pelepasan kalor dan

perpindahan kalor. Dalam menara pendingin, perpindahan kalor berlangsung dari air

ke udara.

Gambar 6.2. Skema menara pendingin

Prinsip kerja menara pendingin dapat dilihat pada gambar 6.2., dari gambar terlihat

bahwa air hangat didinginkan dan sebagian kecil air menguap menjadi uap air. Oleh

karena adanya perbedaan temperatur air dan udara, maka perpindahan kalor juga

terjadi dari air hangat ke udara. Sebaliknya bila temperatur air berada di bawah

temperatur bola kering, maka perpindahan kalor akan berlangsung dari udara ke air.

Dalam perancangan ini, penulis merancang menara pendingin basah, yaitu tipe

menara pendingin aliran angin mekanik (mechanical draft cooling tower). Jenis

menara pendingin ini digunakan karena memiliki beberapa keunggulan, yaitu:


1. Pasokan aliran udara terjamin dalam jumlah yang diperlukan

2. Dapat dioperasikan pada segala jenis beban dan cuaca

3. Profil fisiknya rendah, sehingga memudahkan penempatan.

6.4. Konstruksi Menara Pendingin

Gambar 6.3. Konstruksi menara pendingin

Konstruksi menara pendingin secara garis besar terdiri atas:

1. Kipas (fan)

Kipas merupakan bagian terpenting dari sebuah menara pendingin karena

berfungsi untuk menarik udara dingin dan mensirkulasikan udara tersebut di dalam

menara untuk mendinginkan air. Jika kipas tidak berfungsi maka kinerja menara

pendingin tidak akan optimal. Kipas digerakkan oleh motor listrik yang dikopel

langsung dengan poros kipas.

2. Kerangka pendukung menara (tower supporter)


Kerangka pendukung menara berfungsi untuk mendukung menara pendingin

agar dapat berdiri kokoh dan tegak. Tower supporter terbuat dari baja yang

digalvanis.

3. Rumah menara pendingin (casing)

Rumah menara pendingin (casing) harus memiliki ketahanan yang baik

terhadap segala cuaca dan umur pakai (life time) yang lama. Oleh sebab itu, casing

terbuat dari bahan polister serat kaca (fiberglass reinforced polyester) yang amat

ringan, mudah dibersihkan dan tahan korosi.

4. Pipa sprinkler

Pipa sprinkler merupakan pipa yang berfungsi untuk mensirkulasikan air

secara merata pada menara pendingin, sehingga perpindahan panas air dapat menjadi

efektif dan efisien. Pipa sprinkler dilengkapi dengan lubang-lubang kecil untuk

menyalurkan air.

5. Penampung air (water basin)

Water basin berfungsi sebagai pengumpul air sementara yang jatuh dari fill

sebelum disirkulasikan kembali ke kondensor. Sama seperti casing, water basin juga

terbuat dari bahan polister serat kaca (fiberglass reinforced polyester), sehingga tahan

korosi.

6. Lubang udara (inlet louver)

Inlet louver berfungsi sebagai tempat masuknya udara melalui lubang-lubang

yang ada. Melalui inlet louver akan terlihat kualitas dan kuantitas air yang akan

didistribusikan. Inlet louver terbuat dari paduan aluminium (aluminium alloy).

7. Isian (fill)

Fill merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi untuk

mencampurkan air yang jatuh dengan udara yang bergerak naik. Air masuk yang

mempunyai suhu yang tinggi (35-36oC) akan disemprotkan ke fill. Pada fill inilah air

yang mengalir turun ke water basin akan bertukar panas dengan udara segar dari

atmosfer yang suhunya (31oC). Oleh sebab itu, fill harus harus dapat menimbulkan

kontak yang baik antara air dan udara agar terjadi laju perpindahan kalor yang baik.

Isian harus kuat, ringan dan tahan lapuk.

Pada dasarnya ada dua jenis isian, yaitu:

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

disusun berlapis-lapis yang memecah air menjadi butiran-butiran pada waktu turun


dari satu lapisan ke lapisan lain di bawahnya. Bahan yang digunakan biasanya adalah

kayu merah (redwood), bahan plastik (seperti polystyrene dan polyethylene).

Beberapa bentuk isian tipe percik dapat dilihat pada gambar 6.4.(a).

b. Isian tipe nonpercik (fill/nonsplash type), yaitu isian yang terbuat dari lembaran-

lembaran vertikal yang mempunyai permukaan penyerap (absorbent) yang mudah

basah, sehingga air jatuh membentuk lapisan film. Dengan demikian, terdapat

permukaan air yang luas yang berkontak dengan udara. Bahan yang digunakan

biasanya kayu merah (redwood), semen asbes (asbestos-cement), bahan plastik,

lembaran logam dan sebagainya. Beberapa bentuk isian tipe nonpercik dapat dilihat

pada gambar 6.4.(b).


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

6.4.1. Kalor yang Dibuang Kondensor

Di dalam mesin pendingin kondensor berfungsi sebagai pembuang panas ke

lingkungan. panas dari ruangan setelah diserap oleh evaporator untuk selanjutnya oleh

kondensor akan dibuang ke lingkungan.

Pada kondensor, refrijeran mengalami 2 tahap yaitu:

• Tahap desuperheating: dari titik 4 ke titik 5

• Tahap kondensasi: dari titik 5 ke titik 6

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

Gambar 6.5. Proses pada kondesor

Dengan mengacu Tabel 4.3.suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki

kondensor (titik 4) adalah bersuhu Tr,i = 48,83 °C untuk selanjutnya mengalami

proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R-134a di dalam

kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah dari fasa uap ke

fasa cair (titik 6).

Besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor untuk 1 evaporator

Qr = rm (h4 – h6); dimana rm = massa aliran refrijeran untuk 1 evaporator = 1,233

h4 = 429,3h5=419,58h6 =256,35h (kJ/kg)

P

6 5 4


kg/s

Qr = 1,233 · (429,3 – 256,35)

Qr = 213,24 kW

Oleh karena pada rancangan ini memakai 3 chiller, panas buangan kondensor total

untuk 3 evaporator adalah:

Qkondensor = 3 x 213,24 = 639,74 kW

6.4.2. Massa Aliran Air

Oleh karena pada kondensor air digunakan untuk mendinginkan refrijeran

dimana selanjutnya air tersebut akan dipompakan ke cooling tower maka:

kondensortowercoolingoair QQ =

kondensoroaiaapa QTTcm =− ).(.

Dimana: am = massa aliran air (kg/s) iaT = suhu air masuk ke cooling tower direncanakan 36 oC oaT = suhu air keluar dari cooling tower direncanakan 30 oC fT = temperatur film

= 2

oaia TT += =

+2

3036 33 oC

apc = kapasitas kalor air saat temperatur film = 4,183 kJ/kg.oC kondensorQ = Kalor yang dibuang kondensor untuk 3 evaporator = 639,74 kW Maka: 74,639)3036.(183,4. =−am 74,639098,25. =am 49,25=am kg/s (202155,8 lb air/h)→untuk 2 cooling tower

Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower, sehingga massa aliran air

untuk masing-masing 1 cooling tower adalah =2

/49,25 skg 12,745 kg/s (101078 lb

air/h).

6.4.3. Volume Aliran Air / Kapasitas Aliran Air

Adapun kapasitas aliran air ( aV ) pada menara pendingin, hal ini dapat

diperoleh dari rumus berikut ini:


a

aa

mV

ρ =

dimana: aV = kapasitas aliran air / volume aliran air (kg/s) am = massa aliran air (kg/s) =25,49 kg/s aρ = massa jenis air saat temperatur film, Tf = 33 oC(kg/m3) = 994,8 kg/m3

Maka: 02562,08,994

49,25==aV m3/s (405,33 gpm) → untuk 2 cooling tower

Diperoleh kapasitas aliran air ( aV ) = 02562,0 m3/s (405,33 gpm) untuk 2 cooling

tower.

Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower, sehingga kapasitas aliran

air untuk masing-masing 1 cooling tower adalah =2

/02562,0 3 sm 0,01281m3/s

(202,66 gpm). Dengan menyesuaikan data dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD.

Lampiran [L.18], maka dipilih menara pendingin dengan spesifikasi sebagai berikut:

• Tipe: LBC 200

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

• Dimensi:

- Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (1173/4 in)

- Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (1482/5 in)

• Koneksi pipa

- Pipa outlet: 150 mm (6 in)

- Pipa inlet: 150 mm (6 in)

• Daya motor kipas (fan): 5 HP

• Diameter kipas (fan diameter): 1750 mm (681/3 in)

• Kapasitas aliran udara: 1250 m3/menit (42780 cfm)

6.4.4. Kondisi Udara dan Air pada Menara Pendingin

6.4.4.1. Kondisi Udara

a. Temperatur Jenuh Udara

Temperatur jenuh udara pada menara pendingin diukur dengan suatu alat yang

disebut dengan Thermohygrometer. Dengan alat ini diukur temperatur udara dan

kelembaban relatif (RH) udara masuk dan keluar dari menara pendingin.


Temperatur jenuh udara pada menara pendingin adalah sebagai berikut:

• Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan berdasarkan hasil

pengukuran diperoleh kelembaban relatif (RH) = 60%.

• Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan direncanakan

kelembaban relatif (RH) = 95%.

b. Kelembaban Absolut Udara

Kelembaban absolut udara dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan:

v

v

PPP

−=

.622,0ω dengan Pv = RH . Psat

dimana:

ω = kelembaban absolut pada temperatur tertentu

Pv = tekanan parsial aktual uap air di udara (inHg)

Pv = RH . Psat

Psat = tekanan parsial udara jenuh (inHg)

P = tekanan udara bebas pada atmosfer = 1 atm = 101325 Pa = 29,92 inHg

Tekanan parsial aktual dan kelembaban absolut dari udara masuk dan keluar

menara pendingin adalah sebagai berikut:

• Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 77%

Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia

(29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08 oF adalah Psat

= 1,7138 inHg.

Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus:

Pv = RH . Psat

= 77% . 1,7138

= 1,3196 inHg.

Kelembaban absolut dapat diperoleh dengan rumus:


ingudaralbairlb

PPP

v

v

ker/028699,03196,192,293196,1622,0

.622,0

=−×

=

−=ω

• Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 90%

Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia

(29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08 oF adalah Psat

= 1,7138 inHg.

Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus:

Pv = RH . Psat

= 95% . 1,7138

= 1,6281 inHg.

Kelembaban absolut dapat diperoleh dengan rumus:

ingudaralbairlb

PPP

v

v

ker/03649,0 1,628192,29 1,6281622,0

.622,0

=−×

=

−=ω

6.4.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin

Kondisi air pada menara pendingin diukur dengan termometer dengan

mengukur temperatur air masuk ke menara pendingin dan air keluar menara

pendingin. Kondisi air pada menara pendingin adalah sebagai berikut:

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

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

6.4.5. Massa Air Persatuan Massa Udara Kering

Pada menara pendingin berlaku persamaan massa dan persamaan neraca

energi dan persamaan neraca massa yaitu:

• Persamaan neraca energi: fBBvgfAAvg hWhhhWhh ++=++ 222.111 .. ωω

• Persamaan neraca massa: BA WW −=− 12 ωω


• Dimana )( 1212 TTchh pgg −=− dengan cp = 0,24 Btu/(lb.oF) → harga cp udara

kering

• hv = entalpi uap air diambil dari nilai hg tabel uap

• hw = entalpi air sirkulasi diambil dari nilai hf tabel uap

Gambar 6.6. Bagan menara pendingin

Sehingga persamaan neraca energi di atas dapat ditulis sebagai berikut:

fBAgpfAAg hWhTTChWh ])([.)(. 122212.11 ωωωω −−++−=+

dimana:

ω = kelembaban absolut = massa uap air persatuan massa udara kering

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

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

hg1 = entalpi uap air masuk

= hg @96,08o

F dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L16]

=1102,98 Btu/lb air

hg2 = entalpi uap air keluar

= hg @96,08o

F dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10].

=1102,98 Btu/lb air

1 lbm udara kering, hg2 ω2, hg2

1 lbm udara kering, hg1 ω1, hg1

WA hf A

WB hf B B

A 2

1 Udara dingin masuk

Air dingin keluar

Air panas masuk

Udara panas keluar


WA = massa air persatuan massa udara kering masuk (lb air/lb udara kering)

WB = massa air persatuan massa udara kering keluar (lb air/lb udara kering)

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

T1 = suhu udara masuk ke menara pendingin = 96,08 oF

T2 = suhu udara keluar dari menara pendingin = 96,08 oF

hfA = entalpi air masuk ke menara pendingin

= hf @96,8oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10]

= 64,8 Btu/lb air

hfB = entalpi air keluar ke menara pendingin

= hf @86oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10]

= 54,05 Btu/lb air

Maka:

6.4.6. Kebutuhan Udara pada Menara Pendingin

Banyaknya udara yang diperlukan pada menara pendingin dapat diperoleh

dengan cara: a

au W

mm

=

dimana:

um = massa aliran udara (lb udara kering/menit)

am = massa aliran air pada menara pendingin (lb air/menit)

= 12,745 kg/s (101078 lb air/h).= 1684,63lb air/menit

aW = kebutuhan air persatuan massa udara kering (lb air/lb udara kering)

= 0,76054 lb air/ lb udara kering

Maka:

)/757,16(/kering04,2215

kering/76054,0/63,1684

skgmenitudaralbudaralbairlb

menitairlbmu

=

=

Volume aliran udara dalam menara pendingin adalah sebagai berikut:

uuu mV υ×=

kering udara lbair/ lb 0,76054 1759,8.75,10

4211,0.05,54247,400.8,6465,314,055])028699,003649,0([ 1102,9803649,0)08,9608,96(24,08,64 1102,98028699,0 .

==

−++=+−−+×+−=+×

A

A

AA

AA

WW

WWWW


dimana:

uV = volume aliran udara (ft3/menit) (cfm)

um = massa aliran udara (lb udara kering/menit)

uυ = spesifik volume udara masuk menara pendingin, T1= 96,08 oF

= F08,96@ oυ dari tabel sifat termodinamik uap air pada tekanan atmosfer

14,696

psia (29,92 inHg) pada Lampiran [L.10]

= 14,01 ft3/lb udara kering

Maka:

)/66,14(31100

71,31032ker/01,14/ker04,2215

3

3

smcfmcfm

ingudaralbftmenitingudaralbVu

≈

=×=

6.4.7. Total Kebutuhan Udara Luar

Total kebutuhan udara luar dapat dihitung dengan rumus:

)1( 1ω+= uu VtotalV

dimana:

uV total = volume aliran udara total(ft3/menit) (cfm)

uV = volume aliran udara (ft3/menit) (cfm)

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

Maka:

)/058,15(53,31992

)028699,01(311003 smcfm

cfmtotalVu

=

+=

6.4.8. Air Tambahan (Makeup Water) pada Menara Pendingin

6.4.8.1. Kerugian Akibat Penguapan

Banyaknya air yang mengalami penguapan dapat dihitung dengan cara:

).( 12 ωω −= uevaporated mm

dimana:


evaporatedm = massa aliran air yang menguap (lb air/menit)

um = massa aliran udara = 04,2215 lb udara kering/menit

1ω = kelembaban absolut udara masuk = 028699,0 lb air/lb udara kering

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

Maka:

)/13,0(/257,17

ker/)028699,003649,0.(/ker04,2215

skgmenitairlbingudaralbairlbmenitingudaralbmevaporated

=

−=

Banyaknya air yang menguap bila dinyatakan dalam bentuk volume alir:

fAevaporatedevaporated mV υ. =

dimana :

evaporatedV = volume alir air yang menguap (ft3/menit) (gpm)

evaporatedm = massa alir air yang menguap (lb air/ menit)

fAυ = spesifik volume air masuk menara pendingin, TA = 96,8 oF

= 0,01612 ft3/lb air

Maka:

)/10315,1(081,248,727818,0

27818,0

/01612,0/257,17

34

3

smgpmgpm

cfmairlbftmenitairlbVevaporated

−×=

×==

×=

6.4.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan (Drift)

Hanyutan (Drift) adalah air yang terbawa oleh arus udara sebagai butiran-

butiran air yang tidak ikut menguap. Berdasarkan literatur El. Wakil, banyaknya

kerugian akibat hanyutan adalah di bawah 0,2% dari total air yang bersirkulasi.

adrift VnV .=

Dimana: driftV = volume air yang mengalami hanyutan (gpm)

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

aV = volume aliran air/volume sirkulasi air (gpm)

= 0,01281m3/s (202,66 gpm).


Maka:

)/100266,2(20266,066,202.%1,0 35 smgpmgpmVdrift−×==

6.4.8.3. Banyaknya Pemakaian Air Tambahan

Banyaknya pemakaian air tambahan dapat diperoleh dengan cara:

Makeup water = driftevaporated VV +

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

evaporatedV = volume air yang menguap (gpm) = gpm416,2

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

Maka:

Makeup water = 2,081 + 0,20266 = 2,28366 gpm (1,444 x 10-4 m3/s)

6.4.9. Perhitungan Dimensi Menara Pendingin

6.4.9.1. Diameter dan Tinggi Menara Pendingin

Diameter menara pendingin yang dirancang adalah sesuai dengan Katalog

Liang Chi Industry Co., LTD. ( Lampiran [L.18] ) untuk kapasitas aliran air 687 gpm

dengan mengacu pada hasil perhitungan kapasitas aliran air ( aV ) = 373,37 gpm pada

subbab 6.2.3. Menara pendingin yang dirancang mempunyai spesifikasi seperti

Menara Pendingin Tipe LBC 200 dari Katalog Liang Chi Industry Co.,LTD. yaitu

sebagai berikut:

• Kapasitas aliran air: 687 gpm

• Dimensi:

- Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (1173/4 in)

- Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (1482/5 in)

6.4.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Udara (Inlet Louver)

Luas lubang udara (inlet louver) adalah tempat masuknya udara ke menara

pendingin. Luas menara pendingin dapat dicari dengan persamaan:

u

ulouverinlet v

VA

=

dimana:

louverinletA = luas inlet louver (m2)


uV = kapasitas aliran udara disesuaikan dengan kapasitas aliran pada

menara pendingin tipe LBC 200 lampiran [L.18]

= 1250 m3/menit (42780 cfm)

uv = kecepatan udara

= 7,5 mph (201,25 m/menit)

Maka:

2

3

211,6/25,201/1250

mmenitmmenitmA louverinlet

=

=

Luas menara pendingin merupakan hasil perkalian keliling menara dengan tinggi inlet

louver, sehingga tinggi inlet louver dapat dihitung dengan cara berikut ini:

DA

t

tDA

louverinleti

ilouverinlet

.

..

π

π

=

=

dimana:

louverinletA = luas inlet louver (m2)

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

ti = tinggi inlet louver

Maka:

)524(524,0

77,3.211,6 2

mmmm

mti

=

=π

6.4.9.3. Diameter Kepala Sprinkler (Sprinkler Head)

Kepala sprinkler (sprinkler head) dan pipa sprinkler (sprinkler pipe)

merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi mengalirkan air secara

merata. Dalam hal ini kepala sprinkler yang dirancang terbuat dari Aluminium alloy.


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

Keterangan: Dh = diameter kepala sprinkler (mm)

Kapasitas aliran air pada kepala sprinkler adalah sebagai berikut:

headhead AvV .=

dimana:

headV = kapasitas aliran air di sprinkler head (m3/s)

= kapasitas aliran air pada menara pendingin ( aV )

= 0,01281m3/s (202,66 gpm)

v = kecepatan aliran air sesuai dengan literatur = 0,9 – 3,0 m/s

= direncanakan 2 m/s

headA = luas sprinkler head (m2)

headA = 2

4 hDπ = v

Vhead

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

v

VD head

h .4π

=

dimana:

Dh = diameter sprinkler head (m) (mm)

Sehingga diameter sprinkler head adalah sebagai berikut:

)3,90(0903,0

2.) 0,01281 .(4

mmm

Dh

=

=π

6.4.9.4. Diameter Pipa Sprinkler (Sprinkler Pipe)

Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 4 buah

sprinkler, maka kapasitas aliran air pada sprinkler pipe adalah:

smV

V headp /0032,0

4 0,01281

43===

Sehingga diameter sprinkler pipe adalah sebagai berikut:


v

VD p

p .4π

=

dimana:

Dp = diameter sprinkler pipe (m) (mm)

pV = kapasitas aliran air pada sprinkler pipe

v = kecepatan aliran air = 2 m/s

Maka:

)45(045,0

2.)0032,0.(4

mmm

Dp

=

=π

6.4.9.5. Diameter Lubang Sprinkler (Sprinkler Hole)

Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 10 buah

sprinkler hole persprinkler, maka kapasitas aliran air pada sprinkler hole adalah:

smV

V ph /00032,0

10 0,0032

103===

Sehingga diameter sprinkler hole adalah sebagai berikut:

v

VD h

h .4π

=

dimana:

Dh = diameter sprinkler hole (m) (mm)

hV = kapasitas aliran air pada sprinkler hole

v = kecepatan aliran air = 2 m/s

Maka:

)2,14(0142,0

2.)00032,0.(4

mmm

Dh

=

=π

6.4.9.6. Kipas (Fan)

Perencanaan kipas (fan) untuk menara pendingin adalah sesuai dengan data

dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD. (Lampiran L.18) untuk tipe LBC 200:

Daya fan : 5 HP


Diameter fan: 1750 mm (1,75 m)

BAB 7

SISTEM PEMIPAAN AIR

Sistem distribusi yang akan dibahas dalam bab ini adalah sistem pemipaan air

dan sistem distribusi udara, di mana air panas keluar dari kondensor di tiap lantai dan

dipompakan ke Cooling Tower di lantai 3. Selanjutnya air di cooling tower akan

didinginkan untuk kemudian disalurkan kembali ke kondensor untuk mendinginkan

refrigerant. Sedangkan sistem distribusi udara berhubungan dengan Package Unit, di

mana semua ruangan dikondisikan sama dengan menggunakan Package Unit.

7.1. Sistem Pemipaan Air

7.1.1. Kerugian Head pada Pemipaan Air


Perencanaan pemipaan air ini berkaitan dengan pemilihan pompa untuk unit

mesin pendingin ini. Fluida yang mengalir di dalam pipa akan mengalami kerugian

head akibat adanya gesekan dan panjang pipa. Kerugian ini dapat dibagi menjadi dua

bagian, yaitu:

- Kerugian minor adalah kerugian yang terjadi akibat adanya sambungan dan katup-

katup di sepanjang pipa yang dilalui air.

- Kerugian mayor adalah kerugian yang disebabkan oleh fluida air karena adanya

gesekan fluida dengan permukaan dinding pipa. Faktor yang mempengaruhi

gesekan ini adalah kecepatan fluida, panjang dan diameter pipa. Kerugian head

yang terjadi karena gesekan ini dirumuskan dengan :

gD

vlfhf..2

. 2

=

dengan : hf = kerugian akibat gesekan (ft)

l = panjang pipa (ft)

f = koefisien gesekan karena kekasaran pipa (Moody chart)

v = kecepatan fluida ( ft/s )

D = diameter pipa ( in )

Tabel 7.1 Kekasaran Pipa Berbagai Material


(Sumber : Fluid Mechanics, Frank M.White)

Adapun fungsi dari tiap aksesoris pipa yang perlu dipasang adalah :

• Gate valve, dipasang pada pemipaan sebelum pompa untuk menghidupkan

ataupun mematikan laju aliran air menuju pompa.

• Globe valve , dipasang pada keluaran pompa untuk mengatur besasr kecilnya

aliran air keluar pompa.

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

katup ini hanya menginzinkan aliran air pada satu arah saja.

Data – data dari valve dapat dilihat pada [L.17].

Kecepatan air mengalir didalam pipa harus dibatasi kecepatannya agar tidak

melebihi 500 fpm (2,5 m/s) karena kecepatan air didalam pipa melebihi kecepatan

tersebut akan menyebabkan erosi , Bahan dari pipa direncanakan dari bahan

galvanized steel sch.40 baru dengan nilai ε=0,0005 .

Data viskositas dinamis dapat diperoleh dari Tabel 7.2.

Tabel 7.2. Tabel sifat fisik air

Kondisi air memasuki kondensor dan Cooling Tower.


• Kebutuhan kapasitas air untuk kondensor dirancang Tw,ec = 30oC (86oF) dan

meninggalkan coil dirancang Tw,lc = 36oC (96,8oF). Setelah keluar dari

kondensor air akan didinginkan di cooling tower.

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

diambil 1,5 m/s

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

• Laju aliran air seperti yang telah dihitung pada subbab 6.2.3 adalah sebesar

0,017385 m3/s (275,05 gpm).

7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air

Dalam perencanaan masalah ekonomi juga harus diperhatikan. Hal ini

disebabkan oleh adanya kerugian head pada pipa. Dengan menggunakan diameter

pipa yang besar maka masalah kerugian head bisa diperkecil, akan tetapi hal ini

mengakibatkan mahalnya material pipa. Sebaliknya dengan menggunakan diameter

pipa yang kecil akan mengakibatkan head yang besar. Kerugian head ini akan

menyebabkan naiknya daya pompa. Faktor gesekan pipa dapat dilihat pada Moody

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

kemudian aksesoris pipa seperti globe valve,gate valve,dan swing check valve dapat

dilihat pada Lampiran [L.17]

Selanjutnya panjang ekivalen dari aksesoris pipa dapat dilihat pada Lampiran

juga. Menurut Edward G.Pita, kerugian mayor yang terjadi pada pemipaan air harus

berada pada range 6 – 12 ft/100 ft. Dalam perencanaan ini diambil 8 ft/ 100 ft. Faktor

kekasaran pipa dan bilangan Reynold dapat dihitung dengan :

2

52

...8...

QLhfgf φπ

= 5/1

2

2

.....8

=

hfgLfQ

πφ

di mana : Q = 2mr

φυπ ..

.4Re Q=

Dimana : g = percepatan gravitasi ( 32,2 ft2/s )

hf = head loses pipa ( ft )

Ø = diameter pipa ( in )

L = panjang ekivalen pipa ( ft )


mr = massa aliran air ( ft3/s )

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

Gambar 7.3. Moody Chart

7.1.3. Layout Sistem Pemipaan Air untuk Kondensor dan Cooling Tower

Laju aliran untuk pendinginan 3 kondensor adalah 0,017385 m3/s (275,05

gpm),maka untuk tiap kondensor menerima 0,005795 m3/s (91,683gpm).

Adapun layout yang telah direncanakan dapat dilihat pada gambar di bagian

lampiran [L.22]

7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor

- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit C-Cond.3 dan D-Cond.3

Dengan laju aliran sebesar 0.01159 m3/s (183,36 gpm = 0,41 ft3/s) sifat air

dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5

ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian

head 8 ft/ 100ft

Panjang pipa = 3 m = 10 ft

2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = 2 x 7,5ft = 15 ft

Panjang ekivalen = 10 + 15 = 25 ft


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

Ø = 0,555497949 f1/5

Re = 60395.63/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025 Ø=0,265625ft Re=2,2737 x 105 ε/ Ø=0,0018823

Dapat : f=0,024 Ø =0.2634660 ft Re=2,29234 x 105 ε/ Ø=0,0018977

Dapat : f=0,024 ( sama )

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

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

- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit C-H

Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m3/s (257,86gpm = 0,576 ft3/s) , sifat air



head 8 ft/ 100ft

Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft

1 buah Tee = 15 ft

1 buah Elbow 90o = 7,5 ft

Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 7,5) ft = 24,16 ft

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

Ø = 0,63659589 f1/5

Re= 84848.49/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025 Ø=0,30431 ft Re=2,787 x 105 ε/ Ø=0,001642

Dapat : f=0,027 Ø =0,309 ft Re=2,787 x 105 ε/ Ø=0,001617



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

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

Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m3/s (128,93 gpm = 0,288 ft3/s) , sifat air




head 8 ft/ 100ft



1 buah Gate Valve = 3,2 ft

Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft


Ø = 0,482387686 f1/5

Re= 42424.24/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,237 ft Re=1,7854 x 105 ε/ Ø=0,002104




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

Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m3/s (128,93 gpm = 0,288 ft3/s), sifat air



head 8 ft/ 100ft


1 buah Tee = 15 ft


Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) ft = 19,86 ft


Ø = 0,482236781 f1/5

Re= 42424.24/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,2375 ft Re=1,7859 x 105 ε/ Ø=0,002104





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

Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m3/s (257,86gpm = 0,576 ft3/s), sifat air



head 8 ft/ 100ft


3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft

1 buah Tee = 15 ft

Panjang ekivalen = (131,65 + 22,5 + 15)ft = 169,15 ft


Ø = 0,636712759 f1/5

Re= 84848.49/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,027 Ø =0,309 ft Re=2,7442 x 105 ε/ Ø=0,001617




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




head 8 ft/ 100ft

Panjang pipa = 38 m = 126,54 ft


1 buah Tee = 15 ft

Panjang ekivalen = (126,54 + 22,5 + 15)ft = 164 ft

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


Ø = 0,636605544 f1/5

Re= 84848.49/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,027 Ø =0,309 ft Re=2,7447 x 105 ε/ Ø=0,001617




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

Dengan laju aliran sebesar 0.004577 m3/s (72,41 gpm = 0,162 ft3/s) , sifat air



head 8 ft/ 100ft



Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft


Ø = 0,383155374 f1/5

Re= 23863.64/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,031 Ø =0,1912 ft Re=1,24764 x 105 ε/ Ø=0,00261




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




head 8 ft/ 100ft




Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft


Ø = 0,466516775 f1/5

Re= 39036.2/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,229 ft Re=1,6987 x 105 ε/ Ø=0,002175




- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit A-F




head 8 ft/ 100ft



Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5) ft = 9,16 ft


Ø = 0,466874103 f1/5

Re= 39036.2/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,229 ft Re=1,6974 x 105 ε/ Ø=0,002174




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


Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m3/s (59,325gpm = 0,1325 ft3/s) , sifat air



head 8 ft/ 100ft




Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft


Ø = 0,353610839 f1/5

Re= 19518.1/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,026 Ø =0,270 ft Re=7,2263 x 104 ε/ Ø=0,001851




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

Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m3/s (59,325gpm = 0,1325 ft3/s), sifat air



head 8 ft/ 100ft


1 buah Tee = 15 ft


Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) = 19,86 ft


Ø = 0,35394656 f1/5

Re= 19518.1/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø



Dapat : f=0,026 Ø =0,270 ft Re=7,2194 x 104 ε/ Ø=0,00184




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




head 8 ft/ 100ft



1 buah Tee = 15 ft

Panjang ekivalen = (124,8 + 22,5 + 15) ft = 162,3 ft

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

Ø = 0,491528796 f1/5

Re= 39036.2/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,242 ft Re=1,61227 x 105 ε/ Ø=0,00206




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




head 8 ft/ 100ft


2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft

Panjang ekivalen = (120 + 15) ft = 135 ft


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

Ø = 0,466516775 f1/5

Re= 39036.2/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,029 Ø =0,229 ft Re=1,69871 x 105 ε/ Ø=0,00217




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




head 8 ft/ 100ft



Panjang ekivalen = (38,3 + 22,5) ft = 60,8 ft


Ø = 0,737964271 f1/5

Re= 122853.5/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,026 Ø =0,355 ft Re=3,4542 x 105 ε/ Ø=0,00140




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





head 8 ft/ 100ft



1 buah Tee = 15 ft



Ø = 0,737964271 f1/5

Re= 122853.5/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,026 Ø =0,355 ft Re=3,4542 x 105 ε/ Ø=0,00140




- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Q-CT2




head 8 ft/ 100ft




Panjang ekivalen = (40 + 22,5 + 3,2) ft = 65,7 ft


Ø = 0,559272335 f1/5

Re= 61426.77/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025 Ø=0,267 ft Re=2,296x 105 ε/ Ø=0,00186

Dapat : f=0,028 Ø =0,273 ft Re=2,245 x 105 ε/ Ø=0,00182





- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Q-CT1




head 8 ft/ 100ft




Panjang ekivalen = (20 + 15 + 3,2) ft = 38,2 ft


Ø = 0,559272335 f1/5

Re= 61426.77/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,028 Ø =0,273 ft Re=2,245 x 105 ε/ Ø=0,00182




- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 1




head 8 ft/ 100ft



1 buah Globe Valve = 84 ft




Ø = 0,559272335 f1/5

Re= 61426.77/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,028 Ø =0,273 ft Re=2,245 x 105 ε/ Ø=0,00182




- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 2

Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m3/s (186,675gpm = 0,417 ft3/s),sifat air



head 8 ft/ 100ft



1 buah Globe Valve = 84 ft

Panjang ekivalen = (23,3 + 15 + 84) ft = 122,3 ft


Ø = 0,559272335 f1/5

Re= 61426.77/ Ø

ε/ Ø =0,0005/ Ø


Dapat : f=0,028 Ø =0,273 ft Re=2,245 x 105 ε/ Ø=0,00182




7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower

7.1.4.1. Head Pompa

Kapasitas air pada total 3 kondensor adalah 0,017385 m3/s (275,05 gpm). Pada

perancangan ini, direncanakan pemakaian pompa sebanyak 6 buah di mana 3 pompa

yang diaktifkan sedangkan duanya lagi sebagai pompa cadangan yang tidak


diaktifkan. Pompa cadangan ini berfungsi untuk menjaga apabila adanya kerusakan

pada pompa, sehingga terdapat pompa backup sebanyak 50%. Dengan demikian

mesin pendingin masih mampu dijalankan karena kondensor masih dapat berfungsi

dengan adanya pompa cadangan tersebut.

Maka 1 buah pompa akan melayani air dengan kapasitas aliran sebesar

0,0028975 m3/s

Berikut ini adalah cara untuk menghitung Head Pompa (Hp) :

Hp = Hlosses + Hpressure drop + Hz

- Head Losses

Head losses = Hf + Hm

Di mana Hf = head gesekan (m)

Hm = head minor (m)

Head gesekan (Hf) adalah head yang timbul akibat dari bergesekannya fluida

di dalam pipa dengan permukaan pipa tersebut. Head losses pada pipa

ekivalen dihitung dengan menghitung kerugian gesekan pada jalur pipa

terpanjang yang terhubung dari pipa tekan pompa P2 pada lantai 1M sampai

ke Cooling Tower di lantai 3,lalu kembali ke pipa isap pompa P2.

Adapun rumus untuk menghitung head gesekan (Hf) adalah :

LC

Qhf ...666,10

85,485,1

85,1

φ=

Di mana : hf = head gesekan (m)

Q = kapasitas aliran air (0,101419 m3/s)

C = Konstanta untuk pipa, diambil 130 (steel pipe baru seperti

yang tercantum pada tabel 7.3.

φ = Diameter pipa (m)

L = Panjang ekivalen pipa (m)

Tabel 7.3. Harga C untuk berbagai jenis pipa

Sumber : Fluid Mechanics, Frank M.White


Misalnya : Sirkuit C-Cond3 & D-Cond.3

Diameter pipa (φ ) = 3.548 in = 0,09 m

Panjang ekivalen (L) = 25 ft = 7,5 m

Kapasitas air (Q) = 0.01159 m3/s

Sehingga : ..

.666,1085,485,1

85,1

=hf L = 5,7.09,0.130

01159,0.666,1085,485,1

85,1

= 0,3039

Untuk sirkuit lain dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabulasikan

pada Tabel 7.1. sebagai berikut

Tabel 7.1. Perhitungan Head pompa

SIRKUIT Q (m3/s) C Φin (in) Φin (m) L (ft) L (m) Hf (m) C-Cond3 & D-Cond.3 0.01159 130 3.548 0.09 25 7.5 0.303910585

C-H 0.0163 130 4.026 0.102 24.16 7.248 0.300788202

G-Pump3 & H-Pump4 0.00815 130 3.068 0.078 12.36 3.708 0.15679379

G-Pump4 & H-Pump3 0.00815 130 3.068 0.078 19.86 5.958 0.251935652

D-Sh.3b 0.0163 130 4.026 0.102 169.15 50.745 2.10589091

G-Sh.3a 0.0163 130 4.026 0.102 164 49.2 2.041774219

D-Cond.2 & C-Cond.2 0.004577 130 2.469 0.0626 10.83 3.249 0.137292009

A-Cond.1 & B-Cond.1 0.0075 130 3.068 0.078 10.83 3.249 0.117804154

A-F 0.0075 130 3.068 0.078 9.16 2.748 0.099638601

E-Pump1 & H-Pump2 0.00375 130 3.548 0.09 12.36 3.708 0.01863064

E-Pump2 & F-Pump1 0.00375 130 3.548 0.09 19.86 5.958 0.02993564

B-Sh.3b 0.0075 130 3.068 0.078 162.3 48.69 1.765430669

E-Sh.3a 0.0075 130 3.068 0.078 135 40.5 1.46847283

Sh.3a-T 0.0236 130 5.047 0.128 60.8 18.24 0.4990569

Sh.3b-Q 0.0236 130 5.047 0.128 44.1 13.23 0.361980416

Q-CT2 0.0118 130 3.548 0.09 65.7 19.71 0.825654867

Q-CT1 0.0118 130 3.548 0.09 38.2 11.46 0.480061125

T-CT1 0.0118 130 3.548 0.09 94.83 28.449 1.191732892

T-CT2 0.0118 130 3.548 0.09 122.3 36.69 1.536949622

Total Hf = 11.6519595

Sedangkan head minor (Hm) adalah head yang disebabkan akibat dari

penggunaan suatu peralatan. Dalam hal ini, head minor dari sirkuit pemipaan

ini adalah head tower dari cooling tower. Adapun harga dari head tower

diambil dari katalog Liang Chi Industry Co.Ltd. yaitu 4 m (13,2 ft)

Dengan demikian, head losses total dari sirkuit pemipaaan air ini adalah :

Head losses = Hf + Hm

= 11,65 + 4 m


= 15,65 m

- Head pressure drop (Hpressure drop)

Oleh karena ketidaktersediaan alat di laboratorium, sehingga tidak

memungkinkan untuk dilakukan penelitian. Maka pada perancangan ini

tekanan kondensor dianggap pada kondisi ideal, sehingga tidak ada penurunan

tekanan di kondensor (ΔP = 0)

0 drop Hpressure =∆

=γP

- Head ketinggian (Hz)

Head ketinggian adalah tinggi kenaikan air dari sumbu pompa, dalam hal ini

yang menjadi head ketinggian adalah jarak sumbu pompa di lantai 1M ke

Cooling Tower di Lantai 3 yaitu 12 m.

Maka besarnya head pompa adalah sebagai berikut :

Hp =15,65 + 0 + 12 = 27,65 m

7.1.4.2. Daya Pompa

Dalam perancangan ini direncanakan memakai 6 pompa yang disusun paralel

untuk mensirkulasikan air dari kondensor di lantai 1M ke Cooling Tower di

Atap lantai 3 dan kondensor dari lantai 3 ke lantai Cooling Tower di Atap

Lantai 3. Dari ke-6 pompa ini,hanya 3 pompa diaktifkan, sedangkan 3 pompa

lainnya bertindak sebagai cadangan.. Adapun kapasitas aliran untuk 1 pompa

adalah sebesar 005795.03

/s0,017385m3= (0,20473 ft3/s). Head losses yang

dilayani tiap pompa adalah 27,65 m (92,16 ft). Dengan demikian daya pompa

yang dihitung adalah :

HpQg ... Pp ρ=

Di mana : Pp = daya pompa (ft.lbf/s)

G = gravitasi bumi (32,2 ft/s2)

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

slug/ft3)


Q = kapasitas aliran = 0,20473 ft3/s

Hp = head pompa = 92,16 ft

Maka :

Pp = HpQg ...ρ

= 1,928 x 32,2 x 0,20473 x 92,16

= 1171 ft. lbf/s (2,1 hp) = 1,5 kW

7.2. Sistem Distribusi Udara

7.2.1. Package Unit

Package Unit adalah suatu alat yang berfungsi untuk mendinginkan udara

ruangan dimana pada package system ini, unit kondensor, kompresor,

evaporator, dan katup ekspansi semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin

pendingin. Kondensor dapat diletakkan didalam ruangan beserta dengan

evaporator. Siklus kerjanya sama seperti tipe window system dan split system.

Hanya saja kondensor yang dipakai umumnya berupa water-cooled condensor

(kondensor pendinginan air).

Udara ruangan yang mengalir bersirkulasi melewati coil pendingin ini akan

menjadi dingin sementara refrigeran yang mengalir di dalam tube evaporator

setelah menerima panas dari udara akan menguap . Uap refrigeran unutk

selanjutnya akan dimasukkan ke kompresor dan ditekan dari tekanan evaporator

hingga ke tekanan tinggi pada kondensor . Keluar dari kompressor , refrigeran

mengalir ke dalam kondensor . Di dalam kondensor ini refrigeran ini akan

membuang kalor sementara kalor yang dibuang oleh kondensor diterima oleh air

dingin yang mengalir melewati kondensor ini akan mengalami kenaikan suhu .

Untuk mendinginkan air ini , maka air panas ini akan dipompakan ke cooling

tower untuk selanjutnya didinginkan dengan udara yang mengalir menyilang

melewatinya.

Pada Bangunan kantor ADPEL dipilih menggunakan Package Unit dilihat dari

segi biaya,luas ruangan yang dikondisikan dan segi tata keindahan.Dari segi

biaya dapat diperkecil jika menggunakan Package Unit daripada AHU di mana

pada gedung kantor ADPEL ini terdapat ruangan-ruangan yang tidak berfungsi

penuh, tergantung pada waktu dan luas gedung yang tidak terlalu besar.Adapun


total Cooling Load pada Lantai 1 adalah sebesar 1052171,81 Btu/h dan dipilih

sebanyak 43 buah diffusor,Cooling Load Lantai 2 sebesar 415464,87 Btu/h

dipilih untuk 25 buah diffusor dan Cooling Load Lantai 3 adalah sebesar

680921,36 Btu/h untuk 42 buah diffusor.

7.2.2. Pemilihan Package Unit

Untuk kebutuhan udara ruangan yang dikondisikan di lantai 1,2, dan 3

direncanakan 1 unit Package unit untuk tiap-tiap lantai. Pembagian cfm pada setiap

lantai berbeda-beda sesuai dengan kebutuhan masing-masing lantai.

Gambar 7.4. Package Unit Sistem

- Untuk Lantai 1

cfmxx

06,2190907,060)1930(

1012199 cfm =−

=

- Untuk Lantai 2

cfmxx

48,801907,060)2,184,26(

276191 cfm =−

=


- Untuk Lantai 3

cfmxx

43,1212407,060)6,172,25(

387012 cfm =−

=

7.2.2. Perencanaan Saluran Udara

Sistem distribusi udara ini dilakukan oleh Blower pada Package Unit, di mana

Blower mengalirkan udara dingin yang melewati coil Package Unit untuk

selanjutnya didistribusikan ke ruangan melalui ducting. Udara keluar dari

ducting menuju ruangan melalui diffusor. Adapun perhitungan jalur distribusi

udara dapat dilihat pada Tabel 7.5 di bawah ini :

Tabel 7.5. Kecepatan maksimum udara dalam duct system kecepatan rendah

Jalur distribusi udara atau ducting diletakkan di langit-langit setiap lantai

seperti terlihat pada Lampiran [L.19 – L.21]

udaraxxhhQ

ρ60)43( cfm

−= di mana : Q = Cooling Load Total (Btu/h)

udaraρ = 0,07

- Untuk Lantai 1

cfmxxxxhh

06,2190907,060)1930(

101219907,060)43(

1012199 cfm =−

=−

= untuk 43

diffusor


Jadi, setiap diffusor melepaskan 509,51 cfm ke masing-masing ruangan yang

dikondisikan di Lantai 1.

Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan

sebagai berikut

Tabel 7.2. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1

Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in) X - 2 182.33 0.17 12 x 12

1 ke 2 182.33 0.17 12 x 12 2 ke 3 182.33 0.17 12 x 12 3 ke 4 182.33 0.17 12 x 12 2 ke 6 182.33 0.17 12 x 12 5 ke 6 182.33 0.17 12 x 12 5 ke 7 182.33 0.17 12 x 12 7 ke 8 182.33 0.17 12 x 12 X - Y 105.3 0.17 8 x 8 Y - Z 105.3 0.17 8 x 8 X - V 182.33 0.17 5,5 x 5.5 V - W 99.6 0.17 12 x 12 V - T 67.47 0.17 5,5 x 5,5 T - U 99.6 0.17 7,5 x 7,5 S - T 64.71 0.17 5,5 x 5,5 R - S 657.35 0.17 40 x 40 Q - 9 657.35 0.17 40 x 40 P - N 657.35 0.17 40 x 40 N - O 657.35 0.17 40 x 40 L - N 657.35 0.17 40 x 40 L - M 114.93 0.17 7,5 x 7,5 L - D 114.93 0.17 7,5 x 7,5 D - I 127.03 0.17 7,5 x 7,5 I - J 127.03 0.17 7,5 x 7,5 J - K 127.03 0.17 7,5 x 7,5 C - D 127.03 0.17 7,5 x 7,5 B - C 127.03 0.17 7,5 x 7,5 B - E 127.03 0.17 7,5 x 7,5 C - F 127.03 0.17 7,5 x 7,5 F - G 127.03 0.17 7,5 x 7,5 G - H 127.03 0.17 7,5 x 7,5 A - B 127.03 0.17 7,5 x 7,5

Packg.1 - A 127.03 0.17 7,5 x 7,5 P - 13 657.35 0.17 40 x 40 P - 16 657.35 0.17 40 x 40 P - 15 657.35 0.17 40 x 40 R - 9 657.35 0.17 40 x 40 S - 13 657.35 0.17 40 x 40

13 ke 14 657.35 0.17 40 x 40 13 ke 12 657.35 0.17 40 x 40 12 ke 11 657.35 0.17 40 x 40 11 ke 10 657.35 0.17 40 x 40


- Untuk Lantai 2

cfmxxxxhh

48,801907,060)2,184,26(

27619107,060)43(

276191 cfm =−

=−

= untuk 25

diffusor




sebagai berikut


Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in) Packg.2 - A 509.62 0.17 35 x 35

A - B 509.62 0.17 35 x 35 A - C 53.04 0.17 4 x 4 C - D 53.04 0.17 4 x 4 C - E 186.54 0.17 12 x 12 E - F 186.54 0.17 12 x 12 F - G 160.77 0.17 12 x 12 G - H 160.77 0.17 12 x 12 F - K 186.54 0.17 12 x 12 K - I 186.54 0.17 12 x 12 I - J 186.54 0.17 12 x 12 K - L 123.62 0.17 7,5 x 7,5 L - M 149.6 0.17 11 x 11 L - O 123.6 0.17 7,5 x 7,5 N - O 75.56 0.17 5,5 x 5,5 0 - Z 238.88 0.17 16 x 16 Z - P 135.91 0.17 7,5 x 7,5 P - Q 135.91 0.17 7,5 x 7,5 Z - S 238.88 0.17 16 x 16 R - S 238.88 0.17 16 x 16 S - T 238.88 0.17 16 x 16 T - U 238.88 0.17 16 x 16 S - W 238.88 0.17 16 x 16 V - W 238.88 0.17 16 x 16 W - X 238.88 0.17 16 x 16 X - Y 238.88 0.17 16 x 16

- Untuk Lantai 3

cfmxxxxhh

43,1212407,060)6,172,25(

38701207,060)43(

387012 cfm =−

=−

= untuk 42

diffusor





sebagai berikut


Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in) Packg.3 - E 575.05 0.17 38 x 38

E - F 575.05 0.17 38 x 38 E - A 575.05 0.17 38 x 38 A - B 575.05 0.17 38 x 38 B - C 575.05 0.17 38 x 38 C - D 575.05 0.17 38 x 38 F - 14 575.05 0.17 38 x 38 F - 15 575.05 0.17 38 x 38 E - F 389.99 0.17 24 x 24 F - G 275.37 0.17 18 x 18 G - H 275.37 0.17 18 x 18 F - I 524.69 0.17 35 x 35 I - J 186.65 0.17 12 x 12 J - K 220.61 0.17 16 x 16 K - L 220.61 0.17 16 x 16 L - M 220.61 0.17 16 x 16 M - N 145.98 0.17 11 x 11 N - O 145.98 0.17 11 x 11 K - P 220.61 0.17 16 x 16 P - Q 220.61 0.17 16 x 16 Q - S 220.61 0.17 16 x 16 R - S 203.01 0.17 14 x 14 S - T 586.33 0.17 38 x 38 T - U 586.33 0.17 38 x 38 S - V 328.96 0.17 22 x 22 V - W 328.96 0.17 22 x 22 W - X 127.6 0.17 7,5 x 7,5 X - Y 127.6 0.17 7,5 x 7,5 W - Z 328.96 0.17 22 x 22 Z - 3 259.15 0.17 23 x 23 Z - 10 328.96 0.17 22 x 22 Z - 7 328.96 0.17 22 x 22

10 ke 11 328.96 0.17 22 x 22 11 ke 12 328.96 0.17 22 x 22 12 ke 13 328.96 0.17 22 x 22

7 ke 8 328.96 0.17 22 x 22 8 ke 9 328.96 0.17 22 x 22 3 ke 4 328.96 0.17 22 x 22 4 ke 5 328.96 0.17 22 x 22 5 ke 6 328.96 0.17 22 x 22 3 ke 2 260.08 0.17 23 x 23 2 ke 1 241.24 0.17 23 x 23


BAB 8

KESIMPULAN

8.1. Beban Pendingin

Beban pendingin dari struktur bangunan adalah 780835 Btu/hr.

Beban pendingin dari infiltrasi udara adalah 579447 Btu/hr.

Beban pendingin dari manusia adalah 107600 Btu/hr

Beban pendingin total adalah 1842942 Btu/hr (153,57 TR) (542 kW).

8.2. Refrigeran


Refrigeran yang digunakan adalah R-134a dengan :

COP = 5,5

RE = 146,47 kJ/kg

Laju aliran refrigeran = 3,7 kg/s

8.3. Sistem Pendinginan

Sistem pendinginan yang digunakan adalah All-Air System.

Direncanakan sebanyak 3 buah mesin pendingin (Package Unit) paralel.

Mesin pendingin untuk Lantai 1 dan 2 diletakkan bersamaan yaitu pada Lantai

1M sedangkan mesin pendingin untuk Lantai 3 diletakkan di kamar mesin

pada Lantai 3 .

8.4. Cooling Tower

Tipe cooling tower : Menara pendingin aliran angin mekanik

(mechnical draft cooling tower)

Kalor yang dibuang 2 cooling tower: 868,14 kW

Kalor yang dibuang 1 cooling tower: 434,07 kW

Kondisi udara:

- Kondisi udara masuk:

Temperatur dry-bulb : 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 77%

Tekanan parsial saturasi :1,3196 inHg

- Kondisi udara keluar:

Temperatur dry-bulb : 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 95%

Tekanan parsial saturasi :1,6281 inHg

Kondisi air:

- Temperatur air masuk :36 oC

- Temperatur air keluar : 30 oC

Massa aliran air untuk 2 cooling tower: 25,49 kg/s (202155,8 lb/h)

Massa aliran air untuk 1 cooling tower: 12,745 kg/s (101078 lb/h)

Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 2 cooling tower : 0,02562 m3/s

(405,33 gpm)


Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 1 cooling tower : 0,01281 m3/s

(202,66 gpm)

Dirancang cooling tower seperti spesifikasi berikut yang diambil dari katalog

Liang Chi Co.Ltd. [L17]

Tipe : LBC 200

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

Dimensi:

- Tinggi (H ) : 2990 mm (1173/4 in)

- Diameter (D) : 3770 mm (1482/5 in)

Koneksi pipa:

- Pipa outlet: 150 mm (6 in)

- Pipa inlet : 150 mm (6 in)

Diameter kipas: 2400 mm (94½ in)

Daya kipas: 5 HP

Kapasitas udara : 1250 m3/menit (42780 cfm)

Luas inlet louver (lubang udara): 6,211 m2

Tinggi inlet louver: 0,524 m

Diameter Sprinkler Head: 0,0903 m

Diameter Sprinkler Pipe:0,045 m

Diameter Sprinker Hole:0,0142 m

8.5. Sistem Pemipaan Air Kondensor dan Cooling Tower

Sistem pemipaan air kondensor meliputi:

SIRKUIT Q (ft3/s) Q2(ft3/s) Ф (in) Фin (in) Ukuran pipa Schedule No. L (ft) C-Cond3 & D-Cond.3 0.41 0.1681 3.163 3.548 3 1/2 Sch 40 25

C-H 0.576 0.331776 3.71089 4.026 4 Sch 40 24.16 G-Pump3 & H-Pump4 0.288 0.082944 2.8528 3.068 3 Sch 40 12.36 G-Pump4 & H-Pump3 0.288 0.082944 2.8528 3.068 3 Sch 40 19.86

D-Sh.3b 0.576 0.331776 3.71089 4.026 4 Sch 40 169.15 G-Sh.3a 0.576 0.331776 3.71089 4.026 4 Sch 40 164

D-Cond.2 & C-Cond.2 0.162 0.026244 2.29676 2.469 2 1/2 Sch 40 10.83


A-Cond.1 & B-Cond.1 0.265 0.070225 2.7594 3.068 3 Sch 40 10.83 A-F 0.265 0.070225 2.7594 3.068 3 Sch 40 9.16

E-Pump1 & H-Pump2 0.1325 0.01755625 3.243 3.548 3 1/2 Sch 40 12.36 E-Pump2 & F-Pump1 0.1325 0.01755625 3.243 3.548 3 1/2 Sch 40 19.86

B-Sh.3b 0.265 0.070225 2.7594 3.068 3 Sch 40 162.3 E-Sh.3a 0.265 0.070225 2.7594 3.068 3 Sch 40 135 Sh.3a-T 0.834 0.695556 4.27069 5.047 5 Sch 40 60.8 Sh.3b-Q 0.834 0.695556 4.27069 5.047 5 Sch 40 44.1

Sistem pemipaan air Cooling Tower meliputi:

SIRKUIT Q (ft3/s) Q2(ft3/s) Ф (in) Фin (in) Ukuran pipa Schedule No. L (ft) Q-CT2 0.417 0.173889 2.7594 3.548 Sch 40 3 1/2 65.7 Q-CT1 0.417 0.173889 2.7594 3.548 Sch 40 3 1/2 38.2 T-CT1 0.417 0.173889 4.27069 3.548 Sch 40 3 1/2 94.83 T-CT2 0.417 0.173889 4.27069 3.548 Sch 40 3 1/2 122.3

8.6. Pompa untuk Cooling Tower

Head untuk tiap pompa = 27,65 m (92,16 ft)

• Daya pompa = 2,1 HP (1,5 kW)

8.7. Package Unit

Untuk Lantai 1

cfmxxxxhh

98,1733207,060)1930(

800783,9307,060)43(

800783,93 cfm =−

=−

= untuk 43 diffusor

Jadi setiap difusor melepaskan 403,1 CFM ke ruangan pada Lantai 1.

Sehingga perhitungan saluran udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel di

bawah.

Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in2) X – 2 182.33 0.17 12 x 12 1 ke 2 182.33 0.17 12 x 12 2 ke 3 182.33 0.17 12 x 12 3 ke 4 182.33 0.17 12 x 12 2 ke 6 182.33 0.17 12 x 12 5 ke 6 182.33 0.17 12 x 12 5 ke 7 182.33 0.17 12 x 12 7 ke 8 182.33 0.17 12 x 12 X – Y 105.3 0.17 8 x 8 Y – Z 105.3 0.17 8 x 8


X – V 182.33 0.17 5,5 x 5.5 V – W 99.6 0.17 12 x 12 V – T 67.47 0.17 5,5 x 5,5 T – U 99.6 0.17 7,5 x 7,5 S – T 64.71 0.17 5,5 x 5,5 R – S 657.35 0.17 40 x 40 Q – 9 657.35 0.17 40 x 40 P – N 657.35 0.17 40 x 40 N – O 657.35 0.17 40 x 40 L – N 657.35 0.17 40 x 40 L – M 114.93 0.17 7,5 x 7,5 L – D 114.93 0.17 7,5 x 7,5 D – I 127.03 0.17 7,5 x 7,5 I – J 127.03 0.17 7,5 x 7,5 J – K 127.03 0.17 7,5 x 7,5 C – D 127.03 0.17 7,5 x 7,5 B – C 127.03 0.17 7,5 x 7,5 B – E 127.03 0.17 7,5 x 7,5 C – F 127.03 0.17 7,5 x 7,5 F – G 127.03 0.17 7,5 x 7,5 G – H 127.03 0.17 7,5 x 7,5 A – B 127.03 0.17 7,5 x 7,5

Packg.1 - A 127.03 0.17 7,5 x 7,5 P – 13 657.35 0.17 40 x 40 P – 16 657.35 0.17 40 x 40 P – 15 657.35 0.17 40 x 40 R – 9 657.35 0.17 40 x 40 S – 13 657.35 0.17 40 x 40

13 ke 14 657.35 0.17 40 x 40 13 ke 12 657.35 0.17 40 x 40 12 ke 11 657.35 0.17 40 x 40 11 ke 10 657.35 0.17 40 x 40

Ukuran ducting inch x inch

Dengan menyesuaikan keadaan dan ukuran ruangan tempat Package Unit, dari

catalog Package Unit pada buku Carrier dipilih Model 50BJ054 yang memiliki

kapasitas 15 - 60 Ton.

Untuk Lantai 2

cfmxxxxhh

44,1206307,060)2,184,26(

415464,8707,060)43(

415464,87 cfm =−

=−

= untuk 25 diffusor


Sehingga perhitungan saluran udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel

dibawah ini:


Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in2) Packg.2 - A 509.62 0.17 35 x 35

A – B 509.62 0.17 35 x 35 A – C 53.04 0.17 4 x 4 C – D 53.04 0.17 4 x 4 C – E 186.54 0.17 12 x 12 E – F 186.54 0.17 12 x 12 F – G 160.77 0.17 12 x 12 G – H 160.77 0.17 12 x 12 F – K 186.54 0.17 12 x 12 K – I 186.54 0.17 12 x 12 I – J 186.54 0.17 12 x 12 K – L 123.62 0.17 7,5 x 7,5 L – M 149.6 0.17 11 x 11 L – O 123.6 0.17 7,5 x 7,5 N – O 75.56 0.17 5,5 x 5,5 0 – Z 238.88 0.17 16 x 16 Z – P 135.91 0.17 7,5 x 7,5 P – Q 135.91 0.17 7,5 x 7,5 Z – S 238.88 0.17 16 x 16 R – S 238.88 0.17 16 x 16 S – T 238.88 0.17 16 x 16 T – U 238.88 0.17 16 x 16 S – W 238.88 0.17 16 x 16 V – W 238.88 0.17 16 x 16 W – X 238.88 0.17 16 x 16 X – Y 238.88 0.17 16 x 16





Untuk Lantai 3

cfmxxxxhh

12,2133207,060)6,172,25(

680921,3607,060)43(

680921,36 cfm =−

=−

= untuk 42 diffusor


Sehingga perhitungan saluran udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel

dibawah ini:

Sirkuit Cfm Friction Loss/100ft (in.w) Ukuran Ducting (in2) Packg.3 - E 575.05 0.17 38 x 38

E – F 575.05 0.17 38 x 38 E – A 575.05 0.17 38 x 38


A – B 575.05 0.17 38 x 38 B – C 575.05 0.17 38 x 38 C – D 575.05 0.17 38 x 38 F – 14 575.05 0.17 38 x 38 F – 15 575.05 0.17 38 x 38 E – F 389.99 0.17 24 x 24 F – G 275.37 0.17 18 x 18 G – H 275.37 0.17 18 x 18 F – I 524.69 0.17 35 x 35 I – J 186.65 0.17 12 x 12 J – K 220.61 0.17 16 x 16 K – L 220.61 0.17 16 x 16 L – M 220.61 0.17 16 x 16 M – N 145.98 0.17 11 x 11 N – O 145.98 0.17 11 x 11 K – P 220.61 0.17 16 x 16 P – Q 220.61 0.17 16 x 16 Q – S 220.61 0.17 16 x 16 R – S 203.01 0.17 14 x 14 S – T 586.33 0.17 38 x 38 T – U 586.33 0.17 38 x 38 S – V 328.96 0.17 22 x 22 V – W 328.96 0.17 22 x 22 W – X 127.6 0.17 7,5 x 7,5 X – Y 127.6 0.17 7,5 x 7,5 W – Z 328.96 0.17 22 x 22 Z – 3 259.15 0.17 23 x 23

Z – 10 328.96 0.17 22 x 22 Z – 7 328.96 0.17 22 x 22

10 ke 11 328.96 0.17 22 x 22 11 ke 12 328.96 0.17 22 x 22 12 ke 13 328.96 0.17 22 x 22

7 ke 8 328.96 0.17 22 x 22 8 ke 9 328.96 0.17 22 x 22 3 ke 4 328.96 0.17 22 x 22 4 ke 5 328.96 0.17 22 x 22 5 ke 6 328.96 0.17 22 x 22 3 ke 2 260.08 0.17 23 x 23 2 ke 1 241.24 0.17 23 x 23






DAFTAR PUSTAKA

1. Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning, Prentice-Hall, New

Jersey, 1964.

2. Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, Fundamental of Heat and Mass Transfer,

Fourth Edition, John Wiley and Son, New York, 1996.

3. Wang, Shan K., Handbook of Air Conditioning and Refrigeration, Mc-Graw Hill,

New York, 1993.

4. Pita, Edward G., Air Conditioning System, Mc-Graw Hill, New York, 1982.

5. Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold, Air Conditioning and Refrigeration,

Second Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1978.

6. Dossat, Roy J., Principles of Refrigeration, Second Edition, John Wiley and Son,

New York, 1982.

7. Holman, Jack P., Heat Transfer, Tenth Edition, Mc-Graw Hill, New York, 2001.

8. Cengel, Junus A., Engineering Thermodynamics, An Engineering Approach,

Third Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1998.


9. Perry, J. H., Ed., Chemical Engineers Handbook, Mc-Graw Hill, New York, 1997.

10. Arora, C. P., Refrigeration and Air Conditioning, Second Edition, Mc-Graw Hill,

Singapore, 2001.

11. ASHRAE, Handbook of Applications, 1996.

12. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 1, Load Estimating,

Syracuse, New York, 1984.

13. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 3, Piping Design, Syracuse,

New York, 1984.

14. Tangoro, Dwi. Utilitas Bangunan, UI-Press, Jakarta, 2000.

Documents

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