Refrensi Compressor

COMPRESSOR SANTOSO BUDI

MATERI PELAJARAN POMPA DAN COMPRESSOR FAKULTAS TEKNIK MESIN

UNIVERSITAS SULTAN AGENG TIRTAYASA MATERI BAB I MESIN FLUIDA

1.1 Prinsip dasar 1.2 Konstruksi dan karakteristik

BAB II POMPA

2.1 Prinsip dasar 2.2 Klasfikasi pompa 2.3 Komponen Utama 2.4 Konstruksi dan Karakteristik 2.5 Eficiency

BAB III COMPRESSOR

3.1 Prinsip dasar 3.2 Klasifikasi Compressor 3.3 Reciprocating Compresor

3.3.1 Isothermal Compressor 3.3.2 Adiabatic Compressor 3.3.3 Isentropic Compressor

3.4 Diapragma Compressor 3.5 Rotary Compressor

3.5.1 Radial Compressor 3.5.2 Axial Compressor 3.5.3 Multistage Axial Compressor

3.6 Screw Compressor 3.7 Vacuum Compressor

BAB IV FAN

4.1 Prinsip dasar 4.2 Klasifikasi 4.3 Komponen Utama 4.4 Konstruksi dan karakteristik 4.5 Eficiency

BAB V BLOWER

5.1 Prinsip 5.2 Komponen utama 5.3 Konstruksi dan Karakteristik 5.4 Eficiency

BAB VI METODA PENINGKATAN EFICIENCY

6.1 Prinsip dasar 6.2 Komponen utama

II. DAFTAR PUSTAKA :


TUGAS FAKULTAS

MES308

POMPA DAN KOMPRESOR

2SKS

Tujuan pembelajaran: Memahami sistem konversi energi pada Pompa & Kompresor dan mampu menerapkan konsep

rancang bangun Pompa & Kompresor.

Pokok Bahasan: Introduksi; Klasifikasi; Positive Displacement Pumps; Centrifugal Pumps; Karakteristik; Kavitasi;

Teori similaritas dan kecepatan spesifik; Volute Casing & Diffuser; Kompresor, Blower dan Fan;

Pompa aliran axial; Gaya axial dan cara balancing; Pompa & instalasinya; Acesories; Simbol hidolik.

Kepustakaan:

1. Centrifugal pump hand book BY PAT FLACH, cd rom, pdf

2. M. Khetagurov, MARINE AUXILIARY MACHENERY and SYSTEM 3. Paul C. Hanlon, Compressor Hand book

4. Gunadiarta I Made. 1985. “Pompa & Kompresor”, Malang; Fakultas Teknik Unibraw.

5. Church, A.H. “Centrifugal Pump and Blowers”, London: Robert E. Krieger Publishing.

6. Nekrasov, B. “Hydraulic for Aeronotical Engineers”, Moscow: Peace Publishers.

7. Stepanoff, A.J. 1967. “Centrifugal & Axial Flow Pump”, New York: John Willey & Sons Inc.


BAB III COMPRESSOR

3.1 Prinsip dasar

Compressor adalah suatu mesin yang berfungsi untuk menekan atau memampatkan gas atau udara, dapat juga disebut sebagai mesin yang mengkonversikan enerji mekanik menjadi enerji aliran .

3.2 Klasifikasi Compressor

COMPRESSORS

Dinamic

Continous Flow

Positive Displacement

Intermitten Flow

Reciprocating

Rotary Axial Flow

Mixed Flow

Radial Flow

Ejector

Mechanical Piston

Sliding Vane Liquid Piston Helical Lube Straight Lube

Centrifugal Mixed Flow

Axial


6.1 TABEL TIPE COMPRESSOR 200 20 2 10 2 10 3 10 4 10 5 10 6 FLOW RATE ( C F M )

SINGLE STAGE RECIPROCATING

MULTI STAGE RECIPROCATING

MULTISTAGE CENTRIFUGAL

MULTI STAGE AXIAL

ROTARY COMPRESSORS

SINGLE STAGE

CENTRIK

PR

ES

SU

RE

R

AT

IO


Tabel diatas digunakan unuk menentukan jenis COMPRESSORS yang efectip untuk digunakan, caranya dengan terlebih dahulu menghitung dan dari hasil perhitungan dapat diperoleh harga Pressure ratio dan jumlah aliran ( flow rate ).

. 1. KLASIFIKASI KOMPRESSOR

a. Berdasarkan Suction dan Delivery Pressure, Compressors dapat dibedakan : a. Vacum Pumps

Tekanan hisap ( Ps ) < ( P atm ) Tekanan keluaran (Pd) = ( Patm )

b. Fans Tekanan hisap ( Ps ) = ( P atm ) Tekanan keluaran (Pd) diatas sampai 1200 mm H2O mm kolom air ( mm H2O ) = 1 kg / m2

c. Blowers

Tekanan hisap ( Ps ) = ( P atm ) Tekanan keluaran (Pd) = ( Patm )

Tekanan keluaran (Pd) ≤ 3

Tekanan hisap ( Ps ) = ( P atm )

d. Compressors Tekanan keluaran (Pd) = < 2 ~ 500 atg Low Pressure, Tekanan keluaran (Pd) = sampai 25 atg Medium Pressure, Tekanan keluaran (Pd) = 25~100 atg High Pessure, Tekanan keluaran (Pd) = 100~500 atg Multi Stage = > 500 atg

b. Berdasarkan Kapasitasnya) a. Small Compressors kapasitas = sampai 160 m3/ jam b. Medium Compressors kapasitas = 160 ~ 4000 m3/ jam c. Large Compressors kapasitas = > 4000 m3/ jam

c. RECIPROCATING COMPRESSOR dibedakan menurut kerjanya

a. Single Acting / Kerja tunggal b. Double Acting / Kerja ganda

d. Reciprocating Compressors jika dibedakan menurut tenaga penggeraknya

1. Steam Reciprocating 2. Double Turbine 3. Internal combustion engine 4. Electric motor


e. Reciprocating Compressors jika dibedakan menurut hubungan unit penggeraknya

a. Direct Connected ( close – coupled ) b. Flexible coupling c. Reduction- gear coupled d. Belt driven

3.3 Reciprocating Compresor

Sebuah motor-driven reciprocating enam silinder kompresor yang dapat beroperasi dengan

dua, empat atau enam silinder.

Menggunakan kompresor reciprocating piston digerakkan oleh poros engkol. Mereka

dapat baik diam atau portabel, dapat tunggal atau multi-bertahap, dan dapat digerakkan oleh

motor listrik atau mesin pembakaran internal. [1] [4] [5] Kecil kompresor reciprocating 5-30


tenaga kuda (hp) yang umumnya dilihat dalam aplikasi otomotif dan biasanya untuk tugas

berselang. Kompresor reciprocating lebih besar lebih dari 1.000 hp (750 kW) biasanya

ditemukan di industri besar dan aplikasi minyak bumi. Tekanan Discharge dapat berkisar dari

tekanan rendah ke tekanan yang sangat tinggi (> 18.000 psi atau 180 MPa). Dalam aplikasi

tertentu, seperti kompresi udara, multi-tahap yang bertindak ganda kompresor dikatakan

sebagai yang paling efisien kompresor yang tersedia, dan biasanya lebih besar, dan lebih

mahal dari rotary sebanding unit. [6] Jenis lain adalah kompresor reciprocating mendebur

piring kompresor, yang menggunakan piston yang digerakkan oleh sebuah pelat swash

terpasang pada poros.

Penampilan kompresor udara reciprocating (Gambar 3.6) serupa dengan piston pada mesin

mobil. Gerakan reciprocating dari piston diperoleh dari gerakan rotasi crankshaft. Gerakan

rotasi ini diubah menjadi gerakan linear pada piston oleh batang

Ketika piston ditarik dari “bore”, akan dihasilkan vakum. Katup masuk terbuka dan udara

mengisi ruang silinder. Ketika “crank” melewati bottom dead center, piston mulai bergerak ke

arah atas, dan katup masuk menutup. Hal ini menghasilkan kompresi udara di silinder. Ketika

piston sudah dekat dengan puncak dari langkah, katup buang terbuka, dan air terkompresi

keluar. Kompresor satu tingkat dari tipe ini, umumnya mampu memberikan tekanan antara 40

sampai 100 psi (275 sampai 700 kPa). Tekanan yang lebih tinggi membutuhkan kompresor

multi tingkat.

Kompresor reciprocating dua tingkat ditunjukkan pada Gambar 3.6. Cara kerja tingkat pertama

sama dengan cara kerja kompresor satu tingkat. Lalu saat udara meninggalkan tingkat pertama,

diarahkan melewati intercooler ke tingkat kedua untuk kompresi lebih lanjut. Intercooler adalah

penukar panas yang digunakan untuk mendinginkan udara antar tingkat. Kompresi pada tingkat

pertama akan mengakibatkan kenaikan temperatur, dan udara harus didinginkan sebelum masuk

ke tingkat kedua. Hal tersebut diperlukan karena adanya limit temperatur untuk perangkat

kompresor dan pelumas. Karena tekanan dari udara dan temperatur saling mempengaruhi,

pendinginan yang terjadi menghasilkan pengurangan tekanan udara yang diberikan ke tingkat

kedua, namun hal tersebut meningkatkan berat jenis udara. Tekanan lebih tinggi dapat diperoleh

dari kompresor dua tingkat dengan energi yang lebih rendah dibandingkan jika menggunakan

unit satu tingkat.


Kompresi gas secara alami meningkatkan suhu.

Dalam upaya untuk model kompresi gas, ada dua teori hubungan antara temperatur dan

tekanan dalam volume gas mengalami kompresi. Walaupun tak satu pun dari mereka model

dunia nyata persis, masing-masing dapat berguna untuk analisis. Metode ketiga mengukur

hasil dunia nyata:

• Isotermal - Model ini mengasumsikan bahwa gas yang terkompresi tetap pada

temperatur konstan selama proses kompresi atau pemuaian. Dalam siklus ini, energi

internal akan dihapus dari sistem sebagai panas pada tingkat yang sama yang

ditambahkan oleh kerja mekanik kompresi. Kompresi isotermal atau perluasan model

lebih dekat kehidupan nyata bila kompresor memiliki permukaan bertukar panas besar,

volume gas kecil, atau skala waktu yang panjang (yaitu, tingkat daya kecil). Kompresor

yang memanfaatkan antar-tahap pendinginan antara tahap-tahap kompresi datang

terdekat untuk mencapai kompresi isotermal sempurna. Namun, dengan perangkat

praktis kompresi isotermal sempurna tidak dicapai. Sebagai contoh, kecuali jika Anda

memiliki jumlah tak terbatas dengan tahap-tahap kompresi yang sesuai intercoolers, Anda

tidak akan pernah mencapai kompresi isotermal sempurna.


• Adiabatik - Model ini mengasumsikan bahwa tidak ada energi (panas) akan ditransfer ke

atau dari gas selama kompresi, dan semua pekerjaan yang diberikan ditambahkan ke

energi internal gas, menyebabkan kenaikan suhu dan tekanan. Teoretis meningkatnya

suhu T 2 = T 1 · R c (k -1) / k, dengan T 1 dan T 2 dalam derajat Rankine atau kelvin, dan k =

rasio panas spesifik (sekitar 1.4 untuk udara). R adalah kompresi rasio; menjadi tekanan

outlet absolut dibagi dengan tekanan inlet absolut. Kenaikan suhu udara dan kompresi

rasio berarti tidak mengikuti tekanan sederhana rasio volume. Hal ini kurang efisien, tapi

cepat. Adiabatik kompresi atau perluasan model yang lebih dekat kehidupan nyata ketika

sebuah kompresor memiliki insulasi yang baik, volume gas yang besar, atau skala waktu

yang singkat (misalnya, tingkat kekuatan yang tinggi). Dalam prakteknya akan selalu ada

sejumlah aliran panas dari gas yang terkompresi. Dengan demikian, membuat kompresor

adiabatik sempurna akan memerlukan insulasi panas yang sempurna dari semua bagian

mesin. Sebagai contoh, bahkan sebuah pompa ban sepeda's logam tabung menjadi

panas saat Anda menekan udara untuk mengisi ban.

• Polytropic - Model ini memperhitungkan baik kenaikan suhu dalam gas serta beberapa

kehilangan energi (panas) untuk komponen kompresor. Hal ini mengasumsikan bahwa

udara panas dapat memasuki atau meninggalkan sistem, dan bahwa kerja poros input

dapat muncul sebagai kedua peningkatan tekanan (biasanya berguna kerja) dan

peningkatan suhu di atas adiabatik (biasanya kerugian karena efisiensi siklus). Efisiensi

kompresi maka rasio kenaikan suhu di teoretis 100 persen (adiabatik) vs aktual

(polytropic).

Dalam kasus kebakaran piston dan pompa panas, orang-orang menginginkan perubahan

suhu, dan menekan gas hanya sarana untuk tujuan itu.

Kompresi isotermal memakan waktu kurang pekerjaan daripada adiabatik (isentropic)

kompresi. Hal ini dapat ditampilkan untuk udara menggunakan =- w integral; (v dP) dari P 1

ke P 2 (dari tds = dh - vdp, 2nd hukum, dan hukum-1) dan Pv n = c = P 1 v 1 n di mana n =

1 untuk isotermal dan n = k = 1.4 untuk adiabatik. Mengintegrasikan untuk isotermal: w =-

P 1 v 1 * ln (P 2 / P 1) Untuk adiabatik: c = (P 1 v 1 / P) 1/1.4 w =- (P 1 v 1) 0,714 * int (P -0,714, P,

P 1, P 2) = - (P 1 v 1) -0,714 / 0,286 * (P 2 0,286 - P 1 0,286). Memasukkan angka-angka atau grafik

dengan jelas menunjukkan bahwa nilai absolut w (isotermal) <w (adiabatik). [12]


dipentaskan kompresi

Dalam kasus kompresor sentrifugal, desain komersial saat ini tidak melebihi rasio kompresi

lebih dari 3,5-1 dalam satu tahap (untuk gas khas). Sejak kompresi menghasilkan panas,

gas yang dikompresi harus didinginkan antara tahap-tahap membuat kompresi lebih kurang

adiabatik dan isotermal. Tahap antar-pendingin biasanya mengakibatkan beberapa

kondensasi parsial yang dibuang di pemisah uap-cair.

Dalam kasus kompresor reciprocating kecil, kompresor roda gila dapat mengendarai kipas

pendingin yang mengarahkan udara ambien di intercooler dari dua atau lebih tahap

kompresor.

Karena kompresor sekrup rotary dapat menggunakan pelumas pendinginan untuk

menghilangkan panas kompresi, mereka sangat sering melebihi 9-1 kompresi rasio. Sebagai

contoh, dalam menyelam khas kompresor udara yang dikompresi dalam tiga tahap. Jika

setiap tahap memiliki rasio kompresi dari 7 sampai 1, kompresor dapat mengeluarkan 343

kali tekanan atmosfer (7 x 7 x 7 = 343 atmosfer).

COMPRESSOR penggerak

Ada banyak pilihan untuk "penggerak utama" atau motor yang kekuasaan kompresor:

• gas turbin aksial kekuasaan dan aliran kompresor sentrifugal yang merupakan bagian dari

mesin jet

• turbin uap atau turbin air yang mungkin bagi kompresor besar

• motor listrik yang murah dan tenang untuk statis kompresor. Motor kecil cocok untuk

pasokan listrik domestik menggunakan single phase alternating current. Motor lebih besar

hanya dapat digunakan di mana industri listrik tiga fase suplai arus bolak-balik tersedia.

• mesin diesel atau mesin bensin yang cocok untuk kompresor portabel dan dukungan

kompresor digunakan sebagai superchargers dari kekuatan crankshaft mereka sendiri.

Mereka menggunakan gas buang energi untuk turbocharger

GAS COMPRESSOR

Kompresor gas digunakan dalam berbagai aplikasi di mana baik tekanan yang lebih tinggi

atau lebih rendah dari volume gas yang diperlukan:


• dalam pipa transportasi gas alam murni untuk memindahkan gas dari lokasi produksi ke

konsumen. Sering kali, kompresor dalam aplikasi ini digerakkan oleh turbin gas yang

didorong oleh gas dari pipa berdarah. Jadi, tidak ada sumber daya eksternal yang

diperlukan.

• di kilang-kilang minyak, pabrik pengolahan gas alam, petrokimia dan bahan kimia, dan

pabrik-pabrik industri besar serupa untuk mengompresi antara dan produk akhir gas.

• di kulkas dan AC peralatan untuk memindahkan panas dari satu tempat ke tempat lain

dalam pendingin siklus: lihat uap-pendinginan kompresi.

• sistem turbin gas untuk menekan asupan pembakaran udara

• dalam menyimpan disucikan atau diproduksi gas dalam volume kecil, tekanan tinggi silinder

untuk medis, pengelasan dan penggunaan lainnya.

• di banyak berbagai industri, manufaktur dan proses untuk membangun kekuatan semua

jenis alat pneumatik.

• sebagai media untuk mentransfer energi, seperti untuk tenaga pneumatik peralatan.

• di bertekanan pesawat untuk memberikan suasana bernapas lebih tinggi daripada tekanan

ambien.

• dalam beberapa tipe mesin jet (seperti turbojet dan turbofan) untuk menyediakan udara

yang diperlukan untuk pembakaran bahan bakar mesin. Kekuatan untuk menggerakkan

kompresor udara pembakaran berasal dari sendiri jet turbin.

• di SCUBA diving, terapi oksigen hiperbarik dan perangkat penunjang hidup lainnya untuk

menyimpan gas pernapasan dalam buku kecil seperti di silinder menyelam. [13] [14]

• di kapal selam, untuk menyimpan udara untuk digunakan di menggusur air dari ruang

apung, untuk penyesuaian kedalaman.

• dalam turbocharger dan superchargers untuk meningkatkan kinerja mesin pembakaran

internal dengan meningkatkan aliran massa.

• di kereta api dan berat angkutan jalan untuk menyediakan udara tekan untuk pengoperasian

kendaraan rel rem atau rem kendaraan jalan dan berbagai sistem lain (pintu, wiper, mesin /

gearbox DNS, dll).

• dalam menggunakan bermacam-macam seperti menyediakan udara tekan untuk mengisi

pneumatik ban.


PERJEMAHAN C ANGEL ( COMPRESSOR ) 28 mei 2012

(hal 357)ASPEK THERMODINAMIS DARI KOMPRESSOR

CONTOH 7-9 Entropi Perubahan dari Gas Ideal

Udara dikompresi dari kondisi awal 100 kPa dan 17°C menjadi keadaan akhir 600 kPa dan 57 °C.

Tentukan perubahan entropi dari udara selama kompresi ini proses dengan menggunakan (a) nilai

properti dari tabel udara dan (b) rata-rata spesifik memanas.

Solusi :

Udara dikompresi antara dua negara yang ditentukan. Entropi perubahan udara akan ditentukan

dengan menggunakan nilai properti ditabulasi dan juga dengan menggunakan spesifik rata

memanas.

Asumsi :

Udara adalah gas ideal karena berada pada suhu tinggi dan rendah relatif terhadap titik kritis-nilai

tekanan. Oleh karena itu, perubahan entropi hubungandikembangkan di bawah asumsi ideal gas

biaya.

Analisis Sebuah sketsa dari sistem dan diagram Ts untuk proses ini adalah diberikan pada Gambar.

7-34. Kami mencatat bahwa baik awal dan akhir dari negara udara benar-benar ditentukan.

(a) sifat dari udara diberikan dalam tabel udara (Tabel A-17).

Membaca s °nilai pada suhu tertentu dan mengganti, kita menemukan

(b) Perubahan entropi dari udara selama proses ini juga dapat ditentukan sekitar dari Persamaan. 7-

34 dengan menggunakan nilai cp pada suhu rata-rata dari 37 ° C (Tabel A-2b) dan

memperlakukannya sebagai konstan:


Isentropic Processes of Ideal Gases

Isentropik Proses Gas Ideal Hubungan beberapa untuk proses isentropik gas ideal dapat diperoleh

dengan menetapkan entropi-perubahan hubungan dikembangkan sebelumnya sama dengan nol.

Sekali lagi, hal ini dilakukan pertama untuk kasus spesifik konstan memanas dan kemudian untuk

kasus spesifik variabel memanas. Spesifik Konstan Hangatkan (Analisis Perkiraan)

Constant Specific Heats (Approximate Analysis)

Ketika asumsi konstan-spesifik-panas adalah valid, isentropik hubungan

untuk gas ideal diperoleh dengan menetapkan Pers. 7-33 dan 7-34 sama dengan nol.

Dari Persamaan. 7-33

Persamaan 7-42 adalah hubungan isentropik pertama untuk gas yang ideal di bawah konstan-

spesifik-panas asumsi. Hubungan isentropik kedua diperoleh dengan cara yang sama dari

Persamaan. 7-34 dengan hasil sebagai berikut:

Hubungan isentropik ketiga diperoleh dengan menggantikan Persamaan. 7-43 ke dalam Pers.

7-42 dan menyederhanakan:

K rasio panas spesifik, secara umum, bervariasi dengan suhu, dan dengan demikian rata nilai k

untuk rentang temperatur tertentu harus digunakan.


Perhatikan bahwa hubungan isentropik ideal-gas di atas, seperti namanya, adalah ketat berlaku

untuk proses isentropik hanya ketika konstan-spesifik-panas asumsi adalah yang sesuai (Gbr. 7-36).

Khusus variabel Hangatkan (Analisis Exact) Ketika asumsi konstan-spesifik-panas tidak tepat,

yang isentropik hubungan dikembangkan sebelumnya memberikan hasil yang tidak cukup akurat.

Untuk kasus tersebut, kita harus menggunakan hubungan isentropik diperoleh dari Persamaan.

7-39 yang menyumbang variasi spesifik memanaskan dengan suhu. Mengatur persamaan ini sama

dengan nol memberikan

mana ° s 2 adalah milik ° nilai pada akhir proses isentropik.

Relatif Tekanan dan Volume Spesifik Relatif

Persamaan 7-48 menyediakan cara yang akurat untuk mengevaluasi perubahan properti dari yang

ideal gas selama proses isentropik karena menyumbang variasi spesifik memanaskan dengan suhu.

Namun, melibatkan iterasi membosankanketika perbandingan volume diberikan bukan rasio

tekanan. Hal ini cukup ketidaknyamanan dalam studi optimasi, yang biasanya membutuhkan

banyak berulang perhitungan. Untuk memperbaiki kekurangan ini, kita mendefinisikan dua baru

berdimensi kuantitas yang terkait dengan proses isentropik.

Definisi yang pertama didasarkan pada Persamaan. 7-48, yang dapat diatur kembali sebagai

mana ° s 2 adalah milik ° nilai pada akhir proses isentropik.

Relatif Tekanan dan Volume Spesifik Relatif

Persamaan 7-48 menyediakan cara yang akurat untuk mengevaluasi perubahan properti dari yang

ideal gas selama proses isentropik karena menyumbang variasispesifik memanaskan dengan suhu.

Namun, melibatkan iterasi membosankan ketika perbandingan volume diberikan bukan rasio

tekanan. Hal ini cukup ketidaknyamanan dalam studi optimasi, yang biasanya membutuhkan

banyak berulang perhitungan. Untuk memperbaiki kekurangan ini, kita mendefinisikan dua baru

berdimensi kuantitas yang terkait dengan proses isentropik.

Definisi yang pertama didasarkan pada Persamaan. 7-48, yang dapat diatur kembali sebagai


Perhatikan bahwa Pr tekanan relatif adalah besaran berdimensi yang adalah fungsi suhu hanya

karena s ° tergantung pada suhu saja. Oleh karena itu, nilai Pr dapat ditabulasi terhadap suhu. Hal

ini dilakukan untuk udara diTabel A-17. Penggunaan Pr data diilustrasikan pada Gambar. 7-37.

Kadang-kadang rasio volume spesifik diberikan bukan rasio tekanan.

Hal ini terutama terjadi ketika mesin otomotif dianalisis. Dalam kasus, orang perlu untuk bekerja

dengan rasio volume. Oleh karena itu, kita mendefinisikan lain kuantitas yang terkait dengan rasio

volume spesifik untuk proses isentropik. ini adalah dilakukan dengan memanfaatkan hubungan

yang ideal-gas dan Persamaan. 7-49:


Para TPR kuantitas adalah fungsi dari suhu saja dan didefinisikan sebagai relatif

Volume spesifik vs demikian,

Persamaan 7-49 dan 7-50 secara ketat berlaku untuk proses isentropik dari yang ideal gas saja.

Mereka menjelaskan variasi spesifik memanaskan dengan suhudan karena itu memberikan hasil yang

lebih akurat daripada Pers. 7-42 melalui7-47. Nilai-nilai Pr dan vr terdaftar untuk udara di Tabel A-

17.

CONTOH 7-10 isentropik Kompresi Udara dalam Mesin Mobil

Udara dikompresi dalam mesin mobil dari 22 ° C dan 95 kPa dalam reversibel dan

adiabatik cara. Jika rasio kompresi V1/V2 dari mesin ini adalah 8, menentukan

temperatur akhir dari udara.

Solusi Udara dikompresi dalam mesin mobil isentropically. Untuk kompresi diberikan

rasio, suhu udara akhir akan ditentukan.

Asumsi Pada kondisi tertentu, udara dapat diperlakukan sebagai gas ideal.

Oleh karena itu, hubungan isentropik untuk gas ideal berlaku.

Analisis Sebuah sketsa dari sistem dan diagram Ts untuk proses ini adalah

diberikan pada Gambar. 7-38.

Proses ini mudah dikenali sebagai isentropik karena lebih baik

reversibel dan adiabatik. Suhu akhir untuk proses isentropik

dapat ditentukan dari Persamaan. 7-50 dengan bantuan volume spesifik relatif

data (Tabel A-17), seperti digambarkan pada Gambar. 7-39.

Oleh karena itu, suhu udara akan meningkat sebesar 367,7 ° C selama proses.


Solusi Alternatif Suhu akhir juga dapat ditentukan dari

Persamaan. 7-42 dengan mengasumsikan spesifik konstan memanaskan udara:

K panas spesifik rasio juga bervariasi dengan suhu, dan kita perlu menggunakan

nilai k yang sesuai dengan suhu rata-rata. Namun, final

suhu yang tidak diberikan, sehingga kita tidak dapat menentukan suhu rata-rata

di muka. Untuk kasus tersebut, perhitungan dapat dimulai dengan nilai ak

di awal atau suhu rata-rata diantisipasi. Nilai ini bisa menjadidisempurnakan kemudian, jika perlu,

dan perhitungan dapat diulang. kita tahubahwa suhu udara akan meningkat cukup selama adiabatik

proses kompresi, jadi kami kira suhu rata-rata menjadi sekitar 450 K.Nilai k pada suhu rata-rata

diantisipasi ditentukan dari Tabel

Sebuah 2b-menjadi 1,391. Kemudian temperatur akhir dari udara menjadi

Ini memberikan nilai suhu rata-rata 480,1 K, yang cukup dekat dengan nilai diasumsikan dari 450

K. Oleh karena itu, tidak perlu mengulang perhitungan dengan menggunakan nilai k pada suhu

rata-rata.

Hasil yang diperoleh dengan mengasumsikan spesifik konstan memanas untuk kasus ini adalah di

kesalahan sekitar 0,4 persen, yang agak kecil. Ini tidak mengherankan karenaperubahan suhu udara

relatif kecil (hanya beberapa ratusderajat) dan spesifik memanaskan udara bervariasi hampir linear

dengan suhudalam rentang suhu.


CONTOH 7-11 isentropik Kompresi dari Gas Ideal

Helium gas dikompresi oleh kompresor adiabatik dari keadaan awal dari 14 psia dan 50 ° F sampai

suhu akhir 320 ° F secara reversibel.

Tentukan tekanan keluar helium.

Solusi Helium dikompresi dari negara diberikan tekanan tertentu isentropically. Tekanan keluar

dari helium yang akan ditentukan.

Asumsi Pada kondisi tertentu, helium dapat diperlakukan sebagai gas ideal.

Oleh karena itu, hubungan isentropik dikembangkan sebelumnya untuk gas ideal yang berlaku.

Analisis Sebuah sketsa dari sistem dan diagram Ts untuk proses ini adalah diberikan pada Gambar.

7-40. Rasio k panas spesifik helium adalah 1,667 dan tidak tergantung pada suhu di wilayah di

mana ia berperilaku seperti gas ideal. Dengan demikian tekanan akhir helium dapat ditentukan dari

Persamaan. 7-43:


Kerja yang dilakukan selama proses tergantung pada jalan yang diikuti serta pada

properti di negara akhir. Ingat bahwa reversibel (kuasi-ekuilibrium)

bergerak batas pekerjaan yang terkait dengan sistem tertutup dinyatakan dalam

dari sifat fluida sebagai

Kami menyebutkan bahwa keseimbangan kuasi-interaksi kerja menyebabkan maksimal

kerja output untuk pekerjaan yang memproduksi perangkat dan kerja minimal

masukan untuk pekerjaan memakan perangkat.

Ini juga akan sangat mendalam untuk mengekspresikan tugas yang berhubungan dengan

mantap aliran perangkat dalam hal sifat fluida.

Mengambil arah positif pekerjaan yang harus dari sistem (output kerja),

keseimbangan energi untuk perangkat mapan aliran menjalani internal

proses reversibel dapat dinyatakan dalam bentuk diferensial sebagai

Mengganti ini ke dalam hubungan di atas dan membatalkan hasil dh


Ketika perubahan energi kinetik dan potensial dapat diabaikan, persamaan ini tereduksi menjadi

Persamaan 7-51 dan 7-52 adalah hubungan untuk output kerja reversibel terkait dengan proses

internal reversibel dalam perangkat kondisi-aliran. mereka akan

Kemiripan antara dP v dalam hubungan-hubungan dan P dv yang mencolok.

Mereka tidak harus bingung dengan satu sama lain, bagaimanapun, karena P dv dikaitkan dengan

pekerjaan batas reversibel dalam sistem tertutup (Gambar 7-41).

Jelas, orang perlu mengetahui v sebagai fungsi dari P untuk proses diberikan untuk melakukan

integrasi. Ketika fluida kerja adalah mampat, yang volume spesifik v tetap konstan selama proses

tersebut dan dapat dibawa keluar dari integrasi. Kemudian Pers. 7-51 disederhanakan menjadi

Untuk aliran cairan melalui perangkat yang tidak melibatkan interaksi kerja (seperti nozzle atau

bagian pipa), istilah kerja adalah nol, dan persamaan di atas dapat dinyatakan sebagai

yang dikenal sebagai persamaan Bernoulli dalam mekanika fluida. Hal ini dikembangkan untuk

proses internal reversibel dan dengan demikian berlaku untuk mampat cairan yang tidak melibatkan


irreversibilities seperti gesekan atau sengatan gelombang. Persamaan ini dapat diubah, namun, untuk

memasukkan efek ini.

Persamaan 7-52 memiliki implikasi yang luas di bidang teknik tentang perangkat yang memproduksi

atau mengkonsumsi bekerja terus seperti turbin, kompresor, dan pompa. Terlihat jelas dari

persamaan ini bahwa steadyflow reversibel kerja sangat erat kaitannya dengan volume tertentu dari

fluida yang mengalir melalui perangkat. Semakin besar volume spesifik, semakin besar

reversibelbekerja dipro duksi atau dikonsumsi oleh perangkat kondisi-aliran (Gambar 7-42).

Inikesimpulan sama berlaku untuk yang sebenarnya mapan aliran perangkat. Oleh karena itu,

setiapupaya harus dilakukan untuk menjaga volume spesifik dari suatu fluida sekecil mungkinselama

proses kompresi untuk meminimal kan input kerja dan sebagai besar mungkin selama proses

ekspansi untuk memaksimalkan output kerja.Pada tumbuhan uap atau gas listrik, kenaikan tekanan

dalam pompa atau kompresoradalah sama dengan penurunan tekanan pada turbin jika kita

mengabaikan tekanan kerugian dalam komponen lainnya.

Dalam pembangkit listrik tenaga gas, fluida kerja (biasanya udara) yang dikompresi dalam fasa

gas, dan sebagian besar dari output kerja turbin adalah dikonsumsi oleh kompresor. Akibatnya,

pembangkit listrik tenaga gas memberikan kurang bersih bekerja per satuan massa dari fluida kerja.

CONTOH 7-12 Mengompresi sebuah Zat dalam Cair versus Gas Phases

EXAMPLE 7–12 Compressing a Substance in the Liquid versus Gas Phases Fase gas

Tentukan input kompresor kerja yang dibutuhkan untuk kompres uap isentropically dari 100 kPa

sampai 1 MPa, dengan asumsi bahwa uap ada sebagai (a) jenuhcair dan (b) uap jenuh pada keadaan

saluran masuk.

Uap solusinya adalah dengan dikompresi dari tekanan yang diberikan kepada tertentu menekan

isentropically. Input pekerjaan yang harus ditentukan untuk kasus uap menjadi cair jenuh dan uap

jenuh pada inlet.

Asumsi 1 kondisi operasi Mantap ada. 2 kinetik dan potensial perubahan energi dapat diabaikan. 3

Proses ini diberikan menjadi isentropik.

Analisis Kami mengambil pertama turbin dan kemudian pompa sebagai sistem. Kedua adalah

volume kontrol karena massa melintasi perbatasan. Sketsa pompa dan turbin bersama-sama dengan

diagram Ts diberikan pada Gambar. 7-43.

(a) Dalam hal ini, uap adalah cairan jenuh pada awalnya, dan volume spesifik adalah

yang pada dasarnya tetap konstan selama proses tersebut. Dengan demikian,


(b) Kali ini, uap adalah uap jenuh pada awalnya dan tetap uap selama seluruh proses kompresi.

Karena volume tertentu dari sebuah perubahan gas jauh selama proses kompresi, kita perlu tahu

bagaimana v bervariasi dengan P untuk melakukan integrasi dalam Pers. 7-53. Hubungan ini,

secara umum, tidak tersedia. Tapi untuk proses isentropik, itu mudah diperoleh dari

Diskusi Perhatikan bahwa mengompresi uap dalam bentuk uap akan memerlukan atas pekerjaan

500 kali lebih dari mengompresi dalam bentuk cair antara sama tekanan batas.


Bukti bahwa Steady-Arus Perangkat Memberikan

Paling dan Mengkonsumsi Kerja Terkecil ketika

Proses Apakah Reversible

Kami telah menunjukkan dalam Bab. 6 yang siklik perangkat (mesin panas, lemari es, dan pompa

panas) memberikan pekerjaan yang paling dan mengkonsumsi setidaknya ketika reversibel proses

yang digunakan. Sekarang kita menunjukkan bahwa ini juga berlaku untuk individu perangkat

seperti turbin dan kompresor beroperasi mantap.

Mempertimbangkan dua kondisi-aliran perangkat, satu reversibel dan ireversibel lainnya,

beroperasi antara saluran masuk yang sama dan menyatakan keluar. Sekali lagi mengambil panas

transfer ke sistem dan kerja yang dilakukan oleh sistem untuk menjadi jumlah yang positif,

keseimbangan energi untuk masing-masing perangkat dapat dinyatakan dalam diferensial

membentuk sebagai

Para kanan sisi dari kedua persamaan ini identik karena kedua perangkat beroperasi antara negara-

negara tujuan yang sama. Dengan demikian,

Mengganti hubungan ini ke dalam persamaan sebelumnya dan membagi setiap istilah oleh T, kita

memperoleh

Juga, T adalah suhu absolut, yang selalu positif. Dengan demikian,


Perangkat Oleh karena itu, pekerjaan yang memproduksi seperti turbin (w adalah positif)

memberikan

lebih banyak pekerjaan, dan pekerjaan memakan perangkat seperti pompa dan kompresor (w

adalah negatif) memerlukan kerja lebih sedikit jika mereka beroperasi reversibel (Gambar 7-44).

7–11 ■ MINIMIZING THE COMPRESSOR WORK ( hal 361)

Kami baru saja menunjukkan bahwa input kerja pada kompresor adalah diminimalkan ketika

proses kompresi dijalankan secara internal reversibel.

Ketika perubahan energi kinetik dan potensial dapat diabaikan, kompresor kerja diberikan oleh

(Persamaan 7-53)

Jelas salah satu cara untuk meminimalkan kerja kompresor adalah untuk perkiraan proses internal

reversibel sebanyak mungkin dengan meminimalkan irreversibilitiesseperti gesekan, turbulensi,

dan nonquasi-ekuilibriumkompresi.

Sejauh mana hal ini dapat dicapai dibatasi oleh pertimbangan ekonomi. Cara kedua (dan lebih

praktis) mengurangi pekerjaan kompresor adalah menjaga untuk volume spesifik gas sekecil


mungkin selama

proses kompresi. Hal ini dilakukan dengan menjaga suhu gas serendah mungkin selama kompresi

sejak volume spesifik dari gas sebanding dengan suhu. Oleh karena itu, mengurangi input kerja ke

kompresor mengharuskan gas didinginkan seperti yang dikompresi. Untuk memiliki pemahaman

yang lebih baik efek pendinginan selama kompresi proses, kita membandingkan persyaratan kerja

input untuk tiga jenis proses: proses isentropik (melibatkan pendinginan tidak), sebuah polytropic

proses (melibatkan beberapa pendinginan), dan proses isotermal (melibatkan maksimum

pendinginan). Dengan asumsi semua tiga proses yang disepakati antara sama tingkat tekanan (P1

dan P2) secara internal reversibel dan gas berperilaku sebagai gas ideal (PV RT) dengan spesifik

konstan memanas, kita melihat bahwa pekerjaan kompresi ditentukan dengan melakukan integrasi

dalam Pers. 7-56 untuk setiap kasus, dengan hasil sebagai berikut:


Tiga proses yang diplot pada diagram Pv pada Gambar. 7a € "45 untuk inlet negara yang sama dan

tekanan keluar. Pada diagram P-v, daerah di sebelah kiri kurva proses adalah integral dari v dP.

Jadi itu adalah ukuran yang steadyflow kompresi kerja. Sangat menarik untuk mengamati dari

diagram ini bahwa daritiga kasus internal reversibel dipertimbangkan, kompresi adiabatik(PVK

konstan) memerlukan kerja maksimal dan kompresi isotermal(T konstan atau Pv konstan)

membutuhkan minimum. pekerjaanmasukan persyaratan untuk kasus polytropic (PVN konstan)

adalah antara

dua dan menurun sebagai polytropic eksponen n menurun, dengan meningkatkan penolakan panas

selama proses kompresi. Jika panas yang cukup dihapus, nilai n mendekati persatuan dan proses

menjadiisotermal.

Salah satu cara umum dari pendinginan gas selama kompresi adalah dengan menggunakan

pendinginan jaket sekitar casing dari kompresor.

Multistage Kompresi dengan pendinginan

Hal ini jelas dari argumen bahwa pendinginan gas seperti yang dikompresi diinginkan karena ini

mengurangi input kerja yang diperlukan untuk kompresor. Namun, sering tidak mungkin untuk

memiliki pendinginan yang memadai melalui casing dari kompresor, dan menjadi perlu untuk

menggunakan teknik lain untuk mencapai efektif pendinginan. Salah satu teknik tersebut adalah

multistage kompresi dengan pendinginan, dimana gas dikompresi secara bertahap dan didinginkan

antara setiap tahap dengan melewatkan melalui penukar panas disebut intercooler. Idealnya,

pendinginan proses berlangsung pada tekanan konstan, dan gas didinginkan ke awal suhu T1 pada

intercooler masing-masing. Multistage kompresi dengan pendinginan sangat menarik ketika gas

harus dikompresi dengan tekanan yang sangat tinggi .

Efek dari pendinginan antara pekerjaan kompresor secara grafis diilustrasikan pada P-v dan T-s

diagram pada Gambar. 7-46 untuk kompresor dua tahap. Gas ini dikompresi dalam tahap pertama

dari P1 ke Px tekanan menengah, didinginkan pada konstan tekanan untuk T1 suhu awal, dan

dikompresi dalam kedua panggung untuk P2 tekanan akhir. Proses kompresi, secara umum, dapat

dimodelkan sebagai polytropic (Pv n = konstan?) di mana nilai n bervariasi antara k dan 1. Daerah

berwarna pada diagram Pv merupakan pekerjaan disimpan sebagai hasil dari dua tahap kompresi

dengan pendinginan. Jalur proses untuk singlestage proses isotermal dan polytropic juga ditampilkan

untuk perbandingan.


Ukuran area berwarna (input kerja disimpan) bervariasi dengan nilaidari Px tekanan menengah, dan

itu adalah kepentingan praktis untuk menentukan kondisi di mana daerah ini dimaksimalkan.

Jumlah input kerja untuk kompresor dua tahap adalah jumlah dari input kerja untuk setiap tahap

kompresi,

sebagaimana ditentukan dari Persamaan. 7-57B:

Satu-satunya variabel dalam persamaan ini adalah Px. Para Px nilai yang meminimalkan kerja total

ditentukan dengan membedakan ungkapan ini sehubungan dengan Px dan pengaturan ekspresi

yang dihasilkan sama dengan nol. Ini menghasilkan

Artinya, untuk mengurangi kegiatan kompresi selama dua tahap kompresi, rasio tekanan di setiap

tahap kompresor harus sama. Ketika kondisi ini dipenuhi, pekerjaan kompresi pada setiap tahap

menjadi identik, yaitu,

CONTOH

Udara dikompresi terus oleh kompresor reversibel dari negara inlet 100 kPa dan 300 K untuk

tekanan keluar sebesar 900 kPa. Tentukan kompresor bekerja per satuan massa untuk (a) kompresi

isentropik dengan k 1,4, (b) polytropic kompresi dengan n 1.3, (c) kompresi isotermal, dan (d)

twostage yang ideal kompresi dengan pendinginan dengan eksponen polytropic dari 1,3.

JAWAB

Kami mengambil kompresor menjadi sistem. Ini adalah kontrol volume karena massa melintasi

perbatasan. Sebuah sketsa dari sistem dan diagram T-s untuk proses tersebut diberikan pada


Gambar. 7a € "47. Stabil aliran kompresi bekerja untuk semua kasus ini empat ditentukan oleh

menggunakan hubungan dikembangkan sebelumnya dalam bagian ini:

(d) Ideal dua tahap kompresi dengan pendinginan (n 1,3): Dalam hal ini,

rasio tekanan di setiap tahap adalah sama dan, nilainya adalah

Pekerjaan kompresor di setiap tahap juga sama. Dengan demikian total kerja kompresor adalah dua

kali kerja kompresi untuk tahap tunggal:


DIAGRAM INDIKATOR COMPRESSORS SATU TINGKAT, KERJA TUNGGAL DPL DPR


Proses Kerja Reciprocating Compressor 1 tingkat 1. Langkah Pemasukan/hisap (1 – 2 ) klep masuk dibuka klep keluaran tertutup Piston bergerak

dari titik 1 TDC ke titik 2 BDC tekanan sedikit turun dari P1 (< 1atm) 2. Langkah ( 2 – 4 ) tekan klep masuk ditutup dan klep keluaran tertutup Piston bergerak dari titik 2

ke 4, pada saat Piston sampai di titik 3, udara bertekanan sebesar P2 ( tekanan kompresi ) klep keluaran mulai dibuka sedikit demi sedikit, udara kompresi dari dalam Silinder akan mengalir keluar hingga Piston mencapai titik 4 ( TDC) dan klep keluaran ditutup

3. Langka Ekspansi ( 4 – 1 ) dimulai dari saat Piston berada pada titik4(TDC), tekanan sebesar P2 ( tekanan kompresi ), klep masuk ditutup dan klep keluaran tertutup, Piston dirgerakan dari titik 4 menuju ke titik 2.

4. Langkah Pemasukan/hisap pada saat Piston mencapai titik 1, klep masuk dubuka kembali, udara luar terhisap masuk kedalm Silinder

Catatan Tekanan isap P1 < Tekanan Atmosphere

Kerja Reciprocating Compressor Kondisi Gas Ideal, udara sehingga digunakan persaman keadan Boyle-Charles p v = m R T Ukuran utama Reciprocating Compressor

I = 1 , menyatakan single acting Compressor dan 2 untuk double acting A = Luas piston ( penampang melintang piston ) dalam m2 L = Langkah piston = S - So dalam m D = Diameter piston dalam m N = Kecepatan putar dalam rpm

η ev = Efisiency Volumetrik ( table 3 )

m = Berat gas / udara yang tersalurkan Kompressor dalam kg / mnt

4

2

3

P

V

Vc Vs

S1

S

P2

P1

S0

1

ΔP1

TDC BTD


V = Volume Gas ./ udara hasil Compressor m3 / min v = Spesifik volume gas / udara dalam m3 / kg υ = Satis factory ratio

∏ = phi ( 3,14 )

Untuk Compressor Reciprocating 1 tingkat akan menghasilkan Volume gas / udara :V

V = i.A.L.N. η ev (m3 / min)

A = ¼∏ D2 (m2 )

L

υ = ------

D

Untuk vacuum pump dan Compressor kecepatan tinggi dapat diambil υ ≥ 0,5

Untuk fluorocarbon Compressor dapat diambil υ ≈ 0,8

Untuk AmmoniaCompressor dapat diambil υ ≈ 1,0

Untuk Compressor tekanan tinggi dapat diambil υ ≈ 4 sampai 6

V m = ----- kg / min v

Untuk Gas Ideal, udara sehingga v dapat dihitung dengan persaman keadan Boyle-Charles p v = m R T mR T v = ---------

p Untuk menghitung Power yang diperlukan dapat digunakan rumusan dibawah dengan terlebih dahulu mengetahui proses yang terjadi pada Compressor 1. Kompressi Isothermal ( T = C ) Kondisi yang harus dicapai temperature tetap( t = 0 ), perlu dilakukan pendinginan p v = m R T , kondisi t = tetap atau Td = Ts Diperoleh p v = m R m.R p = --------- v


Kerja yang dilakukan pada proses kompressi udara secara Isothermal = Wit v2

Wit = - ∫ p . dV

v1 v2

= - ∫(m.R / V)dV

v1 v2

= - m.R ∫( dV / V)

v1 v2 = - m R. ln ------ v1 v1 = m R.T. ln ------ v2 p2 Wit = m R.T. ln ------ dalam ft. lb atau kg.m p1 p2 Wit = P1.V1. ln ------ dalam ft. lb atau kg.m p1 Dalam menghitung Daya / Tenaga penggerak yang diperlukan Compressor dengan pros

es Isothermik ( dalam satuan metric atau SI ) dapat digunakan pendekatan rumusan sbb : Lit = Daya / Tenaga penggerak dalam Copressor Isothermis dalam HP / kW m = Berat gas / udara yang tersalurkan Kompressor dalam kg / mnt. pd = p2 + p atm Absolut , tekanan keluaran Kompressor kg f / m2 absolute ps = patm = p1 , tekanan hisap / masuk Kompressor kg f / m2 absolute Qs = debit / flow keluaran Compressor dalam m3 / min m = massa alir gas, dalam kg m / menit Wit = Kerja kompressi, dalam . kg.m 1 HP = 75 kg. mtr Wit Lit = ---------------- HP untuk satuan Metris aatau SI 60 x 75 Wit Lit = ------------------------ KW untuk satuan Metris aatau SI 60 x 75 x 1,36 Dalam menghitung Daya / Tenaga penggerak yang diperlukan Compressor dengan pros

es Isothermik ( dalam satuan BRITISH ) dapat digunakan pendekatan rumusan sbb :


Lit = Daya / Tenaga penggerak dalam Copressor Isothermis dalam HP / kW m = Berat gas / udara yang tersalurkan Kompressor dalam : lb / mnt pd = p2 + p atm Absolut , tekanan keluaran Kompressor : Lbf / Inch2 absolute ps = patm = p1 , tekanan hisap / masuk Kompressor: Lbf / Inch2 absolute Qs = debit / flow keluaran Compressor dalam ft3 / min m = massa alir gas, dalam lb m / menit Wit = Kerja kompressi, dalam . lb.ft Lit = HP, atau KW 1 HP = 33000 lb. ft m Wit m Wit Lit = -------------------- = --------------------------- HP untuk satuan BRITISH 33000 x 60 1,98 .10 6 ft lb / jam m Wit Lit = ------------------------ KW untuk satuan BRITISH 1,98 .10 6 x 1,36 catatan m.V1 = Qs dalam ft3 / min

Contoh Perhitungan Isothermal Gas Nitrogen dikompresikan secara reversible dalam system tertutup ( non flow sys) dengan proses polytropik dimana harga n : 1,4 Kondisi gas Nitrogen dengan tekanan awal : 14,7 psia dan temperature : 70oF, dikompresikan menjadi : 100 psia.

Tentukan a. kerja yang diperlukan bila proses berlangsung secara Isothermal b. Daya motor penggerak Compressor jika jumlah Gas Nitrogen 150 lbm /jam

Jawab Dari table Gas Nitrogen diperoleh : Constanta Gas Nitrogen ( R0 ) =1545 ft-lbf / mole 0 R = 18354,6 inc-lbf / mole 0 R Berat molekul Nitrogen ( M ) = 28 lb m / lb m – mole Dari konversi table 1 HP (Horse Power = 1,98 .10 6 ft lb / jam

Jika pada soal diatas jumlah udara yang dikompresikan sebanyak 150 lbm tiap jam Hitung berapa Tenaga / Daya motor yang digunakan untuk menggerakkan Compressor tersebut m = 150 lbm / jam 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam p atm = 30 in .Hg = 30 x 0,491 lb / in2 = 14,7 lb / in2 pd(A) = p atm + pd(g) = ( 14,7 + 100 ) lb / in2 = 114,7 lb / in2 (A) 1 psi = 6,895 k Pa 1 Pa = 0,1019 kgf / m2 Dihitung dengan rumus Isothermal P1 = 14,7 psi = 14,7 x 6,895 k Pa = 101,3565 k Pa = 10.328,227 kgf / m2 P2 = 100 psi = 100 x 6,895 k Pa = 689,5 k Pa = 70.260,05 kgf / m2 1 lb = 0,454 kg


γN2 = 1,250 kg / m3 ( dari tabel ) Qs = 150 lbm / jam = 1,135 kg m / menit = 0,9 m3 m / menit PV = RT Ro 18354,6 inc -lbf / mole R R = ----- = ---------------------------------- = 655,52 inc -lbf / mole 0 R M 28 RT1 655,52 inc -lbf / mole 0 R . 530 R V1 = ------ = ----------------------------------------------- = 23634,45 inch 3/ mole P1 14,7 lb / inc2 p2

Wit = P1.V1. ln ------ p1 lb 100 psi

= 14,7 ------ . 23634,45 Inch 3 / mole ln ------------ inc 2 14,7 psi Wit = 666016,4375 Lb Inch / Lb-mole = 56053,073 Lb ft / mole m Wit Lit = ---------------- HP untuk satuan British 1,98 . 10 6

1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam m Wit Lit = ------------------------------ HP untuk satuan british 1,98 . 10 6 ft.lb / jam 150 Lb –mole / jam . 56.053,073 Lb ft / Lb- mole Lit = --------------------------------------------------------------------- x 1 HP 1,98 . 10 6 Lit = 4,25 HP 2. Kompressi Adiabatik ( dq = 0 ) Kondisi yang harus dicapai tidak adanya panas keluar ( dq = 0 ) dapat dilakukan dengan

mengisolasi Silindernya. dq = dU + dW = 0 diperoleh - dw = du atau U2 – U1 = - W Dapat juga ditulis U2–U1 = - W W = U1 – U2 p vk = p1 . v1

k = constant p1 . v1

k p = --------- v k Cp k = ----- Cv


C = adalah kapasitas panas ( heat capacity) dari sistem dQ dU + dW C = ------ = --------------- dT dT c = adalah kapasitas panas persatuan massa, disebut Panas jenis( spesific heat) cp = adalah Panas jenis(spesific heat) pada tekanan tetap,BTU/lbm 0R, k Cal/kg.moK cv = adalah Panas jenis(spesific heat) pada volume tetap,BTU/lbm 0R, k Cal/kg.moK Kerja yang dilakukan pada proses kompressi udara secara Adiabatik = Wad v2 2

Wad = - ∫ p.dV atau Wad = -∫dU

v1 1 v2 p1 . v1

k 1

= - .∫ ---------- dv = - ------ ( p1 . v 1 - p2 . v 2 )

v1 v k k - 1 1 Wad = -------- ( p2 . v 2 - p1 . v 1 ) kompresi adiabatik k - 1 Atau cara lain 2

Wad = - ∫dU

1 T2

= - m∫cv (dT)

T1 Wad = - m.cv (T2 – T1) Daya motor untuk kerja Adiabatis m.Wad Lad = ----------- HP Atau 60 x 75 m.Wad Lad = ----------- kW 60 x 102 Dalam menghitung Daya/Tenaga penggerak yang diperlukan dapat digunakan

pendekatan rumusan Lain k -1/ mk

mk Ps . Qs Pd

Lad = ------- -------------- { ----- - 1 } dalam kW

(k – 1) 6120 Ps Pd = p atm + p2 absolute Lad = Daya / Tenaga penggerak dalam Copressor Adiabatis dalam kW


m = Berat gas / udara yang tersalurkan Kompressor dalam kg / mnt , lb / mnt k = exponent adiabatic untuk udara = 1,4 Ps = patm = p1 , tekanan hisap / masuk Kompressor kg f / m2 absolute Pd = p2 + p atm Absolut , tekanan keluaran Kompressor kg f / m2 absolute Qs = debit / flow keluaran Compressor dalam m3 / menit

Contoh Perhitungan Kompressor dengan proses Adiabatik Gas Nitrogen dikompresikan secara reversible dalam system tertutup ( non flow sys) dengan proses Adiabatik dimana harga n : 1,4 Gas Nitrogen tsb dengan tekanan awal : 14,7 psia dan temperature : 70oF, dikompresikan menjadi : 100 psia. Tentukan kerja yang diperlukan bila proses berlangsung secara Adiabtik reversible ( Isentropik ) Tentukan Daya motor penggerak Compressor jika jumlah Gas Nitrogen 150 lbm /jam

Jawab Dari table diperoleh Constanta Gas Nitrogen ( R0 ) = 1545 ft-lbf / mole 0 R Berat molekul Nitrogen ( M ) = 28 lb m / lb m – mole Dari konversi table 1 HP (Horse Power = 1,98 .10 6 ft lb / jam

Jika pada soal diatas jumlah udara yang dikompresikan sebanyak 150 lbm tiap jam Hitung berapa Tenaga / Daya motor yang digunakan untuk menggerakkan Compressor tersebut

m = 150 lbm / jam 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam p atm = 30 in .Hg = 30 x 0,491 lb / in2 = 14,7 lb / in2 p2 = p atm + pd = ( 100 + 14,7 ) lb / in2 = 114,7 lb / in2 T1 = ( 70 + 460)R = 530 R p2 (n –1)/ n T2 = T1 ( ----- )

P1 114,7 (1,4 - 1) /1,4 = 530 ( ----------) 14,7 T2 = 951,75 R Cv nitrogen lihat tabel B6 hal 338 Cv Nitrogen = 0,1174 BTU/Lbm R, pada 77 F Wad = - m.cv (T2 – T1) = - 150 lbm / jam. 0,1174 BTU/Lbm R (951,75 -530)R Wad = - 7.427, 0175 BTU/jam Dari tabel SI, didapat 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam 1 BTU = 1,055 K Joule (hal 11 SI) 1 KJ = 737,6 ft.lb 1 BTU = 1,055 KJ x 737,6 ft.lb/ KJ = 778,168 ft.lb


7.427, 0175 BTU/jam (7.427, 0175 x 778,168) ft.lb / jam Wad = - ------------------------------ = - --------------------------------------------- x 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam 1,98 . 10 6 ft.lb / jam 5.779.467 Wad = - ------------------ X 1 HP = - 2, 9189 HP 1.980.000

Dihitung dengan rumus Adiabatis 1 psi= 6,895 k Pa 1 Pa= 0,1019 kgf / m2 Ps = 14,7 psi = 14,7 x 6,895 k Pa = 10.328, 227 kgf / m2 Pd = 114,7 psi = = 80.588,277 kgf / m2 Qs = 150 lbm / jam = 1,25 kg m / menit = 0,9 m3 m / menit 1 lb = 0,454 kg γN2 = 1,250 kg / m3 ( dari tabel B6 )

k -1/ mk

m k Ps . Qs Pd

Lad = ------ ------------- { ----- - 1 }……… dalam kW

k – 1 6120 Ps 1,4 -1/ 1 . 1,4

(1).(1,4) ( 10.328,227 ) ( 0,9 ) 80.588,277

Lad = - --------- --------------------------------{ ---------------- - 1 }……… kW

1,4 – 1 6120 10.328,227 0,286

.(1,4) ( 10.328,227 ) ( 0,9 )

Lad = - ------- --------------------------------{ 7,802 - 1 }……… kW

0,4 6120 Lad = 4,19 kW

3. Kompresi Polytropik Dalam mesin Compressor hal sesungguhnya yang terjadi bukan Proses Isothermal

ataupun Proses Adiabatik, tetapi sesuatu kondisi yang adanya diantara siklus keduanya kemudian disebut sebagai Compressi Polytropik

n p v = constant n = indeks polytropik , antara k = 1 dan k = 1,4 ( untuk udara ) Kerj yang dilakukan pada proses kompressi udara secara Polytropik = Wpl v2

Wpl = ∫ p. dv

v1


Kita tahu n C p v = constant , atau p = ----- vn sedangkan C = p1 v1

n = p2 v2 n = p v n

v2 . dv

Wpl = ∫ C -----

v1 vn

v2 . dv

= ∫ p v n ---------

v1 vn

v2 .

= p v n ∫ v -n dv

v1 2

v –n+1 }

= p v n -------- 1 –n – 1 2

v +1 }

= p -------- 1 – n – 1 p2 .v2 – p1 .v1 = -------------------- – n + 1 p1 .v1 – p2 . v2 Wpl = ---------------------- n – 1 Wpl Lpl = ----------- ………..HP Atau 60 x 75 Wpl Lpl = ----------- ………..kW 60 x 102 Contoh Perhitungan

Gas Nitrogen dikompresikan secara reversible dalam system tertutup ( non flow sys) dengan proses polytropik dimana harga n : 1,4 Gas Nitrogen tsb dengan tekanan awal : 14,7 psia dan temperature : 70oF, dikompresikan menjadi : 100 psia. Tentukan kerja yang diperlukan bila proses berlangsung secara Adiabtik reversible ( Isentropik ) Tentukan Daya motor penggerak Compressor jika jumlah Gas Nitrogen 150 lbm /jam

Jawab

Dari table diperoleh


Constanta Gas Nitrogen ( R0 ) = 1545 ft-lbf / mole 0 R Berat molekul Nitrogen ( M ) = 28 lb m / lb m – mole Dari konversi table 1 HP (Horse Power = 1,98 .10 6 ft lb / jam

T1 = ( 70 + 460 ) = 530 o R p1 = 14,7 lb / in 2 p2 = 100 lb / in 2 n = 1,4 T2 = T1 . ( p1 / p2 ) n -1/ n = 530. ( 100 / 14,7 ) 0,29 = 924 o R Kerja yang diperlukan ( W )

p1 .v1 – p2 . v2 Wpl = ---------------------- n – 1 R ( T1 – T2 ) = ---------------------- n - 1 Ro ( T1 – T2 ) Ro = ---------------------- catatan R = --------- m ( n – 1 ) m

Ft . lb . oR ----------------

1545 ( 530 – 924 ) lbm – mole oR = ----------------------------- ------------------------------ 28 ( 1,4 – 1 ) lbm

--------------- lbm – mole Wpl = - 54750 ft . lb / lbm ( POLYTROPIK )

Jika pada soal diatas jumlah udara yang dikompresikan sebanyak 150 lbm tiap jam Hitung berapa Tenaga / Daya motor yang digunakan untuk menggerakkan Compressor tersebut

Jawab

m = 150 lbm / jam 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam p atm = 30 in .Hg = 30 x 0,491 lb / in2 = 14,7 lb / in2

1 psi = 6,895 k Pa 1 Pa = 0,1019 kgf / m2

p2 = p atm + pd = ( 100 + 14,7 ) lb / in2 = 114,7 lb / in2 p2 (n – 1)/ n T2 = T1 ( ----- )

P1 114,7 (1,4 - 1) /1,4


= 530 ( ----------- ) 14,7 T2 = 951,75 R m . R0 ( p1 .v1 – p2 . v2 ) m . R0 ( T1 - T2 ) Wpl = ---------------------------------- = ----------------------------- M ( n – 1 ) M ( n – 1 ) Lbm. ft . lb . oR

---------------------- 150 .1545 ( 530 – 951,75 ) jam. lbm – mole oR = - ------------------------------------ --------------------------------- 28 ( 1,4 – 1 ) lbm

--------------- lbm – mole

977405625

Wpl = - ------------------ = - 8726835,937 ft . lb / jam 11,2 - 8726835,937 ft .lb /jam Lpl = ---------------------------------- =

1,98 . 10 6 ft lb / jam Lpl = - 4,4 HP ( Negatip system perlu Tenaga )

3.4 Diapragma Compressor

Sebuah kompresor diafragma (juga dikenal sebagai membran kompresor) adalah varian

dari kompresor reciprocating konvensional. Kompresi gas terjadi oleh gerakan membran yang

fleksibel, alih-alih sebuah elemen asupan. Bolak-balik gerakan membran didorong oleh

sebuah batang dan sebuah mekanisme poros engkol. Hanya membran dan kotak kompresor

bersentuhan dengan gas yang dikompresi. [1] Kompresor diafragma digunakan untuk hidrogen

dan gas alam terkompresi (CNG) serta dalam sejumlah aplikasi lain.

Foto disertakan dalam bagian ini menggambarkan tiga tahapan diafragma digunakan untuk

kompres kompresor hidrogen gas menjadi 6.000 psi (41 MPa) untuk digunakan dalam

prototipe kompresi hidrogen dan gas alam terkompresi (CNG) dibangun stasiun pengisian


bahan bakar di pusat kota Phoenix, Arizona oleh Arizona Layanan Umum perusahaan

(perusahaan utilitas listrik). Reciprocating kompresor digunakan untuk memampatkan gas

alam. Prototipe bahan bakar alternatif stasiun dibangun sesuai dengan semua yang berlaku

keselamatan, lingkungan dan bangunan di Phoenix untuk menunjukkan bahwa stasiun

pengisian bahan bakar seperti itu dapat dibangun di wilayah perkotaan.


3.5 Rotary Compressor

ROTARY COMPRESSORS Rotary Compressor termasuk dalam jenis Compressor yang hasil perolehannya aliran gas / udara tidak secara tetap / kontinyu dapat dihasilkn namun secara intermitten namun hasil tekanannya relatip akan lebih tinggi jika disbanding dengan Compressor yang perolehan aliran udara / gas nya tetap / kontinu.

Baling-baling kompresor rotary terdiri dari sebuah rotor dengan sejumlah pisau radial

dimasukkan ke dalam slot di rotor. Rotor dipasang offset perumahan yang lebih besar yang dapat

melingkar atau bentuk yang lebih kompleks. Ketika rotor berubah, bilah geser dalam dan keluar dari

slot menjaga kontak dengan dinding luar perumahan. [1] Dengan demikian, serangkaian penurunan

volume yang dibuat oleh pisau yang berputar. Kompresor Rotary Vane, dengan piston kompresor

salah satu teknologi tertua dari kompresor.

Dengan koneksi port cocok, perangkat mungkin akan baik kompresor atau pompa vakum. Mereka

dapat berupa diam atau portabel, dapat tunggal atau multi-bertahap, dan dapat digerakkan oleh

motor listrik atau mesin pembakaran internal. Baling-baling mesin kering digunakan pada tekanan

relatif rendah (misalnya, 2 bar) bagi gerakan materi grosir minyak sementara mesin injeksi memiliki

efisiensi volumetrik yang diperlukan untuk mencapai tekanan sampai sekitar 13 bar dalam satu

panggung. Sebuah baling-baling kompresor rotari cocok untuk motor listrik drive dan secara

signifikan lebih tenang beroperasi daripada setara piston kompresor.

1. Ukuran utama Rotary Compressor r = Radius rotor R = Radius Silinder L = Panjang Rotor dalam mm w = Lebar radial vane m = jumlah vanes dalam rotor e = Eccentricity rotor sd = jarak antara / gap rotor dengan rumahnya dalam mm s = tebal vane α = coefiiicient thermal expansion

ts = temperature dinding silinder ( setelah didinginkan ) tad = temperature final adiabatic f = ketebalan lapisan filem estimasi ( 0,1 ~ 0,2 ) mm f k = Volume terbesar yang ada diantara dua vanes

η vo = Efisiency Volumetrik ( table 3 )

Vs = Volume m3 / rev


V = Volume m3 / rev

2 sd = ---- α L (tad - ts ) + f dalam mm 3 Vs

η vo = -----

V Untuk low pressure ( maximum 1,5 atg dan vacuum pumps ) dapat diambil harga r

• ---- = 0,86 R

• e = 0,14 R Untuk High pressure ( maximum 4 atg dan vacuum pumps ) dapat diambil harga r

• ---- = 0,885 R

• e = 0,115 R f k = R1 . V1 . V2 . R2 fk dibatasi oleh vane ( V1 dan V2 )

diameter luar Rotor dan diameter dalam Casing Compressor

Or = pusat Rotor β O = pusat Casing Compressor

β = sudut ½ antara dua vanes

V1 V2

∏ 2∏

β = ----- dan sin 2 β ~ ------ m m e e = R – r, ε = ------

R Sehingga diperoleh Luasan f k sbb : f k = R1 . V1 . V2 . R2

4 R 2 ε ∏

f k = -------------- dalam m 2

m Total volume satu putaran ( teori ) V theor = f k . m . L

= 4 R 2 ε ∏ . R. L m3 / rev

fk

R1 R2

Or


Gambar potongan melintang dari Vane A = Luas piston ( penampang melintang piston ) dalam m2 L = Langkah piston = S - So dalam m D = Diameter piston dalam m N = Kecepatan putar dalam rpm Q = Volume gas / udara yang tersalurkan Compressor dalam m3 / min m = Berat gas / udara yang tersalurkan Kompressor dalam kg / mnt v = Spesifik volume gas / udara dalam m3 / kg υ = Satis factory ratio

1. Soal Kompressor

Diketahui Suatu Compressor yang bekerja dengan proses Adiabatik , media yang dikompressikan adalah gas Nitrogen dengan tekanan awal : 13,50 psia dan temperature : 65oF, dikompresikan menjadi : 120 psia. Tentukan kerja yang diperlukan bila proses berlangsung secara Adiabtik reversible ( Isentropik ) dimana harga n : 1,4 Tentukan Daya motor penggerak Compressor jika jumlah Gas Nitrogen 105 lbm /jam

Jawab Dari table diperoleh Constanta Gas Nitrogen ( R0 ) = 1545 ft-lbf / mole 0 R Berat molekul Nitrogen ( M ) = 28 lb m / lb m – mole Dari konversi table 1 HP (Horse Power = 1,98 .10 6 ft lb / jam

Jika pada soal diatas jumlah udara yang dikompresikan sebanyak 105 lbm tiap jam


Hitung berapa Tenaga / Daya motor yang digunakan untuk menggerakkan Compressor tersebut 1psia = 6,895 kPa 1Pa ≡ N / m2 = 0,1019 kg f / m2 m =105 lbm / jam = 0,7945 kg m / mnt = 0,6356 m3 m / mnt 1 HP = 1,98 . 10 6 ft.lb / jam p atm = 30 in .Hg = 30 x 0,491 lb / in2 = 14,7 lb / in2 p2 = p atm + pd = ( 120 + 14,7 ) lb / in2 = 134,7 lb / in2 T1 = ( 460 + 65 ) = 525 R

p2 n – 1/ n

T2 = T1 ( ----- ) P1 134,7 (1,4 - 1) /1,4 = 525 ( ----------- ) 13,5

T2 = 1013, 64 R

Dihitung dengan rumus Adiabatis

Ps = 13,5 psi = 13,5 x 6,895 k Pa = 93,0825 kPa = 93,0825 x 1000 x 0,1019 = 9485,107 kgf / m2 Pd = 134,7 psi = 134,7 x 6,895 k Pa = 928,7565 kPa = 928,7565 x 1000 x 0,1019 = 94640,287 kgf / m2 Qs = 105 lbm / jam = 0,7945 kg m / menit = 0,6356 m3 m / menit 1 lb = 0,454 kg Γ N2 = 1,250 kg / m3 ( dari tabel )

k -1/ mk

m k Ps . Qs Pd

Lad = ------ ------------- { ----- - 1 }……… dalam kW

k – 1 6120 Ps 1,4 -1/ 1 . 1,4

(1).(1,4) (9485,107 ) ( 0,6356 ) 94640,287

Lad = - --------- -------------------------------- { ---------------- - 1 }……… kW

1,4 – 1 6120 9485,107

0,286

.(1,4) (10328,227 ) ( 0,6356 )

Lad = - ------- --------------------------------{ 9,9777 - 1 }……… kW

0,4 6120

Lad = 3,21 Kw


Wad Lad = ----------- kW = 3,21 kW ( Daya motor penggerak Compressor) 60 x 102 W ad = 3,21X 60 X 102 Kg .m / mole W ad = 19645,2 Kg .m / mole ( Kerja yang diperlukan secara Adiabatik reversible ) 3.5 Radial Compressor

1. Kompresor Sentrifugal

konstruksi kompressor sentrifugal. Udara masuk melalui eye dan kemudian dipercepat kearah

luar oleh sudu-sudu (impeler) menuju bagian luar vanes. Setelah meninggalkan impeler

selanjutnya udara akan menuju difuser. Pada kompresor satu tingkat (single stage), difusor akan

mengarahkan udara langsung ke tangki penyimpan (receiver). Untuk kompresor multi tingkat

(multi stages), udara dari difusor akan diarahkan masuk ke “eye” kompresor pada tingkat

berikutnya. Kompresor multi stages digunakan untuk mendapatkan tekanan yang lebih tinggi.

Secara umum kompresor tingkat dua dapat menghasilkan tekanan sampai 65 psi (450 kPa),

kompresor tingkat empat dapat menghasilkan tekanan sampai 150 psi (450 kPa). Kompresor

sentrifugal lima tingkat dapat menghasilkan tekanan sebesar 350 s/d 400 psi (2400 s/d 2750

kPa). Putaran kompresor sentrifugal biasanya adalah sekitar 20 000 rpm s/d 100 000 rpm.


Gambar 1: Sebuah kompresor sentrifugal satu tahap

Kompresor sentrifugal menggunakan disk yang berputar atau impeller dalam perumahan

berbentuk untuk memaksa gas ke tepi impeller, meningkatkan kecepatan gas. A diffuser

(saluran divergen) bagian kecepatan mengubah energi ke energi tekanan. Mereka terutama

digunakan untuk terus-menerus, layanan diam dalam industri seperti kilang minyak, kimia dan

petrokimia tanaman dan pengolahan gas alam tumbuhan. [1] [2] [3] aplikasi mereka dapat dari

100 tenaga kuda (75 kW) untuk ribuan tenaga kuda . Dengan berbagai pementasan, mereka

dapat mencapai keluaran yang sangat tinggi tekanan yang lebih besar dari 10.000 psi (69

MPa).

Banyak salju besar membuat operasi (seperti resor ski) menggunakan kompresor jenis ini.

Mereka juga digunakan dalam mesin pembakaran internal sebagai superchargers dan

turbocharger. Kompresor sentrifugal kecil digunakan dalam turbin gas mesin atau sebagai

kompresi akhir tahap menengah turbin gas.

Diagonal atau dicampur-aliran kompresor

Artikel utama: Diagonal atau kompresor aliran campuran

Diagonal atau dicampur-aliran kompresor sentrifugal mirip dengan kompresor, tapi memiliki kecepatan aksial radial dan komponen pada keluar dari rotor. The diffuser ini sering digunakan untuk memutar diagonal mengalir ke arah aksial. Diagonal kompresor memiliki diameter yang lebih rendah daripada yang setara diffuser kompresor sentrifugal


3.6 Axial Compressor

Kompresor aksial seperti ditunjukkan pada Gambar 3.3 memiliki konstruksi sedemikian rupa

sehingga aliran udara sejajar dengan sumbu poros. Jenis kompresor aksial sangat cocok untuk

keperluan kapasitas aliran yang tinggi pada tekanan yang relatif rendah. Tekanan maksimum

kompresor aksial biasanya tidak lebih dari 90 psi (625 kPa).

3.6.1 Multi stage Axial Compressor

Kompressor Axial

Kompresor aliran aksial adalah kompresor berputar dinamis yang menggunakan kipas

array seperti airfoils untuk semakin memampatkan fluida kerja. Mereka digunakan di mana

ada persyaratan untuk laju aliran yang tinggi atau desain yang kompak.

Array dari airfoils diatur dalam baris, biasanya sebagai pasangan: satu berputar dan satu

stasioner. Airfoils yang berputar, juga dikenal sebagai baling-baling atau rotor, mempercepat

fluida. Airfoils stasioner, juga dikenal sebagai stators atau baling-baling, mengurangi

kecepatan dan mengarahkan arah aliran fluida, menyiapkannya untuk baling-baling di tahap

berikutnya. [1] Axial Kompresor hampir selalu multi-bertahap, dengan luas penampang bagian

gas berkurang sepanjang kompresor untuk mempertahankan aksial yang optimal bilangan

Mach. Beyond sekitar 5 tahapan atau tekanan desain rasio 4:1, geometri variabel biasanya

digunakan untuk meningkatkan operasi.

Kompresor aksial dapat memiliki efisiensi tinggi; sekitar 90% polytropic pada kondisi desain

mereka. Namun, mereka relatif mahal, yang memerlukan sejumlah besar komponen, toleransi

ketat dan bahan-bahan berkualitas tinggi. Kompresor aliran aksial dapat ditemukan di

menengah hingga besar turbin gas mesin, di stasiun pompa gas alam, dan di dalam pabrik


kimia tertentu. Kompresor aksial biasanya terdiri dari beberapa baris bolak berputar dan pisau

stasioner disebut rotor dan stator, masing-masing, seperti yang ditunjukkan pada Gambar 9.3

dan 9.4. Garis depan stasioner (yang berasal dari rotor) biasanya disebut baling-baling atau IGV

setiap pasangan tahap rotor-stator berurutan disebut kompresor. Oleh karena itu kompresor

dengan pisau beberapa baris ini disebut kompresor bertingkat.

Figure 9.3 A typical multistage axial flow compressor. Copyright Rolls-Royce plc. Reproduced with

the kind permission of Rolls-Royce plc.

Figure 9.4 Schematic representation of an axial flow compressor.

Salah satu cara untuk memahami operasi kompresor adalah untuk menyelidiki

pertukaran energi. Kami dapat memberikan gambaran kasar atas alat-alat persamaan

Bernoulli, dimana PT adalah tekanan stagnasi, ukuran dari total energi diangkut dalam

aliran, p adalah tekanan statik, ukuran energi internal dan kecepatan adalah ukuran dari

energi kinetik yang terkait dengan setiap komponen kecepatan (radialev u adalah

tangensial, w adalah aksial).


Rotor menambahkan aduk aliran, sehingga meningkatkan total energi dibawa dalam

aliran dengan meningkatkan momentum sudut (menambah energi kinetik yang terkait

dengan kecepatan tangensial atau pusaran 1/2rv2). Stator menghapus pusaran lalu lintas,

tetapi bukan garis piring bergerak dan karena itu tidak dapat menambahkan energi bersih

yang mengalir. Sebaliknya, stator agak mengubah energi kinetik yang terkait dengan

energi internal pusaran (meningkatkan tekanan statis lalu lintas). Jadi khas kecepatan dan

profil tekanan melalui melihat multistage kompresor aksial seperti yang diilustrasikan

pada Gambar 9.5.

Figure 9.5 Pressure and velocity profiles through a multi-stage axial compressor. Copyright Rolls-

Royce plc. Reproduced with the kind permission of Rolls-Royce plc.

Profil tekanan dan kecepatan melalui kompresor aksial multistage. Copyright Rolls-

Royce plc. Direproduksi courtesy of plc Rolls-Royce.

Perhatikan bahwa IGV juga menambahkan tidak ada energi untuk mengalir. Hal ini

dirancang untuk menambahkan pusaran pada arah gerakan rotor untuk mengurangi

bilangan Mach aliran relatif terhadap bilah rotor dan dengan demikian meningkatkan

kinerja aerodinamika rotor.

D. segitiga kecepatan untuk kompresor aksial kecepatan fase segitiga biasanya

digunakan untuk berhubungan aliran sifat dan parameter desain pelat di frame di

(memutar dengan modul gerakan), sifat aliran steady atau absolut. Dimulai oleh

kompresor dari "keterbukaan." Artinya, kita mengambil pesawat memotong dalam radius

tertentu (misalnya, seperti yang ditunjukkan pada Gambar 9.3) dan mengembangkan

azimuthally untuk sampai ke diagram yang ditunjukkan pada Gambar 9.6. Di sini kita

mengasumsikan bahwa daerah mahkota melalui yang melewati aliran perubahan hampir

konstan dan kepadatan yang kecil sehingga kecepatan aksial adalah sekitar konstan.


Figure 9.6 Velocity triangles for an axial compressor stage. Primed quantities are in the

relative frame, unprimed quantities are in the absolute frame.

In drawing these velocity diagrams it is important to note that the flow typically

leaves the trailing edges of the blades at approximately the trailing edge angle in the

coordinate frame attached to the blade (i.e. relative frame for the rotor, absolute

frame for the stator).

Gambar segitiga kecepatan 9.6 untuk tahap kompresor aksial. kuantitas prima dalam

jumlah relatif adalah unprimed di absolut.

Dalam menggambar diagram kecepatan ini, penting untuk dicatat bahwa aliran biasanya

meninggalkan tepi trailing dari pisau sekitar sudut trailing edge pada koordinat melekat

pada pisau (yaitu d. pada kerangka kerja untuk rotorframe mutlak bagi stator).

Q25 (PDF)

Q30 (PDF)

Interactive program for calculating

velocity triangles (by Rodin Lyasoff)-

GO!

[There may be a delay while Java loads.]

Sekarang mari kita tuliskan persamaan parameter desain turbin Euler panggung: w,

kecepatan rotasi dan bb dan c. 'Meninggalkan sudut modul.

From geometry,


vb = wb tan bb and vc = wc tan bc = wrc - wc tan

so

or

Dengan demikian kita melihat bahwa peningkatan suhu total atau stagnasi di panggung

meningkat dengan jumlah Mach sudut tetap plat persegi dan positif, menurun dengan

meningkatnya ujung aliran massa. Perilaku ini secara skematis diperlihatkan pada

Gambar 9.7.

Figure 9.7 Compressor behavior

Homework P8 (PDF)


E. Velocity Triangles for an Axial Flow Turbine Stage

Kita bisa menerapkan teknik analisis yang sama untuk turbin. Sekali lagi, stator tidak

melakukan pekerjaan. Hal ini menambah aduk aliran, mengubah energi internal menjadi

energi kinetik. Turbin rotor kemudian ekstrak bekerja dari aliran dengan menghapus

energi kinetik yang terkait dengan kecepatan swirl.

Figure 9.8 Schematic of an axial flow turbine.

Segitiga kecepatan yang tepat ditunjukkan dalam Gambar 9.9, di mana lagi kecepatan

aksial seharusnya konstan untuk tujuan ilustrasi. Seperti yang kita lakukan untuk

kompresor, kita dapat menulis persamaan Euler turbin dalam hal variabel desain

berguna:


Figure 9.9 Velocity triangles for an axial flow turbine stage.

Homework P9 (PDF)

3.6 Screw Compressor


Kompresor sekrup rotary menggunakan dua meshed berputar-perpindahan positif heliks

sekrup untuk memaksa gas ke ruang yang lebih kecil. [1] [7] [8] ini biasanya digunakan untuk

operasi terus-menerus dalam aplikasi komersial dan industri dan mungkin baik diam atau

portabel. Aplikasi mereka dapat dari 3 tenaga kuda (2,2 kW) untuk lebih dari 1.200 tenaga

kuda (890 kW) dan dari tekanan rendah ke tekanan cukup tinggi (> 1200 psi atau 8,3 MPa).

3.7 Vacuum Compressor

Mekanisme pompa gulungan

Sebuah gulir kompresor, juga dikenal sebagai gulir gulir pompa dan pompa vakum,

menggunakan dua interleaved spiral seperti baling-baling untuk pompa atau kompres cairan

seperti cairan dan gas. Baling-baling geometri yang dapat berbentuk spiral, spiral

Archimedes, atau hibrid kurva. [9] [10] [11] Mereka beroperasi lebih lancar, tenang, dan dapat

diandalkan dibandingkan kompresor jenis lain dalam rentang volume rendah

Sering kali, salah satu gulungan adalah tetap, sedangkan yang lain tanpa memutar orbit

eksentrik, sehingga menjebak dan memompa atau menekan kantong cairan atau gas antara

gulungan.


Jenis kompresor digunakan sebagai Volkswagen supercharger pada mesin G60 dan G40 pada

awal tahun 1990-an.


BAB IV FANS

4.1 Prinsip dasar

FANS : adalah suatu mesin yang berfungsi untuk memindahkan udara atau gas

ari satu tempat ketempat lain dapat dilakukan secara terbuka atau tertutup / melewati

saluran, dapat juga disebut sebagai mesin yang mengkonversikan enerji mekanik

menjadi enerji aliran yang tidak bertekanan namun berkecepatan.

4.2 Klasifikasi 4.3 Komponen Utama 4.4 Konstruksi dan karakteristik 4.5 Efisiensi

Dalam istilah instalasi Fans ada beberapa istilah diantaranya :

Volume udara dipindahkan ( V ) diukur dalam satuan m3/det

Kecepatan udara dalam saluran ( c ) diukur dalam satuan m / det

Berat jenis udara ( γ ) diukur dalam satuan kg / m3

Tekanan berguna/Efectip presure ( pu ) diukur dalam satuan mm ka ( kolom air)

Tekanan tahanan dalam pipa ( pw ) diukur dalam satuan mm ka ( kolom air)

Garavitasi bumi ( g ) 9,81 m/det2

Rendemen hidraulik ( η hyd ) diukur dalam %

Rendemen mekanik ( η meck ) diukur dalam %

Tinggi angkat/ Head ( H ) diukur dala mm ku ( kolom udara )

Daya Penggerak Fans ( N f ) diukur dalam HP atau kWatt

Dalam melakukan perhitungan Daya ada beberapa tahapan yang harus di ketahui

diantaranya :

Takanan dynamik : adalah bilangan yang menunjukan seberapa besar

tekanan udara yang mengalir pada aliran udara/gas pada saluran oleh Fans ( p dyn )

C2 p dyn = ---- x γ satuan dalam ( kg / m2 atau mm ka ) kolom air 2g


Tekanan statik : adalah bilangan yang menunjukan seberapa besar tekanan hambatan

udara pada saluran dan roaster ( p sta )

p sta ( pu + pw ) satuan dalam ( kg / m2 atau mm ka ) kolom air

Tinggi tekan : adalah bilangan yang menunjukan seberapa besar tinggi tekanan udara

dalam saluran udara Fans pada roaster jika dihitung terhadap titik penggunaan (H )

p dyn + p sta

H = ----------------- satuan dalam ( m ku ) kolom udara

γ

Daya motor Fans : adalam bilangan yang menunjukan seberapa besar

daya yang diperlukan untuk menggerakkan FANS agar dapat menghasilkan suatu aliran

yang tetap ( N f ) , akan sangat tergantung hal sbb:

a. Media gas / udara yang dialirkan, berpengaruh pada berat jenisnya ( γ )

b. Besar volume udara / gas yang dialirkan ( v )

c. Head atau tinggi angkat ( H )

d. Kebaikan saluran Fans yang dibuat ( rendemen mekanik )

e. Mutu dari media yang dialirkan udara/ gas ( rendemen hydraulik )

γ. V . H

N f = ------------

75 . η th

Contoh perhitungan Diketahui Volume udara dipindahkan ( V ) = 4 m3/det

Kecepatan udara dalam saluran ( c ) = 15 m / det

Berat jenis udara ( γ ) = 1,2 kg / m3

Tekanan berguna/Efectip presure ( pu ) = 25 mm ka ( kolom air)

Tekanan tahanan dalam pipa ( pw ) = 45 mm ka ( kolom air)

Garavitasi bumi ( g ) = 9,81 m/det2


Rendemen hidraulik ( η hyd ) = 65 %

Rendemen mekanik ( η meck ) = 90 %

Hitung :

a. Berapa Tinggi tekan Head ( H ) yang dapat dicapai oleh Fans

b. Berapa besar Daya Penggerak Fans ( N f ) diukur dalam HP ( Horse Power )

Jawab :

Tekanan Dynamik (p dyn )

C2 ( 15 ) 2 p dyn = ---- x γ = ---------- x 1,2 ( kg / m3 )= 13,75 mm ka 2g 2 x 9,81

Tekanan Statik (p sta )

p sta = p u + p w = ( 25 + 45 ) mm ka = 70 mm ka

Head ( H ) p dyn + p sta 83,75 mm ka H = --------------- = ------------------ = 69, 79 mku γ 1,2 kg / m3

Rendemen total fans (η th ) = η hyd x η meck = 0,65 x 0,9 = 0,585

Daya Motor ( N f )

γ. V . H 1,2 x 4 x 69,79

N f = ------------ = --------------------- = 7,63 HP

75 . η th 75 x 0,585

FAN Fan berfungsi memindahkan sejumlah udara dari suatu tempat ketempat lain yang

berbeda jarak datarnya, berbeda jarak ketinggianya ataupun demensi kedua-duanya

beda jarak dan ketinggian.

Untuk itu di kenal beberapa istilah diantaranya

a. Tekanan berguna ( p u) ada di sekitar daerah ruaster, rata-rata max : 25 mm k A

b. Tekanan tahanan dalam saluran pipa ( pw ), rata-rata 45 ~ 50 mm k A

c. Tekanan statis ( p st ) = p u + p w

c2 d. Tekanan dinamis ( p dn ) = --------- x γ

2g


Pst + p dn e. Head ( H f ) = ----------------------- dalam mm k U

γ

f. Rendemen hydro dinamik ( η hd ) = ( 0,50 ~ 0,75 )

g. Rendemen Mechanik ( η me ) = ( 0,75 ~ 0,95 )

h. Kecepatan udara ( v ud ) = dalam satuan m/ det

i. Volume udara dipindahkan ( Q ud ) = dalam satuan m3/det

j. Berat jenis udara ( γ ) = 1,2 kg / m3

γ x Q ud x Hf

k. Daya Motor penggerak ( Ne ) = --------------------- dalam HP

75 x η

l. Kecepatan udara dalam pipa ( C ud ) = 0,25

m. Ukuran Fan

a. Diameter pipa isap

b. Diameter dalam Impeller

c. Diameter Luar Impeller

d. Lebar Impeller

Contoh soal TURBO BLOWER

Diketahui suatu TURBO BLOWER yang dipasang pada sebuah mesin Diesel Volume udara yang diperlukan Diesel = 3, 75 m3 / det Temperatur udara luar ( t1 ) = 26o C Tekana udara luar ( p 1 ) = 1 ata Tekanan pemampatan = 0,25 ata Konstanta udara ( R ) diambil = 29,27 kg.m f / kg.mol R Diambil exponen adiabatis ( m ) = 1,3 Efisiensi Hydraulik ( ɳ h ) = 0,80 Efisiensi Mekanis (ɳ m ) = 0,92 Efisiensi siklus Adiabatis (ɳ ad ) = 0,70 Koefisien adiabatis ( K ) = 0,140 Putaran kerja ( n ) = 3000 rpm tgn α 2 (α 2 = 16 o ) = 0,29 tgn β 2 (β 2 = 45 o ) = 1

Ditanya a. Berapa diameter Impeller TURBO BLOWER b. Berapa lebar Impeller c. Buat gambar Impeller


Jawab a. Diameter Turbo Blower ∆p 1

H = -------- = ∆p 1 x Vm ( karena ɣm = 1 / Vm ) ɣm H = tinggi pembawaan ( head ) sesungguhnya dalam ( mku ) ∆p 1 = tekanan pemampatan dalam ( mmka ), catatan 0, 25 ata = 2500 mm ka

Vm = Volume jenis udara rata-rata dalam ( m3 / kg ) Kondisi mula t1 = 26 oC = ( 273 + 26 ) = 299 K p1 = 1 ata p1 . v1 = R. T1 10.000 x v1 = 29,27x 299 V1 = 0,8752 Kondisi akhir Temperatur akhir ( T2 ) p2 = p1 + ∆p 1 = 1+ 0,25 = 1,25 ata

T2 p2 (m-1)/m --- = [ ------ ] T1 p1 T2 1,25 (1,3 -1)/ 1,3 --- = [ ------ ] 299 1 T2 = 314,75 K p2.v2 = R T2 12.500 v2 = 29,27 ( 314,75 ) v2 = 0,737 Volume udara rata-rata ( Vm ) v1 + v2 0,8752 + 0,737 Vm = ------------- = -------------------- = 0,8061 2 2 H = ∆p 1 x Vm = 2.500 x 0,8061 = 2.015 mku

Kecepatan Putar ( u2 ) U2

2 H = µ ------ G


Dimana µ = φ x ɳ h 1 1 φ = -------------- = ------------------ = 0,775 tgn α 2 0,29 --------- + 1 ------- + 1 Tgn β2 1 µ = φ x ɳ h

= 0,775 x 0,80 = 0,62

U22

H = µ ------ g u2

2 2.015 = 0,62 --------- 9,81 2.015 x 9,81

u2 = √ -------------- = 178,556 m / det 0,62

Diameter Impeller ( D2 )

Π.D2 . n 3,14 . D2 . 3000 U2 = --------------- = --------------------- = 178,556 m / det 60 60 60 . 178,556 D2 = --------------- = 1,137 meter

3,14 . 3000 Kecepatan pada Saluran masuk ( Cs )

k p2 (k-1)/k L ad = p1 . v1 . ------ { ( ----- ) -1 } identik dgn ( L ad = p1 . v1 . K )

k-1 p1 1,4 1,25 (1,4-1)/1,4 K = ------ { ( ------ ) -1 } = 0,23

1,4 -1 1 L ad = (10.000) . (0,8752) . (0,23) = 2.016,45 kg . m Cs = 0,2 √ 2.g .L ad = 0,2√ 2 ( 9,81) (2.016,45) = 39,78 m/det Diameter saluran pipa masuk ( Ds )

v π/4(Ds2) = ------

Cs (4) . 3, 75 Ds = √----------------- = 0,3464 meter

(3,14) . 39,78


Diameter dalam Impeller ( D1 ) diambil D1 > Ds

Batasan Efectip D2/D1 = 1,3 ~ 2,2 1.137 mm

D1 = --------------- = ( 874,6 ~ 516,8) diambil D1 = 520 mm 1,3 ~ 2,2

Koreksi D2/D1 = 1,137 / 520 = 2,186 b. Lebar Impeller ( b2 )

v b1 = ------------ catatan tebal sudu diabaikan

π( D1).C1

C1~ Cs = 39,78 m/det 3,75 b1 = --------------------- = 0,0577 meter = 57,7 mm 3,14( 1,137 ).39,78 v b2 = ------------ catatan C2 dihitung dari segitiga kecepatan π( D2).C2 u2 c2 c u2 =178,556 m / det α2 = 16 o

β2 α2 β2 = 45 o U2 C Cos α2 = ------- U2 C = U2 Cos (α2 ) = U2 Cos 16

o = 178,556 ( 0,9613 ) = 171,639 m/det C2 Sin α2 = ------- C C2 = C sin (α2 ) = C sin 16 o = 171,639 ( 0,7071 ) = 47,31 m/det 3,75 b2 = --------------------- = 0,0222 meter = 22,2 mm 3,14(1,137).47,31


c. Diagram Kecepatan dan bentuk Sudu

W2 Cr C2 β2 α2 U2

SOAL FAN

γ x Q ud x Hf

a. Daya Motor penggerak FAN ( Ne )F = ------------------------- dalam HP

75 x η

η = Rendemen motor akan bervariasi = ( η hd ) x ( η me )

Rendemen hydro dinamik ( η hd ) = ( 0,50 ~ 0,75 )

Rendemen Mechanik ( η me ) = ( 0,75 ~ 0,95 )

η = ( η hd ) x ( η me ) = 0,50 x 0,75 = 0,375 = 0,75 x 0,95 = 0,713

Tekanan statis ( p st ) = p u + p w

= ( 25 + 40 ) = 65 mm Ka ( I )

= ( 25 + 50 ) = 75 mm Ka ( 2 )

c2 Tekanan dinamis ( p dn ) = --------- x γ 2g c2 = ------------- x 1,2 = 0, 051 ( γ c2 )mm k A 2 x 9,81

U1

C1

W1 α1 β1


Pst + p dn Head ( H f ) = ----------------------- dalam mm k U

Γ

65 + 0, 051 ( γ c2 )

= -------------------------------- = 54,16 +0,051 C2 mm KU ( 1 )

1,2

75 + 0, 051 ( γ c2 )

Head ( H f ) = -------------------------------- = 62,50 +0,051 C2 mm KU ( 2 )

1,2

γ x Q ud x Hf

Daya Motor penggerak FAN ( Ne )F = ------------------------- dalam HP

75 x η

1,2 x 5 x (54,16 +0,051 C2 )

= -----------------------------------------

75 x 0,375

( 324,96 + 0, 306 C2 )

= -----------------------------------------

28,125

= 11,554 + 0,0109 C2 HP ( 1 )

γ x Q ud x Hf

Daya Motor penggerak FAN ( Ne )F = ------------------------- dalam HP

75 x η

1,2 x 5 x (62,50 +0,051 C2 )

= -----------------------------------------

75 x 0,713

( 375 + 0, 306 C2 )

= ----------------------------------

53,475

= 7,01 + 0,0057 C2 HP ( 2 )

Documents

Refrensi Compressor