Ta - Perancangan Pompa Pengisi Air Ketel Uap Dengan Tekanan 9 Atm Dan Kapasitas 20 Ton Per Jam

LAPORAN TUGAS AKHIR

PERANCANGAN POMPA PENGISI AIR KETEL UAP

DENGAN TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20

TON/JAM

Disusun Oleh :

Nama : Rachmana Sandi

No. Mhs : 00.03.2239

Jurusan : Teknik Mesin

Program studi : Strata 1 (S-1)

FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI

INSTITUT SAINS & TEKNOLOGI AKPRIND

YOGYAKARTA

2008

i


DENGAN TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20 TON/JAM

Tugas Akhir / Skripsi

Diajukan Untuk Memenuhi Salah Satu Syarat Memperoleh

Gelar Sarjana Teknik Jurusan Teknik Mesin

Disusun oleh :

Nama : Rachmana Sandi

No Mhs : 00.03.2239

Jurusan : Teknik Mesin

Program Studi : Strata – 1

FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI

INSTITUT SAINS DAN TEKNOLOGI AKPRIND

YOGYAKARTA

2008

ii

PERNYATAAN KEASLIAN TUGAS AKHIR

Saya menyatakan dengan sesungguhnya bahwa tugas akhir dengan judul :

PERANCANGAN POMPA PENGISI AIR KETEL UAP DENGAN

TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20 TON/JAM

Yang dibuat guna melengkapi salah satu persyaratan menjadi Sarjana Teknik pada

Jenjang Strata-1 (S-1) Program Studi Teknik Mesin Fakultas Teknologi Industri

Institut Sains Teknologi AKPRIND Yogyakarta. Sejauh yang saya ketahui bukan

tiruan atau duplikasi dari tugas akhir yang sudah dipublikasikan dan atau pernah

dipakai untuk mendapatkan gelar Sarjana Teknik di lingkungan Institut Sains dan

Teknologi AKPRIND Yogyakarta maupun di perguruan tinggi atau instansi

manapun, kecuali sumber informasinya dicantumkan sebagaimana mestinya.

Dibuat di : Yogyakarta

Pada tanggal : 2 April 2008

Penulis

Rachmana Sandi 00032239

iii

LEMBAR PENGESAHAN


DENGAN TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20 TON/JAM

Dipersiapkan dan ditulis oleh:

Nama : RACHMANA SANDI

No. Mhs : 00.03.2239

Telah Diterima dan Disetujui Sebagai Salah Satu Syarat Kelengkapan Program

Studi Teknik Mesin Srata-1 (S-1), Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin

Instintut Sains dan Teknologi AKPRIND

Yogyakarta

Mengetahui

Pembimbing I Pembimbing II

(Ir. H. SAIFUL HUDA, MT) (AGOES DUNIAWAN, ST)

Mengetahui

Dekan Ketua

Fakultas Teknologi Industri Jurusan Teknik Mesin

(Ir. JOKO WALUYO, MT) (Ir. TOTO RUSIANTO, MT)

iv

LEMBAR PENGUJI

PERANCANGAN POMPA PENGISI AIR KETEL UAP DENGAN

TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20 TON/JAM

Tugas akhir/Skripsi

Skripsi ini telah dipertahankan di hadapan Tim Penguji Sidang Pendadaran Tugas

Akhir Strata-1 (S-1) Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknologi Industri Institut

Sains dan Teknologi AKPRIND Yogyakarta

Pada hari/tanggal : Rabu, 02 April 2008

Jam : 14.00 WIB

Tempat : Ruang Sidang Jurusan Mesin

Tim Pengunji Tanda Tangan

1. Ir. H. SAIFUL HUDA, MT ……………………………

2. AGOES DUNIAWAN, ST. ……………………………

3. Ir. HARY WIBOWO, MT. …………………………….

v

4.

KARYA INI KUPERSEMBAHKAN KEPADA :

Ibunda dan Ayahanda tercinta yang selalu

mendidik dan memberi pengertian dengan

penuh kesabaran, penuh kasih sayang,

serta ikhlas dalam harap dan do’a selalu

dipanjatkan kehadiarat allah SWT.

Artiyati yang selalu memotifasi dan

menyertai terselesaikannya karya ini serta

kepercayaan dalam penantiannya yang

panjang.

Krue JMC dan JEEP D-ONE

You are the best brother I have

Thanks for gives more chalanges

vi

HALAMAN MOTTO

PERJUANGKAN SAMPAI HEMBUS NAFAS TERAKHIRMU APAKAH

BENAR ITU NASIB MU

(The Last Samurai)

TERUS BERUSAHA ADALAH KEWAJIBAN KITA, KEPADA ALLAH

KITA MEMINTA, DAN JANJINYA MEMANG NYATA

SESAL MEMANG DATANG KEMUDIAN, TAPI BUKAN UNTUK

DITANGISI DAN DIRATAPI LEBIH BAIK DIMENGERTI

DAN DIPAHAMI

INGATLAH KITA TERCIPTA DARI CAIRAN HINA, YANG BERASAL DARI SARI PATI TANAH

DAN AKAN KEMBALI KETANAH. TAPI DENGAN TAKWA KITA AKAN BAHAGIA

vii

CARILAH ILMU SAMPAI KE NEGERI CINA,

TAPI APALAH ARTINYA ILMU

TANPA NORMA DAN AGAMA

KATA PENGANTAR

Dengan mengucapkan segala puji syukur kehadirat Allah SWT atas segala

rahmat, barokah dan hidayah-Nya dan sholawat serta salam saya haturkan kepada

Nabi Muhammad SAW. Sehingga penyusun dapat menyelesaikan skripsi ini

dengan judul “PERENCANAAN POMPA PENGISI AIR KETEL UAP

DENGAN KAPASITAS 20 TON/JAM DAN TEKANAN 9 ATM”.

Laporan tugas akhir ini merupakan salah satu syarat untuk menyelesaikan

program strata satu (SI) pada jurusan Teknik Mesin Institut Sains & Teknology

AKPRIND Yogyakarta.

Pada kesempatan ini dengan kerendahan hati penyusun mengucapkan

terima kasih kapada semua pihak yang telah dengan ikhlas dan keringan hati

membantu penyusunan laporan ini, dan penyususn mengucapkan terima kasih

kapada :

1. Ibunda dan Ayahanda tercinta serta Ibu dan Bapak mertua tercinta yang

dengan tulus telah mendidik,membiayai dan tanpa henti-hentinya selalu

berdoa untuk kelancaran dan keberhasilan dalam segala hal.

2. Bapak Prof. Dr Bambang Soedijonju Wiriaatmadja, selaku Rektor “Institut

Sains & Teknologi Akprid”

3. Bapak Ir. Toto Rusianto,MT, selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin.

viii

4. Bapak Ir. Saiful Huda, MT, selaku Dosen Pembimbing Pertama Tugas

Akhir yang telah bersedia melungkan waktunya dan dengan sabar

memberikan bimbingannya.

5. Bapak Agas Duniawan, ST selaku Dosen Pembimbing Kedua yang selalu

sabar membimbing hingga terselesaikannya laporan skripsi ini.

6. Bapak Ir. Hary Wibowo, MT , selaku Dosen Penguji,saya ucapkan terimah

kasih

7. Adik-adik saya yang tercinta : Komala Dewi (Skripsinya cepat

diselesaikan ya sayang), Indri maryani selalu jadi pertimbangan dan

semangat a’a dalam perjuangan hidup.

8. Artiyati kekasih k’k tercinta, selangkah kedepan sudah terlampaui,

langkah selanjutnya k’k akan berusaha dan terus berusaha menuju

kepastian hidup dengan mu yang k’k damba.

9. Kakak ku : Utis Sutisna (pengalaman dan petuahnya begitu berharga

dalam hidupku), jangan bosan untuk perhatiin aku ya.

10. Ponakan-ponakan ku yang ganteng dan jail (lamba ade)

11. Krue JMC (thank’s for all brothers, keep save anyone)

12. Krue JEEP D-wan (dont’t worry be driver, cos N-SOBI give your

freedom)

13. Sahabat sejatiku : Awing “WIDI”(cepet diurus skripsimu, sayangi duit

mu), Tatang “ABAH”(beuteng kuruan tah meh maco), CIUT (terima kasih

atas bantuannya), Tri “Bikers cilacap” (makasih banyak bro, tapi motor

ix

mu minta naik piston mobil tuh biar bisa ngalahin gua), Raden “Bikers

Jatim” (rawat terus motor mu tapi ingat skripsimu cepat diselesaikan Bro).

Penyusun menyadari masih banyak kekurangan dalam penyususnan

skripsi ini dan bahkan masih sangat jauh dari sempurna. Untuk itu segala kritik

dan saran demi sempurnanya penyusunan tugas akhir ini sangatlah penyusun

harapkan.

Akhirnya penyusun mohon maaf apabila selama penyusunan skripsi ini

ada hal-hal yang kurang berkenan baik yang disengaja maupun yang tidak

disengaja. Semoga tugas akhir ini berguna bagi semua pihak, terima kasih.

Yogyakarta, 2 April 2008

Penyusun

(RACHMANA SANDI)

x

DAFTAR ISI

HALAMAN JUDUL ………………………………………………………… i

PERNYATAAN KEASLIAN TUGAS AKHIR ………………………… ii

LEMBAR PENGESAHAN ………………………………………………… iii

LEMBAR PENGUJI ………………………………………………… iv

LEMBAR PENETAPAN JUDUL ………………………………………… v

LEMBAR BIMBINGAN ………………………………………………… .vi

LEMBAR PERSEMBAHAN ………………………………………… vii

MOTTO ………………………………………………………………… viii

KATA PENGANTAR ………………………………………………… ix

DAFTAR ISI ………………………………………………………………… xii

DAFTAR GAMBAR ………………………………………………………… xvii

DAFTAR TABEL ………………………………………………………… xx

ABSTRAKSI ………………………………………………………………… xxi

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

1.1 Latar belakang ……………………………………........ 1

1.2 Tujuan perencanaan ………………………………………… 2

xi

1.3 Rumusan masalah ………………………………………… 3

1.4 Batasan masalah ………………………………………… 3

1.5 Tinjauan pustaka ………………………………………… 4

1.6 Metode pengumpulan data ………………………………… 6

1.7 Sistematika penulisan ………………………………………… 7

BAB II LANDASAN TEORI ………………………………… 9

2.1 Pengertian dasar pompa ………………………………… 9

2.1.1 Pompa perpindahan positif ………………………… 9

2.1.2 Pompa perpindahan dinamis ………………………… 15

2.2 Spesifikasi pompa ………………………………………… 26

2.3 Head (kapasitas aliran) ………………………………… 28

2.3.1 Head total pompa ………………………………… 28

2.3.2 Head losses ………………………………………… 29

2.4 Air ketel ………………………………………………… 33

2.5 Kavitasi ………………………………………………… 35

2.5.1 NPSH ………………………………………………… 37

BAB III PEMILIHAN JENIS POMPA ………………………………… 41

3.1 Kapasitas pompa ………………………………………… 42

3.1.1 Head total pompa ………………………………… 43

3.1.1.1 Head statis ………………………………… 44

3.1.1.2 Head dinamis ………………………………… 44

3.2 Penentuan jenis pompa ………………………………… 56

3.3 Penentuan penggerak mula ………………………………… 57

xii

3.4 Penentuan jumlah tingkat ………………………………… 60

3.5 Daya poros ………………………………………………… 64

3.6 NPSH ………………………………………………………… 66

BAB IV PERENCANAAN BAGIAN-BAGIAN POMPA ………………… 71

4.1 Pengertian umum ………………………………………… 71

4.2 Dimensi impeller ………………………………………… 72

4.2.1 Diameter poros ………………………………… 72

4.2.2 Diameter sisi masuk ………………………………… 75

4.2.3 Sudut sisi masuk ………………………………… 79

4.2.4 Lebar sisi masuk ………………………………… 81

4.2.5 Diameter sisi keluar impeller ………………………… 83

4.2.6 Lebar sisi keluat impeller ………………………… 85

4.2.7 Koreksi terhadap jumlah sudu …………….…... 87

4.2.8 Segitiga kecepatan ………………………………… 88

4.2.8.1 Segitiga kecepatan sisi masuk impeller … 89

4.2.8.2 Segitiga kecepatan sisi keluar impeller … 90

4.3 Perencanan sudu impeller ………………………………… 94

4.3.1 Rangkaian hasil perhitungan impeller ………… 97

4.3.2 Lebar impeller untuk tiap titik ………………… 99

4.4 Perencanaan diffuser dan return channel ………………… 100

4.4.1 Diffuser ………………………………………… 101

4.4.2 Return channel ………………………………… 105

xiii

BAB V PERENCANAAN POROS DAN BANTALAN ………………… 108

5.1 Poros pompa ………………………………………… 109

5.1.1 Pengimbangan gaya aksial ………………………… 109

5.1.2 Perhitungan gaya aksial ………………………… 111

5.1.2.1 Cincin penahan aus ………………………… 114

5.1.3 Perhitungan gaya radial ………………………… 116

5.1.4 Bentuk impeller ………………………………… 117

5.1.5 Bentuk kopling ………………………………… 118

5.1.6 Kontruksi poros ………………………………… 121

5.1.7 Tinjauan poros terhadap bidang momen ………… 123

5.1.8 Pemeriksaan terhadap sudut puntir ………………… 129

5.1.9 Kontruksi tegangan yang terjadi pada poros ………… 129

5.1.10 Kntruksi tegangan yang terjadi pada alur pasak … 132

5.1.11 Kotak packing ………………………………………… 137

5.1.12 Tinjauan poros terhadap defleksi ………………… 139

5.2 Perencanaan bantalan ………………………………………… 141

5.2.1 Pelumasan bantalan ………………………………… 146

BAB VI EFISIENSI, KAVITASI DAN KARAKTERISTIK POMPA … 148

6.1 Efisiensi ………………………………………………… 148

6.1.1 Efisiensi volumetric ………………………………… 148

6.1.2 Efisiensi hidrolik ………………………………… 149

6.1.3 Efisiensi mekanis ………………………………… 150

xiv

6.2 Kavitasi ………………………………………………… 152

6.2.1 NPSH ………………………………………………… 153

6.2.2 NPSH yang dibutuhkan ………………………… 155

6.3 Karakteristik pompa ………………………………………… 157

6.3.1 Karakterisrik hubungan antara head dengan kapasitas... 158

6.3..2 Kurva head kapasitas pompa dan system ………… 164

6.3.2.1 Fluida horse power(FHP) ………………… 167

6.3.2.2 Daya untuk mengatasi kebocoran (HPL) … 167

6.3.2.3 Daya untuk mengatasi gesekan (HPDF) … 168

6.3.2.4 Daya untuk mengatasi kerugian hidrolis (HPHV). 168

6.3.2.5 Daya untuk mengatasi kerugian mekanis (HPM). 169

6.3.2.6 Brake horse power (BHP) ………………… 169

6.3.2.7 Efisiensi pompa ………………………… 169

BAB VII KESIMPULAN DAN SARAN ………………………………… 172

7.1 Kesimpulan ………………………………………………… 172

7.2 Saran ………………………………………………………… 175

xv

DAFTAR GAMBAR

2.1 External-gear rotary pump ………………………………………… 12

2.2 Internal-gear rotary pump ………………………………………… 12

2.3 Single-screw pump ………………………………………………… 13

2.4 Two-screw pump ………………………………………………… 13

2.5 Three-screw pump ………………………………………………… 13

2.6 Swinging-vane pump ………………………………………………… 14

2.7 Sliding-vane pump ………………………………………………… 14

2.8 Two-lobe rotary pump ………………………………………… 14

2.9 Four-lobe rotary pump ………………………………………… 14

2.10 Pompa aliran campur ………………………………………………… 16

2.11 Pompa aliran aksial ………………………………………………… 17

2.12 Impeler jenis radial, hisapan ganda dan francis ………………… 18

2.13 Impeler jenis aliran campur dan jenis propeller ………………… 20

2.14 Pompa volute isapan tunggal ………………………………………… 20

2.15 Pompa diffuser isapan tunggal ………………………………… 21

2.16 Pompa aliran campur jenis volute ………………………………… 21

2.17 Pompa volute jenis isapan ganda ………………………………… 22

2.18 Pompa sentrifugal tingkat banyak ………………………………… 23

2.19 Pompa aliran campur mendatar ………………………………… 24

2.20 Pompa aliran aksial mendatar ………………………………………… 24

2.21 Pompa aliran campur tegak ………………………………………… 24

xvi

2.22 Gelembung akibat kavitasi ………………………………………… 36

2.23 NPSH, bila tekanan atmosfir bekerja pada permukaan air ………… 39

3.1 Instalasi pompa ………………………………………………… 41

3.2 Bentuk ujung masuk pipa ………………………………………… 48

3.3 Grafik daerah operasional pompa ………………………………… 57

3.4 Efisiensi standar pompa ………………………………………… 66

3.5 Bstas-batas kavitasi pompa ………………………………………… 70

4.1 Grafik koefisien kecepatan kcm1 dan kcm2 ………………………… 76

4.2 Profil impeller pompa sentrifugal ………………………………… 79

4.3 Bentuk sudu sisi masuk ………………………………………… 82

4.4 Sudu sisi keluar ………………………………………………… 86

4.5 Diagram segitiga kecepatan pada sudu-sudu ………………………… 89

4.6 Segitiga kecepatan sisi masuk ………………………………………… 89

4.7 Segitiga kecepatan sisi keluar ………………………………………… 90

4.8 Bentuk haluan impeller, sudut inlet dan sudut outlet ………………… 94

4.9 Metode point by point ………………………………………………… 95

4.10 Profil impeller ………………………………………………………… 97

4.11 Desain sudu impeller ………………………………………………… 99

5.1 Lubang pengimbang ………………………………………………… 110

5.2 Dimensi berat impeller ………………………………………… 117

5.3 Bentuk kopling flens luwes ………………………………………… 118

5.4 Konstruksi poros ………………………………………………… 122

5.5 Gaya beban yang menumpu poros ………………………………… 124

xvii

5.6 Diagram momen lengkung ………………………………………… 127

5.7 Faktor konsentrasi tegangan ( β ) untuk pembebanan puntir statis … 131

5.8 Faktor konsentrasi tegangan (α ) untuk pembebanan puntir statis … 133

5.9 Dimensi bantalan bola alur dalam ………………………………… 144

6.1 Batas-batas kavitasi operasi pompa ………………………………… 157

6.2 Kurva karakteristik pompa hubungan antara ∞tH , Htz, dan Hakt … 163

6.3 Kurva karakteristik hubungan antara Hakt dengan Hsistem ………… 165

6.4 Grafik Whp dan Bhp dari kapasitas bervariasi ………………… 171

xviii

DAFTAR TABEL

2.1 Data pemilihan pompa ………………………………………… 27

2.2 Sifat-sifat fisik air ………………………………………………… 34

3.1 Koefisien kerugian belokan pipa ………………………………… 54

3.2 Putaran sinkron motor listrik ………………………………………… 59

4.1 Harga β dan θ berbagai titik ………………………………… 98

4.2 Lebar laluan tiap titik ………………………………………………… 100

5.1 Ukuran kopling flens ………………………………………………… 119

5.2 Bantalan untuk permesinan ………………………………………… 143

6.1 Karakteristik pompa hubungan antara ∞tH , Htz dan Hakt ………… 163

6.2 Hubungan antara jumlah kerugian head isap, tekan dan statis dengan

Head system ………………………………………………………… 164

6.3 Harga dari Bhp dan opη pada setiap kapasitas ………………………… 170

xix

ABSTRAKSI

Pompa yang dirancang merupakan pompa untuk memindahkan air dari

Daerator ke ketel uap. Didalam pemilihan perancangan pompa ini dengan

menganalisis kondisi dilapangan dan paktor fluida serta kapasitas pemompaan,

maka dipilih pompa sentrifugal dengan aliran radial, karena listrik telah tersedia

maka penggerak menggunakan motor listrik dengan putaran 2950 rpm.

Dengan konstruksi pipa sederhana yang telah ada dilapangan maka pompa

ini bekerja untuk kebutuhan air minum dengan kapasitas 20 ton/jam dan head total

pompa sebesar 86 m. Dari kapasitas tersebut maka pompa dirancang

menggunakan enam tingkat (neka-tingkat) dengan enam impeller dilengkapi

diffuser.

Untuk menghindari dari kavitasi maka pompa harus mempunyai Net

Positive Suction Head (NPSH) yang tersedia > NPSH yang dibutuhkan. Dari

perancangan pompa ini NPSH yang tersedia sebesar = 6,9547 m dan NPSH yang

dibutuhkan sebesar = 1,909 m sehingga pompa yang dirancang aman dari

kavitasi.

1

BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang

Dalam kehidupan moderen sekarang ini, kecanggihan teknologi sangat

diperlukan dan dilakukan riset-riset untuk inovasi baru dalam efisiensi kerja

alat, manusia dituntut untuk mencari jalan yang praktis dan efisien dalam

penggunaan peralatan untuk membantu kelancaran kegiatan kerjanya. Salah

satu contohnya adalah pada pompa sebagai alat untuk memindahkan fluida

yang penggunaanya meliputi berbagai bidang, baik untuk kebutuhan rumah

tangga maupun untuk kebutuhan industri.

Dalam dunia industri pompa merupakan salah satu alat pendukung dari

mesin-mesin konversi. Salah satunya adalah pendukung pada ketel uap pipa

air, dimana pompa berfungsi untuk mensirkulasikan air kedalam pipa-pipa

ketel untuk nantinya dijadikan uap keringbertekanan yang berguna sebagai

tenaga penggerak turbin atau mesin-mesin penggerak mula.

Dalam sirkulasi ketel uap (Steam Boiler), fluida (zat cair) yang akan

masuk merupakan hal yang sangat penting untuk mendapatkan produk uap

yang diinginkan. Dimana untuk memasukan air ketelkedalam ketel digunakan

sebuah instalasi pompa yang biasanya kita sebut dengan pompa pengisi air

ketel uap.

Pada suatu instalasi ketel uap dibutuhkan pompa air yang dapat bekerja

dengan baik selama ketel uap beroperasi yaitu untuk memindahakan air

1

2

kondensat bertekanan tinggi dan biasanya bekerja dengan tekanan yang cukup

besar dan hasil kerja system ini biasanya dinyatakan dalam bentuk kecepatan

spesifik (ns) dari pompa, oleh karena itu dibutuhkan pompa sentrifugal

bertingkat.

Karena itu penyusun tertarik untuk mengangkat topik tersebut dalam

sebuah tugas akhir dengan judul “ Perancangan Pompa Suplai Air Ketel Uap

Pada Tekanan 9 Atm dan Kapasitas 20 Ton /jam “, disini penyusun

mengkususkan pada perancanaan pompa pengisi air ketel uap pada pabrik gula

dengan kapasias 20 ton/jam dan tekanan 9 atm. Fluida yang digunakan adalah

air hasil kondensasi dari proses masakan gula dan evaporator yang kemudian

diproses kembali, supaya air yang nantinya digunakan untuk mengisi ketel

tidak mengandung glukosa yang dapat menyebabkan kerusakan pada pipa-

pipa ketel.

1.2. Tujuan Perencanaan

Dalam tugas akhir ini yang dibahas adalah perancangan ulang pompa

pensuplai air untuk ketel uap (Boiler) yang sangat dibutuhkan efisiensi

kerjanya untuk mendukung kerja ketel uap dalam suatu perusahaan/instansi

yang menggunakan ketel uap sebagai tenaga penggerak. Serta perancangan ini

mempunyai tujuan agar penulis mampu menerapkan ilmu dan pengetahuan

yang diperoleh dibangku kuliah sesuai bidangnya sehingga siap menghadapi

dunia kerja. Adapun tujuan lain yaitu :

a. Untuk mengetahui dimensi pompa pengisi air ketel pada suatu

industri

3

b. Untuk merencanakan pompa yang dapat melayani pengisian air

ketel uap dengan tekanan kerja 9 atm dan kapasitas 20 ton/jam

1.3. Rumusan Masalah

Dalam perencanaan ini permasalahan yang dibahas adalah kontruksi dari

pompa yang digunakan untuk mengisi kebutuhan air dalam ketel uap selama

ketel tersebut beroperasi.

Dengan mengetahui data-data yang diperoleh dari survey lapangan

diharapkan penyusun dapat mengembangkan dan menggali lebih dalam

tentang pompa pengisi air ketel, data-data tersebut adalah sebagai berikut :

a. Tekanan kerja ketel : 9 atm

b. Kapasitas ketel ( dalam hal ini uap jenuh) : 20 ton/jam

c. Suhu masuk ketel : 1100C

d. Blow down : 10%

e. Putaran motor penggerak : 2950 rpm

1.4. Batasan Masalah

Masalah pokok dari TA ini adalah merancang pompa untuk mensuplai air

kedalam ketel sehingga efisien dalam memenuhi kebutuhan ketel ,

Adapun batasan-batasan yang dimaksud yaitu perencanaan dimensi utama

pompa meliputi perencanaan :

a. Impeller dan sudu

b. Difuser

c. Rumah pompa

d. Poros

4

e. Bantalan

1.5. Tinjauan Pustaka

Budianto, 2003, Tugas Akhir, “ Perencanaan pompa untuk melayani

pengisian air ketel (Boiler) dengan tekanan kerja 19 Atm dan kapasitas 60

ton/jam ”. Jurusan Teknik Mesin, IST Akprind, Yogyakarta. Menyimpulkan

pompa yang dirancang adalah pompa pengisi air ketel uap dengan spesifikasi

sebagai berikut :

Jenis pompa : Sentrifugal

Jenis impeller : Impeller radial

Jumlah tingkat : 5 tingkat

Putaran : 2950 rpm

Head pompa : 2235 m

Kapasitas pompa : 68 ton/jam

Tekanan pompa : 23.5 atm

Daya poros : 73 Hp

Nyoman, 2006, Tugas Akhir, “ Perancangan pompa sentrifugal untuk

mensuplai air pada ketel uap di PG. Mojo Sragen “ menyimpulkan pompa

yang dirancang adalah pompa pengisi air ketel uap dengan spesifikasi sebagai

berikut :




Putaran : 2950 rpm

5

Head pompa : 185 m

Kapasitas pompa : 40 ton/jam

Tekanan pompa : 17 kg/cm2

Daya poros : 37 Hp

Widhi A, 2003, Tugas Akhir, “Perancangan ulang pompa sentrifugal untuk

air pendingin kilang minyak dengan kapasitas 5900 m3/jam di area Utilities

PT. Pertamina (PERSERO) UP IV Cilacap, Jurusan Teknik Mesin IST

Akprind, Yogyakarta, menyimpulkan bahwa :

Jenis Pompa : Sentrifugal



Putaran : 1000 rpm

Head pompa : 38.1 m

Kapasitas pompa : 5900 m3/jam

Tekanan discharge : 4.4 kg/cm2

Tekanan suction : 1.77 kg/cm

Jajang J, 2006, Tugas Akhir, “Perencanaan pompa distribusi air bersih

PDAM di Kabupaten Cirebon”, Jurusan Teknik Mesin IST Akprind,

Yogyakarta, menyimpulkan bahwa :


Jenis impeller : Impeller radial (tertutup)


Putaran : 2950 rpm

6

Head pompa : 33 m

Kapasitas pompa : 38 m3/jam

NPSH : 7.1 m

1.6. Metode Pengumpulan Data

Metode pengumpulan data yang digunakan penulis dalam penyusunan

laporan tugas akhir ini melalui beberapa metode, yaitu :

1. Metode Observasi

Melakukan pengamatan dan pencatatan dengan meninjau langsung

kelapangan serta melhiat secara lansung objek yang diteliti, sehingga akan

diperoleh data yang sistematis dan sesuai dengan tujuan yang diharapkan.

2. Riset pustaka

Pengumpulan data-data yang diperoleh dari buku-buku referensi

diberbagai tempat dan sumber-sumber yang ada kaitanya dengan objek

yang diteliti, yang nantinya berguna untuk mengembangkan hasil

interview dan observasi.

3. Metode Interview

Suatu metode pengumpulan data, melalui wawancara dengan pihak

instansi/perusahaan yang bersangkutan untuk memperoleh data-data yang

diperlukan.

1.7. Sistematika Penulisan

Agar tugas akhir yang disusun dan dapat di mengerti dengan baik oleh

semua pihak,maka sistematika PERANCANGAN POMPA SUPLAI AIR

7

KETEL UAP PADA TEKANAN 9 ATM DAN KAPASITAS 20 TON/JAM

adalah sebagai berikut :

BAB I PENDAHULUAN

Bab ini menjelaskan secara singkat mengenai latar belakang

masalah, tujuan, pembatasan masalah, metode penelitian, sistematika

penulisan.

BAB II LANDASAN TEORI

Berisi tentang pengertian / pandangan pengetahuan umum tentang

pompa

BAB III PERHITUNGAN HEAD TOTAL DAN KAPASITAS POMPA

Berisi tentang perhitungan perencanaan pompa untuk menghandle

kebutuhan ketel uap (Boiler) yang memiliki kapasitas 20 ton/jam dan

tekanan 9 atm.

BAB IV PERENCANAAN BAGIAN-BAGIAN POMPA

Berisi tentang perhitungan head loss pada pipa yang terjadi akibat

panjang pipa, perhitungan head loss yang terjadi akibat gate valve,

perhitungan head loss yang diakibatkan oleh kontraksi dari reservoir ke

pipa ,perhitungan penurunan tekanan pada gate valve, elbow dan tee,

kerugian gesek dan penurunan tekanan pada reducer.

BAB V PEMILIHAN POMPA

Berisi tentang pengertian pompa dan fungsinya, perhitungan NPSH (

Head Isap Positif Neto), efisiensi pompa, pemilihan pompa.

8

BAB VI PENUTUP DAN KESIMPULAN

Berisi tentang data spesifikasi dari penelitian baik data dari buku

pedoman maupun dari data yang terdapat dilapangan, serta kesimpulan

dari PERANCANGAN POMPA UNTUK MENSUPLAI AIR KETEL

UAP DENGAN KAPASITAS 20 TON/JAM DAN TEKANAN 9 ATM.

9

BAB II

LANDASAN TEORI

2.1. Pengertian Dasar Pompa

Pompa merupakan suatu alat konversi energi yang digunakan untuk

memindahkan fluida dari satu tempat ketempat lain. Untuk memindahakn

fluida tersebut digunakan pipa-pipa sebagai saluran , energi aliran fluida itu

sendiri terdiri dari energi potensial, energi tekan dan energi kinetik (gerak).

Pompa beroperasi dengan mengadakan perbedaan tekanan antara bagian

masukan dan bagian keluaran. Fungsi pompa adalah mengubah atau

meneruskan tenaga mekanis suatu sumber tenaga menjadi tenaga fluidadan

mengatasi gesekan yang ada. Untuk menggerakan pompa perlu suatu sumber

tenaga yang dapat berupa motor listrik atau turbin uap.

Berdasarkan cara kerja, pompa dapat dibedakan menjadi :

2.1.1. Pompa Perpindahan Positif (Positive Displacement pumps)

a. Pompa Resiprokating

Pompa resiprokating adalah pompa yang mekanis kerjanya

menggunakan perantara elemen yang bergerak secara bolak balik

waktu memindahkan fluida kerja. Pompa resiprokating dapat

diklasifikasikan sebagai berikut :

1) Menurut cara kerjanya (action)

- Pompa yang bekerja tunggal (single action pumps)

- Pompa yang bekerja ganda (double action pumps)

9

10

2) Menurut tekanan yang ditimbulkan

- Pompa tekanan rendah ( 0 -5 kg/cm2 )

- Pompa tekanan menengah ( 5-50 kg/cm2 )

- Pompa tekenan tinggi ( > 50 kg/cm2 )

3) Menurut kapasitasnya

- Pompa kapasitas rendah ( 0 – 20 m3/jam )

- Pompa kapasitas menengah ( 20 – 60 m3/jam )

- Pompa kapasitas tinggi ( > 60 m3/jam )

4) Menurut putaranya (Rpm)

- Pompa putaran rendah ( 0 – 80 )

- Pompa putaran menengah ( 80 – 150 )

- Pompa putaran tinggi ( > 150 )

5) Berdasar kontruksinya

- Pompa torak piston

- Pompa torak plunyer

- Pompa duplex, triplex

- Pompa horizontal dan vertical

Keuntungan pompa reciprocating :

1. Tekanan yang dihasilkan biasa tinggi, tergantung pada daya

penggerak pompa dan kekuatan bagian-bagian pompa.

2. Tekanan yang dihasilkan tidak tergantung pada kapasitas pompa.

3. Menghasilkan tekanan tertentu pada setiap putaran atau langkah

per menit.

11

4. Pompa dapat bekerja pada pengisapan kering.

Kerugian pompa reciprocating :

1. Gaya inersia yang timbul karena gerak bolak balik dari piston

mengakibatkan gerakan yang tidak mantap dari cairan didalam

pipa isap dan tekan.

2. Kerja pompa membutuhkan katup-katup, sehingga menambah

biaya pompa dan sering menimbulkan masalah.

3. Karena pompa jenis ini bekerja pada putaran rendah, sehingga

untuk mendapatkan kapasitas yang tinggi diperlukan ukuran yang

besar.

4. Pompa ini tidak sesuai untuk memompa cairan yang bercampur zat

padat.

b. Pompa Rotary

Pompa rotary adalah pompa perpindahan positif dimana energi

ditransmisikan dari mesin penggerak ke cairan dengan menggunakan

elemen yang berputar (rotor) didalam rumah (Casing). Pada waktu

elemen berputar didalam rumah pompa terbentuk kantong- kantong

yang mula-mula volumenya besar (pada sisi pemasukan) kemudian

volumenya berkurang (Pada sisi tekan/out let). Karena putaran tadi

konstan, maka cairan zat cair yang dihasilkan hampir merata

(uniform),. Ruang pemasukan pada pompa rotary harus dipisahkan

dengan ruang pengeluaran untuk mencegah aliran balik cairan dari

ruang pengeluaran ke ruang pemasukan. Pompa rotary banyak

12

dijumpai pada pemompaan zat cair yang viskositasnya lebih tinggi dari

air. Beberapa contoh pompa rotary yaitu :

1. Pompa roda gigi

Pompa ini mempunyai dua buah roda gigi/lebih dengan pengisian

luar (external) atau dalam (internal), salah satu dari poros yang

dipasang digerakan dan menggerakan poros dengan roda gigi lainya.

Zat cair mengalir antara gigi-gigi karena mata roda gigi saling

bebaskan rongga atau mata gigi lainya, sehingga zat cair dibawa atau

terbawa bergeraknya roda gigi. Untuk pengisian atau bentuk gigi dapat

kita gunakan provil-provil gigi involut, hiposiklida, spiral logaritmis,

busur lingkaran dan lengkung lainya. Pompa ini baik digunakan

sebagai pompa pelumas.

Gambar 2.1. External-gear rotary Gambar 2.2. Internal-gear rotary

pump pump

(Tyler G dan Edwards 1971 :33)

2. Pompa sekrup (ulir)

Prinsip sederhana pompa ini adalah pompa ulir poros tunggal oleh

gerak putar poros ulir. Pada sisi kempa terjadi tekanan letih, zat cair

13

akan mengalir sepanjang saluran yang dibentuk oleh ulir. Pada tekanan

yang lebih tinggi pada sisi kempa dan pada viskositas zat cair yamg

rendah kerugian yang terjadi dalam arus volume dapat menjadi lebih

besar, oleh sebab itu pompa ini hanya dapat dipergunakan untuk

tekanan lawan yang rendah. Pompa ini terdiri dari beberapa buah poros

ulir yang berputar saling menangkap dan terkurung oleh rumah pompa,

biasanya hanya digerakan oleh satu poros sekrup.

Gambar 2.3. Single-screw pump Gambar 2.4. Two-screw pump

Gambar 2.5. Three-screw pump

(Tyler G dan Edwards 1971 : 33)

3. Pompa Vane

Pompa berporos tunggal ini digerakan oleh sebuah rotor bentuk

silinder yang diberi aliran-aliran lurus disekelilingnya. Dalam aliran-

aliran ini dimasukan sudu-sudu lurus (dinding) yang dapat bergerak

secara radial karena gaya sentrifugal akibat perputaran rotor, maka

14

sudu-sudu akan tertekan kedinding dari rumah pompa dan timbulah

kincir-kincir yang terpisah satu sama lainya.

Gambar 2.6. Swinging-vane pump Gambar 2.7. Sliding-vane pump

(Tyler G dan Edwards 1971 : 34)

4. Pompa Lobe

Prinsipnya pompa ini menyerupai pompa roda gigi dalam mekanis

kerjanya dan memiliki dua atau lebih roda gigi yang terdiri dari dua

atau lebih lobe (cuping) pada tiap-tiap roda gigi, roda gigi berputar

serentak dengan perputaran positif dari roda gigi luar.

Gambar 2.8. Two-lobe rotary Gambar 2.9. Four-lobe rotary

pump pump

(Tyler G dan Edwards 1971 :32)

Keuntungan pompa rotary :

1. Ukuran keseluruhan lebih kecil

15

2. Lebih ringan

3. Aliran yang dihasilkan lebih merata

4. Putaran pompa bisa lebih tinggi, sehingga dapat dihubungkan

langsung dengan penggeraknya.

5. Bisa menghasilkan tekanan yang cukup tinggi.

6. Bisa bekerja pada pengisapan kering.

7. Bisa dipasang atau bekerja pada macam-macam posisi.

8. Randemen mekanisnya tinggi.

2.1.2. Pompa Perpindahan Dinamis (Non Positive Displacement Pumps)

Pompa perpindahan dinamik adalah jenis pompa yang dapat

memberikan energi secara terus menerus pada fluida kerjanya, diantaranya

a. Pompa Sentrifugal

Pompa digerakan oleh motor, daya motor diberikan pada poros

pompa untuk memutar impeler yang dipasangkan pada poros tersebut,

zat cair yang ada didalam impeler akan berputar karena dorongan

sudu-sudu. Karena timbul gaya sentrifugal, maka zat cair mengalir dari

tengah impeler keluar melalui saluran diantara sudu-sudu dan

meninggalkan impeler dengan kecepatan yang tinggi.

Zat cair yang keluar dari impeler kemudian melalui saluran yang

penampangnya makin membesar (volut/diffuser) sehingga terjadi

perubahan dari head kecepatan menjadi head tekanan. Maka zat cair

yang keluar dari flens keluar head totalnya bertambah besar.

Pengisapan terjadi karena setelah zat cair dilemparkan oleh impeller

16

ruang diantara sudu-sudu menjadi vakum, sehingga zat cair akan

terhisap masuk. Selisih energi per satuan berat atau hed total dari zat

cair pada flens keluar (tekan) dan Flens masuk (isap) disebut head total

pompa.

Pompa sentrifugal dapat diklasifikasikan menurut beberapa cara,

yaitu:

a) Menurut jenis aliran dalam impeler

1. Pompa aliran radial (radial flow)

Pompa ini mempunyai kontruksi sedemikian rupa sehingga zat

cair yang keluar dari impeller akan tegak lurus pada poros

pompa (arah radial).

2. Pompa aliran campur (mexed flow)

Aliran zat cair didalam pompa waktu meninggalkan impeller

akan bergerak sepanjang permukaan kerucut (miring), sehingga

komponen kecepatannya berarah radial dan aksial (campur).

Gambar 2.10. Pompa aliran campur

(Sularso, 2000 : 8)

17

3. Pompa aliran aksial (axial flow)

Aliran zat cair yang meninggalkan impeler akan bergerak

sepanjang permukaan silinder (arah aksial).

Gambar 2.11. Pompa aliran aksial

(Sularso,2000 : 8)

b) Menurut jenis impeler

1. Impeler Jenis radial

Tinggi tekan umumnya sebagian besar disebabkan oleh gaya

sentrifugal. Impeller yang ditunjukkan pada gambar 2.5.(a) adalah

impeller yang dipakai untuk tinggi-tekan medium (menengah) dan

yang tinggi (kira-kira di atas 150 ft). impeler ini adalah jenis

impeler konvensional, dan secara praktis dipakai pada semua

mesin-mesin yang bertingkat banyak. Daerah kecepatan

spesifiknya pada umumnya adalah dari 500 sampai 3000.

perbandingan diameter buang (discharge) dengan diameter mata

sisi masuk (inlet eye diameter) adalah 2.

Bila jumlah yang lebih besar harus dipompakan, impeler

hisapan ganda, seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.5.(b) dapat

18

dipakai. Daerah kecepatan spesifik adalah kira-kira sama dengan

impeller hisapan tunggal. Impeller ini mempunyai keuntungan

yaitu dalam hal keseimbangan hidraulisnya, yakni gaya-gaya aksial

saling berlawanan dan saling menghilangkan.

2. Impeler Jenis Francis

Impeller jenis FrancisUntuk tinggi-tekan yang lebih rendah

sering dipakai impeller pembuangan radial, hisapan aksial (aksial

inlet radial discharge impeller) seperti yang ditunjukkan gambar

2.5.(c) perbandingan diameter buang (discharge) dengan diameter

mata masuk biasanya lebih kecil dari jenis pertama. Untuk

kapasitas dan tinggi-tekan yang ditentukan jenis impeller ini

beroperasi pada kecepatan yang lebih tinggi dari impeller yang

konvensional. Kecepatan spesifik adalah dari 1500 sampai 4500.

Sudut sudu sisi masuk harus berkurang sesuai dengan jari-jarinya

atau kecepatan keliling impeller, untuk menjamin masuknya fluida

secar mulus sehingga bentuknya menyerupai turbin Francis. Jenis

impeller ini dapat juga dipakai untuk impeller hisapan ganda.

Gambar 2.12. Impeler jenis radial, hisapan ganda, Impeler jenis Francis.

(Austin H.Church, 2000 : 53)

19

3. Impeler Jenis Aliran Campur

Tinggi tekan yang dihasilkan pada impeller jenis ini sebagian

adalah disebabkan oleh gaya sentrifugal dan sebagian lagi oleh

tolakan impeller. Aliran buangnya sebagian radial dan sebagian

lagi aksial, inilah sebabnya jenis impeller ini disebut jenis aliran

campur. Diameter buang rata-rata biasanya kira-kira sama dengan

diameter mata sisi masuknya, walaupun dapat juga lebih. Impeller

dibuat berbentuk sekrup (dibengkokkan 2 kali) untuk alas an yang

sama dengan impeller jenis Francis yang ditunjukkan pada gambar

2.5. Daerah kecepatan spesifiknya biasanya adalah antara 4500

sampai 8000.

4. Impeller Jenis Propeler

Praktis semua tinggi-tekan yang dihasilkan adalah akibat

tolakan sudu-sudu, aliran hampir seluruhnya seperti ditunjukkan

pada gambar 2.7. impeller ini mempunyai kecepatan spesifik yang

tertinggi (diatas 8000) dan kapasitas besar, disebabkan oleh

pengarahan yang sedikit diberikan pada fluida, impeller ini tidak

sesuai untuk tinggi hisap yang besar.

5. Tingkat yang Banyak

Impeler-impeler yang dijelaskan sebelumnya adalah impeller-

impeler yang digunakan untuk satu tingkat. Bila tinggi tekan yang

harus dihasilkan menjadi terlalu besar untuk impeller satu tingkat,

beberapa impeller dipasangkan pada satu poros secara seri Impeler

20

ini biasanya adalah impeller jenis radial seperti ditunjukan pada

gambar 2.5.(a) karena jenis impeller radial dapat menghasilkan

tinggi-tekan yang lebih besar daripada impeller-impeler jenis

lainya :

(a) (b)

Gambar 2.13. (a) Impeler jenis aliran-campur.

(b) Impeler jenis propeller

(Austin H.Church, 2000 : 54)

c) Menurut bentuk rumah

1. Pompa Volut

Sebuah pompa sentrifugal, dimana zat cair dari impeller secara

langsung dibawa kwrumah volut.

Gambar 2.14. Pompa volute isapan tunggal

(Sularso , 2000 : 7)

21

2. pompa Difuser

Pompa ini adalah pompa sentrifugal yang dilengkapi sudu

diffuser dikeliling luar impelernya.

Gambar 2.15. Pompa diffuser

(Sularso , 2000 : 8)

3. pompa aliran campur jenis volut

Pompa ini memiliki impeller jenis aliran campuran dan sebuah

rumah volut, disini tidak digunakan sudu-sudu diffuser

melainkan dipakai saluran yang lebar untuk mengalirkan fluida.

Gambar 2.16. Pompa aliran campur jenis volute

(Sularso , 2000 : 77)

d) Menurut sisi masuk impeler

22

1. Pompa isap tunggal

Pada pompa ini zat cair masuk dari satu sisi impeler saja,

kontruksinya sangat sederhana. Namun tekanan yang bekerja

pada masing-masing sisi impeler tidak sama, sehingga akan

timbul gaya axial kearah sisi isap.. gaya ini dapat ditahan oleh

bantalan axial untuk pompa ukuran kecil, sedangkan untuk

pompa besar harus dicari cara untuk mengurangi atau

meniadakan gaya axial ini.

2. Pompa isap ganda

Pompa ini memasukan air dari kedua sisi impeler. Impeler

ini pada dasarnya sama dengan dua buah impeler pompa isapan

tunggal yang dipasang secara bertolak belakang. Dengan

demikian gaya axial yang timbul akan saling mengimbangi

(menjadi nol).

Gambar 2.17. Pompa volute jenis isapan ganda

(Sularso , 2000 : 8)

e) Menurut jumlah tingkat

23

1. Pompa satu tingkat

Pompa ini memiliki satu impeler, head total yang timbul

hanya bersal dari satu impeler saja.

2. Pompa bertingkat banyak

Pompa ini menggunakan beberapa impeler yang dipasang

secara seri pada satu poros. Zat cair yang keluar dari impeller

pertama, dimasukan keimpeler berikutnyadan seterusnya

hingga impeller yang terakhir dan head total yang timbul

relative tinggi.

Gambar 2.18. Pompa sentrifugal bertingkat banyak

(Sularso , 2000 : 78)

f) Menurut letak poros

1. Pompa jenis poros mendatar

Pompa ini mempunyai poros dengan posisi mendatar.

24

Gambar 2.19. Pompa aliran campur mendatar

(Sularso, 2000 : 8)

Gambar 2.20. Pompa aliran aksial mendatar

(Sularso, 2000 : 8)

2. Pompa jenis poros tegak

Gambar 2.21. Pompa aliran campur tegak

(Sularso , 2000 : 27)

25

Pompa ini mempunyai poros dengan posisi tegak. Jenis

poros ini sering digunakan pada pompa aliran campur dan

pompa axial.

Pompa yang digunakan dalam perencanaan ini adalah pompa sentrifugal,

berdasarkan beberapa pertimbangan. Adapun keuntungan dari pompa

sentrifugal yaitu :

• Pada aliran volume yang sama, harga pembelian lebih murah

• Tidak banyak bagian-bagian yang bergerak jadi biaya pemeliharaan

rendah

• Lebih sedikit memerlukan tempat

• Jumlah putaran yang tinggi sehingga memberi kemungkinan untuk

pergerakan oleh sebuah electromotor

• Jalan operasionalnya tenang sehingga pondasi dapat dibuat ringan

• Aliran zat cair tidak terputus-putus

Dan kerugian-kerugian dari pompa sentrifugal yaitu :

• Rendemen lebih rendah terutama pada aliran volume yang kecil dan daya

dorong yang besar

• Dalam pelaksanaan normal (kondisi tertentu) tidak dapat menghisap

sendiri

• Kurang cocok untuk mengerjakan zat cair kental terutama pada aliran

volume kecil.

26

2.2. Spesifikasi Pompa

Dalam memilih suatu pompa untuk suatu maksud tertentu, terlebih dahulu

harus dimengetahui kapasitas aliran serta head yang diperlukan untuk

mengalirkan zat cair yang akan dipompa.

Selain dari pada itu, agar pompa dapat bekerja tanpa mengalami kavitasi,

perlu ditaksir berapa tekanan minimum yang tersedia pada sisi masuk pompa

yang terpasang pada instalasinya. Atas dasar tekanan isap ini maka putaran

pompa dapat ditentukan.

Kapasitas aliran, head, dan putaran pompa dapat ditentukan seperti

tersebut di atas. Tetapi apabila perubahan kondisi operasi sangat besar

(khususnya perubahan kapasitas dan head) maka putaran dan ukuran pompa

yang akan dipilih harus ditentukan dengan memperhitungkan hal tersebut.

Selanjutnya, untuk menentukan penggerak mula yang akan dipakai, harus

lebih dahulu dilakukan penyelidikan tentang jenis sumber tenaga yang dapat

digunakan di tempat yang bersangkutan.

Kapasitas pompa (Qp) dapat dicari dengan rumus :

Qp= Kapasitas air isian ketel + (10% x kapasitas air isian ketel) m3/jam…(2.1)

Suhu air isian (T)

T = 1100C

Y = 0.5906 kg/l (1/1000 m3

) = 950.6 kg/m3

Kapasitas total dari pompa (Qtp)

Qtp = Y

Qp ………...……………………………………………………….(2.2)

= (1 m/s = 103 liter/s)

27

= (1 liter/s = 0.264 gallon/s)

= ton/jam

= (1 gpm = 264.2 m3/menit)

Dimana :

Qtp = Kapasitas total dari pompa

Qp = Kapasitas pompa (ton/jam)

Y = Berat persatuan volume zat cair yang dipompa (kgf/I)

Contoh data yang umumnya diperlukan untuk memilih pompa disajikan

dalam Tabel 2.1.

Table 2.1. Data yang diperlukan untuk pemilihan pompa.

No Data yang diperlukan Keterangan

1 Kapasitas Diperlukan juga keterangan mengenai kapasitas

maksimum dan minimum.

2 Kondisi isap

Tinggi isap dari permukaan air isap ke level pompa.

Tinggi fluktuasi permukaan air isap.

Tekanan yang bekerja pada permukaan air isap.

Kondisi pipa isap.

3 Kondisi keluar

Tinggi permukaan air keluar ke level pompa.

Tinggi fluktuasi permukaan air keluar.

Besarnya tekanan pada air permukaan keluar.

Kondisi air pipa keluar

4 Head total pompa Harus di tentukan berdasarkan kondisi-kondisi di

atas

5 Jenis zat cair

Air tawar, air laut, minyak, zat cair khusus (zat

kimia), temperature, berat jenis, viskositas,

kandungan zat padat, dll.

28

6 Jumlah pompa

7 Kondisi kerja Kerja terus menerus, terputus-putus, jumlah jam

kerja seluruhnya dalam setahun

8 Penggerak Motor listrik, motor bakar torak, turbin uap

9 Poros tegak atau mendatar

Hal ini kadang-kadang ditentukan oleh pabrik

pompa yang bersangkutan bberdasarkan

instalasinya.

10 Tempat instalai Pembatasan-pembatasan pada ruang instalasi

11 Lain-lain

(Sularso dan Tahara, 2000 : 14)

2.3. Head

2.3.1. Head total pompa

Head total pompa merupakan pertambahan energi fluida antara sisi

inlet dan sisi outlet (head statis dan head dinamis).

Head statis adalah head yang besarnya tidak dipengaruhi oleh

kecepatan aliran (perbedaan tinggi permukaan air antara permukaan air

disisi keluar dan permukaan air disisi isap). Dan head dinamis besarnya

dipengaruhi kecepatan aliran fluida, head ini digunakan untuk mengatasi

kerugian-kerugian.

Untuk dapat menyediakan head total pompa agar mampu mengalirkan

jumlah air yang direncanakan, dapat ditentukan dari kondisi instalasi yang

akan dilayani pompa. Head total pomp adapt dihitung menggunakan

rumus :

H = ha + ∆hp + h1 + g

Vd

2

2

…………………….…………………...(2.3)

Dimana :

29

H = Head total pompa (m)

Ha = Head statis total (m)

Head ini adalah perbedaan tinggi antara muka air disisi keluar :

tanda positif (+) dipakai apabila muka air disisi keluar lebih tinggi

dari pada sisi isap.

∆hp = Perbedaan head tekanan yang bekerja pada kedua permukaan air

(m)

∆hp = hp2 – ∆hp2

H1 = Berbagai kerugian head di pipa, katup, belokan, dan lainya (m)

H1 = h1d + hls

Vd = Head kecepatan keluar (m)

g = Percepatan gravitasi (9.81 m/s2)

2.3.2. Head Losses

Head loss adalah suatu aliran fluida dalam pipa yang akan

menyebabkan gesekan antara fluida dengan permukaan dalam pipa.

Gesekan-gesekan tersebut merupakan kerugian-kerugian head, bisa juga

disebabkan oleh peralatan-peralatan yang ada disepanjang pipa yang

dilaluioleh fluida seperti Valve, Elbow, Tee dan lain-lain. Head loss bias

dikelompokan menjadi dua kelompok, yaitu :

1. Head statis

Head statis adalah head yang besarnya tidak dipengaruhi oleh

kecepatan aliran fluida, head ini merupakan perbedaan tinggi antara muka

air disisi keluar dan sisi isap; (positif (+) apabila muka air disisi keluar

30

lebih tinggi dari pada sisi isap dan negative (-) apabila muka air disisi

keluar lebih rendah dari sisi isap. Untuk menghitung head ini digunakan

rumus :

Hst = (±Hs + Hd) m …………………………………………………(2.4)

Dimana :

Hst = Head statis

Hs = Tinggi permukaan (m)

Hd = Tinggi saluran pipa kebak penampung (m)

2. Head dinamis

Head ini besarnya sangat dipengaruhi oleh kecepatan aliran fluida,

head ini digunakan untuk mengatasi kerugian-kerugian gesek sepanjang

pipa dan kerugian-kerugian karena perubahan momentum selama cairan

mengalir. Dengan rumus :

Hdn = ∆hp + h1 + gvd

2

2

…….…………………..……………………….(2.5)

Dimana :

Hdn = Head dinamis

∆hp = Perbedaan head tekanan yang bekerja pada kedua

permukaan air (m)

h1 = Berbagai kerugian head di pipa, katup, belokan, dan lain-

lain (m)

Vd = Head kecepatan keluar


Untuk kecepatan aliran pada sisi isap digunakan rumus :

31

V1 = AQ (m/s) …..………..……………………………………………(2.6)

V1 = 2

4 DQ

π (m/s)

Dimana :

V = Kecepatan aliran dalam pipa (m/s)

Q = Kapasitas pompa (m3/jam)

D = Diameter pipa (m)

Kemudian untuk menentukan jenis aliran, dipakai bilangan Reynold,.

Yaitu :

Re = vDV . ….………………..………………………………….…(2.7)

Dimana :

Re = Bilangan reynold


D = Diameter pipa (m)

ν = Viskositas kinematik zat cair (m2/s)

Untuk mencari head loss pipa hisap ditentukan diameter pipa, diameter

pipa bias standar atau dicari menggunakan rumus :

Ds = xVs

xQtpxπ

1444 (Inch) …...…………………..………………...(2.8)

Dimana :

Vs = Kecepatan rata-rata sisi isap (ft/det)

Qtp = Kapasitas total pompa (ft3/det)

32

= (1 m3/det = 35.3134 ft3/det)

Kerugian head pada pipa hisap

Head loss mayor disebabkan karena adanya gesekan fluida dengan

permukaan dalam pipa yang tersentuh fluida. Gesekan fluida itu sendiri

disebabkan oleh kekasaran permukaan dalam pipa.

Hf1 = λ x DL x

xgVs2

2

(m) ….………………..…………………….(2.9)

Dimana :

λ = Koefisien kerugian gesek

L = Panjang pipa hisap (m)

Vs = Kecepatan aliran sisi isap (m/s)


D = Diameter pipa isap (m)

Head loss minor Saat fluida mengalir dalam pipa akan terjadi

kerugian-kerugian akibat adanya peralatan-peralatan sepanjang jalur pipa

(distribusi air) head losss tersebut bermacam-macam dinamakan head loss

minor. Untuk menghitung head loss minor digunakan rumus :

Hf2 = λ x xg

Vs2

2

(m) …...……………………..…………………….(2.10)

Dimana :

Hf2 = Kerugian head untuk orifis (m)

λ = Koefisien kerugian gesek

Vs = Kecepatan aliran sisi isap (m/s)

g = Percepatan gravitasi (9.81 m/s)

33

2.4. Air Ketel

Umpan untuk membuat uap lazim disebut dengan air ketel, dalam hal ini

ketel harus bersih agar tidak menyulitkan operasi ketel. Air ketel biasanya

memiliki temperature yang cukup tinggi yaitu 70-110 0C, hal ini dilakukan

untuk menjaga agar jangan terjadi perbedaan suhu yang cukup besar antara air

pengisi ketel dengan air didalm ketel. Perbedaan suhu yang cukup besar dapat

menimbulkan tegangan-tegangan pada plat maupun sambungan ketel.

Dalam tugas akhir ini pompa yang direncanakan akan memompa air

dengansuhu 110 0C dari daerator ke ketel uap. Pada temperature yang cukup

tinggi akan menyebabkan besar kemungkinan terjadinya kavitasi pada pompa,

hal ini terjadi karena air isian akan lebih cepat mendidih pada tekanan rendah.

Performansi sebuah pompa dapat berubah-ubah tergantung pada

karakteristik zat cair yang dialirkan. Jadi, dalam menentukan spesifikasi

pompa, karakteristik ini harus diperhatikan. Sifat-sifat air dan beberapa fluida

penting diberikan dibawah ini

Berat per satuan volume, viskositas kinematik, dan tekanan uap air untuk

berbagai temperature diberikan didalam table 2.2.

34

Tabel.2.2. Sifat-sifat fisik air (air di bawah 1 atm, dan air jenuh di atas

1000C)

Temperature ( 0C )

Kerapatan (kg/ι)

Viscosias Kinematik

(m2/s)

Tekanan Uap jenuh (kgf/cm2)

0 5 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300

0,9998 1,0000 0,9998 0,9983 0,9957 0,9923 0,9880 0,9832 0,9777 0,9716 0,9652 0,9581 0,9431 0,9261 0,9073 0,8869 0,8647 0,8403 0.814 0,784 0,751 0,17

1,792 x10-9

1,520 1,307 1,004 0,801 0,658 0,554 0,475 0,413 0,365 0,326 0,295 0,244 0,211 0,186 0,168 0,155 0,150 0,136 0,131 0,128 0,127

0,00623 0,00889 0,01251 0,02383 0,04325 0,07520 0,12578 0,20313 0,3178 0,4829 0,7149 1,0332 2,0246 3,685 6,303 10,224 15,855 23,656 34,138 47,869 65,468 87,621

(Sularso dan Tahara, 2000 : 24 )

Konversi Head ke pressure

Pressure (p) = Head (H) x Specific weight (∂ )

Atau H = ∂p

Jadi Pressure (psi) = 144

)( feetxhead∂

Atau

Pressure (psi) = 0.434 x head x specific gravity

35

Head (feet) = 2.31 x pressure (psi) x specific gravity

1 atmosfer (atm) = 14.696 ( )2Inclb

= 1.01325 x105 ( )2mN

= 2116 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

2ftlbf

= 760 (mmhg)

1 bar = 105 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

2mN = 100 Kpa = 14.504 psi

1 2mN = 1 Pascal (Pa) = 1.45038 x 10-4 ⎟

⎠⎞⎜

⎝⎛

2inlbf

1 2mKN = 1 kpa = 0.145 psi; 1 mmHg 0.0394 in.Hg = 133.3 Pa

1 mm H2O = 9.807 Pa; 101.325 Kpa = 760 mmHg = 29.92 in.Hg

= 14.7 psi

Specific volume : 1 kgm3

= 515.5 slugft 3

2.5. Kavitasi

Mengingat kavitasi adalah persoalan paling dalam pada masalah pompa,

maka dalam perencanaan ini akan dibahas beberapa hal mengenai kavitasi.

Bila tekanan dalam suatu titik dalam pompa turun menjadi lebih rendah dari

tekanan uap pada temperature cairnya, maka fluida ini akan menguap dan

membentuk suatu rongga uap. Gelembung-gelembung uap ini akan mengalir

bersam dengan aliran cairan sampai pada daerah yang lebih tinggi, dimana

pada daerah ini gelembung-gelembung akan mengecil dan pecah secara tiba-

36

tiba kearah dalam yang akan mengakibatkan suatu kejutan besar pada dinding

didekatnya, peristiwa ini disebut kavitasi.

Gambar 2.22. Gelembung akibat kavitasi

Peristiwa pecahnya gelembung-gelembung itulah yang menyebabkan

kerugian pada mesin-mesin fluida sehingga dengan adanya kavitasi,

menimbulakn pengaruh kurang baik pada daerah operasi pemompaan baik

pada pompa itu sendiri maupun pada instalasi ketel uap, pengaruh tersebut

antara lain :

a. Korosi

Apabila gelembung-gelembung uap tersebut mengalir sampai pada satu

daerah yang tekananya lebih besar dan sisanya adalah gas, reaksi kimia antara

gas-gas tersebut dengan logam akan menyebabkan terjadinya korosi.

b. Erosi

Masuknya fluida secara tiba-tiba kedalam ruangan yang terjadi akibat

gelembung-gelembung uap akan menyebabkan lubang-lubang pada sudu

impeller dan pada dinding rumah pompa yang disebut dengan erosi.

c. Suara dan getaran

Pada operasi pompa dengan kavitasi yang berlebihan akan menimbulkan

suara berisik dan menyebabkan timbulnya getaran pada pompa.

37

d. Penurunan kapasitas

Karena volume fluida yang berubah menjadi uap, maka pompa yang

mengalami kavitasi akan mengalami penurunan kapasitas pemompaan. Hal

ini disebabkan oleh bagian yang harusnya terisi oleh fluida ditempati

gelembung-gelembung uap.

e. Penurunan head dan efisiensi

Dimana energi yang timbul untuk melakukan percepatan pada fluida untuk

mendapat kecepatan yang tinggi dalam pengisian yang tiba-tiba menimbulkan

adnya ruang kosong, ruang kosong itu adalah suatu kerugian.

2.5.1. NPSH (Net Positif Suction Head)

Terjadinya kavitasi berkaitan dengan kondisi pompa pada sisi isap.

Tekanan isap minimum yang dimiliki pompa sehingga mampu

memasukan cairan kepompa disebut NPSH.

NPSH dipengaruhi oleh hal-hal sebagai berikut:

1. Tekanan absolute pada permukaan cairan yang dipompa

2. Tekanan uap jenuhnya pada permukaan cairan yang dipompa

3. Ketinggian permukaan cairan pada poros pompa

4. Kerugian yang disebabkan oleh gesekan atau turbulensi aliran

dalam pipa isap, antara permukaan cairan hingga kepompa.

NPSH dibedakan menjadi NPSH yang tersedia yang ditentukan

oleh system atau instalasi pemompaan serta NPSH yang dibutuhkan oleh

pompa yang ditentukan oleh pembuat pompa. Agar dapat bekerja tanpa

38

terjadinya gangguan kavitasi; maka pemompaan harus beroperasi pada

kondisi dimana:

NPSH yang tersedia > NPSH yang dibutuhkan

a). NPSH yang dibutuhkan

Tekanan terendah dalam pompa biasanya terjadi pada titik-titik

disekitar sisi masuk sudu impeller. Tekanan pada titik ini lebih rendah

dari tekanan pada lubang isap pompa karena adanya kerugian head pada

nozel isap serta kenaikan kecepatan aliran karena luas penampang yang

mengecil. Selanjutnya pennguapan cairan tidak akan terjadi jika tekanan

masuk pompa dikurangi dengan penurunan tekanan didalam pompa lebih

besar dari tekanan uap jenuh cairan pada temperatur operasi. Besarnya

penurunan head dalam pompa yang disebut dengan NPSH yang

dibutuhkan pompa yang besarnya ditentukan oleh pabrik pembuat pompa

melalui pengujian pompa sebenarnya.

Meskipun demikian kita memperkirakan besarnya NPSH yang

dibutuhkan (NPSHR) dengan persamaan:

NPSHR = σ x H (m) …………………..……………………(2.11)

Dimana :

σ = koefisien kavitasi thoma

H = head total pompa (m)

Untuk mengetahui besarnya koefisien kavitasi thoma dapat dicari dengan

gambar berikut:

39

Gambar 2.23. NPSH, bila tekanan atmosfir bekerja pada

permukaan air yang diisap

( Sularso dan tahara, 2000 : 44)

ns = n 4

3

21

Hn

Qn (rpm) ………..…..…………………..………………(2.12)

Dimana:

n = putaran (rpm)

QN = kapasitas (m3/detik)

HN = head total pompa (m)

b). NPSH yang tersedia

NPSHA = HlsHsPvPa−−−

γγ (m) …………..……………………(2.13)

Dimana :

Pa = tekanan atmosfer (kgf/m2)

Pv = tekanan uap jenuh pada temperatur (kgf/cm2)

40

= (1 kgf/cm2 = 98.1 kpa)

Hs = kerugian permukaan yang diisap (m)

Hls = kerugian head dalam pipa isap (m)

γ = Berat zat cair yang dipompa (kgf/m3)

41

BAB III

PEMILIHAN JENIS POMPA

Dalam memilih suatu pompa untuk digunakan pada suatu instalasi ketel

uap terlebih dahulu harus diketahui kapasitas dari aliran dan head yang

diperlukan untuk mengalirkan zat cair yang akan dipompakan. Gambaran

instalasi pompa ke ketel uap seperti pada gambar (3.1). Selain itu agar pompa

dapat bekerja tanpa mengalami kavitasi, perlu diketahui tekanan yang ada

pada sisi masuk pompa. Adapun sistem instalasi pompa sebagai berikut :

Gambar. 3.1. Instalasi Pompa

41

42

Berikut ini adalah data-data untuk perencanaan pompa :

Teakanan daerator : 1.5 atm

Blow down : 10%

Tinggi elevasi pipa isap : 7 m

Tinggi elevasi pipa tekan : 12 m

Diameter pipa isap : 4 inch

Diameter pipa tekan : 3 inch

Panjang pipa isap : 10 m

Panjang pipa tekan : 17 m

3.1. Kapasitas Pompa (Q)

Debit air efektif (Qp) dari kapasitas air sebanyak 20 ton/jam dapat

diketahui dari :

Qp = Kapasitas air isian ketel + (10% x kapasitas air isian ketel) …(3.1)

= 20 ton/jam + (10 % x 20 ton/jam)

= 22 ton/jam

= 6.1 kg/s

Suhu air isian (T)

Karena fluida yang dialirkan kedalam boiler memiliki temperature 1100C

untuk mengurangi perbedaan temperature didalam ketel dengan fluida yang

akan suplai ke ketel. Dan pada perancangan ini temperature fluida keluar

daerator adalah 1100C.

T = 1100C

Y = 0.9506 kg/L(1/1000 m3

) = 950.6 kg/m3

43

Qtp = Y

Qp …………………………………………………………(3.2)

= )/(6.950

)/(1.63mkg

skg

= 0.0064 m3/s

= 6.4 liter/s (1 m3/s = 103 liter/s)

= 1.69 gallon/s (1 liter/s = 0.264 gallon/s)

3.1.1. Head Total Pompa

Head total pompa adalah sama dengan pertambahan energi fluida

antara sisi inlet dan ujung sisi outlet. Head total adalah penjumlahan

dari dua head yaitu: head statis dan head dinamis. Maka head total

pompa dapat dirumuskan (Sularso dan Tahara, 2000 : 26) sebagai

berikut:

Ht = hst+ ∆hp + h1 + gd

2

2ν …………………………….......................(3.3)

Dimana :

Ht = Head total pompa (m)

Hst = Head statis total (m)

Head ini adalah perbedaan tinggi antara muka air disisi

keluar : tanda positif (+) dipakai apabila muka air disisi

keluar lebih tinggi dari pada sisi isap.


permukaan air (m),

∆hp = hp2 - ∆hp2

44

h1 = Berbagai kerugian head di pipa, katup, belokan,

sambungan, dll (m)

h1 = hld + hls

ν2d/2g = Head kecepatan keluar (m)

g = Percepatan gravitasi (9,81 m/s2)

3.1.1.1. Head Statis

Pada perancangan ini pompa yang dirancang termasuk pompa

positif sehingga head statisnya sebesar :

Hst = ( ± Hs + Hd ) …... ……………………………………(3.4)

Dimana :

Hst = Head statis (m)

Hs = Tinggi permukaan (m)

Hd = Tinggi saluran pipa kebak penampung (m)

Hst = ± Hs + Hd

= - 7 m + 12 m

= 5 m

3.1.1.2. Head Dinamis

Head ini digunakan untuk mengatasi kerugian-kerugian karena

perubahan momentum selama cairan mengalir, seperti telah

dijelaskan pada bab sebelumnya. Yang dirumuskan :

Hdn = ∆hp + h1 + gvd

2

2

…………………………………………(3.5)

Dimana :

Hdn = Head dinamis

45


permukaan air (m)

Hp = γp ; ∆hp = hp2 – hp1

h1 = Berbagai kerugian head di pipa, katup, belokan, dan

lain-lain (m)

Vd = Head kecepatan keluar (m)


Untuk kecepatan aliran pada sisi isap digunakan rumus :

V1 = AQ (m/s) …………………………………………………(3.6)

V1 = 2

4 DQ

π (m/s)

Dimana :


Q = Kapasitas pompa (m3/jam)

= (0.0064 m3/det = 23 m3/jam)

D = Diameter dalam pipa (m)

= (4 inch = 101.6 mm = 0.1016 m)

Sehingga diperoleh :

V1 = 2)1016.0(4

0064.0xπ

; V1 = 0.79 m/s

Jadi kecepatan aliran dalam pipa isap = 0.79 m/s

46

Selanjutnya kita menetukan jenis dari aliran pipa isap, karena

untuk aliran laminar dan turbulen terdapat rumus koefisien kerugian

gesek yang berbeda. Sehingga untuk menetukan aliran dipakai

bilangan reynold yang dirumuskan (Sularso dan Tahara, 2000 : 28)

sebagai berikut :

Re =vDV .1 ………... ………………………………………(3.7)

Dimana :

Re = Bilangan reynold

V1 = Kecepatan aliran dalam pipa, = (0.79 m/s)

D = Diameter dalam pipa, = (0,1016 m)

v = Viskositas kinematik zat cair (m2/s)

= 0,269 x 10-6 (cairan pada suhu 1100 C)

Re = 610269,01016.079.0

−xx

= 297826

Re > 4000, maka aliran bersifat turbulen, untuk menghitung kerugian

gesek aliran turbulen dalam pipa dengan menggunakan rumus Darcy

& Hazen-Williams.

λ = 0,020 + D

0005,0 …………...…………………………….(3.8)

λ = 0,020 + 1016,00005,0

λ = 0,02492

47

a. Kerugian head pada sisi isap (∑∆hi)

1. Rugi-rugi hulu (pipa lurus)

Dihitung dengan persamaan darcy yang dirumuskan

(Sularso dan Tahara, 2000 : 26) sebagai berikut:

hfs = λ g

VDL

2

21 …………..……………………………..(3.9)

Dimana :

hƒs = Head kerugian gesek dalam pipa isap(m)

λ = Koefisien kerugian gesek = (0,02492)

g = Percepatan gravitasi (9,81m/s2)

L = Panjang pipa (m) = 10 m

D = Diameter dalam pipa = 0,1016 (m)

V1 = Kecepatan aliran dalam pipa, = (0.79 m/s)

hƒs = 0,02492 x1016.010 x

81.92)79.0( 2

x

hƒs = 0,078 m

2. Kerugian ujung masuk pipa:

hƒ1 = ƒ g

V2

21 ……………......................................................(3.10)

Dimana :

V1= Kecepatan aliran didalam pipa (m/s)

ƒ = Koefisien kerugian


hƒ = Kerugian head (m)

48

Gambar. 3.2. Berbagai bentuk ujung masuk pipa.


(i). ƒ = 0,5

(ii). ƒ = 0,25

(iii) ƒ = 0,06 (untuk r kecil) sampai 0,005 ( untuk r besar )

(iv) ƒ = 0,56

(v) ƒ = 3,0 (untuk sudut tajam) sampai 1,3 (untuk sudut 450)

(vi) ƒ = ƒ1 + 0,3 cos θ + 0,2 cos 2 θ

dimana ƒ1 adalah koefisien bentuk dari ujung masuk dan

mengambil harga (i) sampai (v) sesuai bentuk yang dipakai.

ƒ diambil gambar (iii) sehingga diperoleh:

hƒ1 = 0,6 81,92)79.0( 2

x

hƒ1 = 0.019 m

3. Rerugi kecil (katup)

Rerugi kecil pada pipa isap disebabkan oleh adanya 2 buah

katup isap dengan saringan dan 1 buah bwlokan (elbow 900),

rerugi kecil tersebut dapat dihitung dengan persamaan :

a) 2 buah katup isap dengan saringan

hƒ2 = ƒv gV2

21 …………………............................................(3.11)

49

Dimana :

V1 = Kecepatan rata-rata didalam pipa = (0.79 m/s)

ƒv = Koefisien kerugian = (1,91)

(terdapat 2 katup isap dengan saringan pada

diameter > 100 mm)


hƒ2 = Kerugian head katup (m)

Sehingga diperoleh:

hƒ2 = 2 x 1,91 x 81,92)79.0( 2

x

hƒ2 = 0,12 m

b) Rerugi belokan (elbow 900)

hƒ3 = ƒ g

V2

21 ……………………………………………….(3.12)

Dimana :


ƒ = Koefisien kerugian = (1,129)

(terdapat 1 elbow 900)


hƒ3 = Kerugian head pada belokan pipa (m)

Sehingga diperoleh:

hƒ3 = 1,129 x 81,92)79.0( 2

x

hƒ3 = 0,036 m

50

kerugian (head loss) posisi isap (∑∆hs):

∑∆hs = hfs + hf1 + hf2 + hf3

∑∆hs = 0,078 m + 0.019 m + 0,12 m + 0.036 m = 0.253 m

Untuk kecepatan aliran pada sisi keluar diameter pipa keluar

(tekan) sebesar (D) = 3 inch = 0.0762 m dengan pertimbangan bahwa

diameter pipa isap ≥ diameter pipa keluar.

Maka untuk kecepatan aliran pada sisi keluar (tekan) adalah :

V2 = 2

4 DQ

π ………..............................................................(3.13)

V2 = 2)0762,0(4

0064,0π

= 1,4 m/s

Dan bilangan reynold aliran pada posisi keluar (tekan) adalah:

Re =vDV .2 …………..........................................................(3.14)

Dimana :

v = Viskositas kinematik zat cair (m2/s) lihat tabel 2.2

( 0.269 x 10-6 pada suhu 1100 C )

Re = 610269,00762,04,1

−xx

Re = 395844

Re > 4000, mka aliran bersifat turbulen, untuk menghitung kerugian

gesek aliran turbulen dalam pipa dengan menggunakan rumus

Darcy& Hazen-Williams (Sularso dan Tahara, 2000 : 29).

51

λ = 0,020 + D

0005,0 ………………….......................................(3.15)

Dimana :

D = diameter dalam pipa = (0,0762 m); dengan pipa baru

dari besi cor: sehingga (λ):

λ = 0.020 + 0762.000055.0

λ = 0.02656

1. Rerugi hulu (pipa lurus) pada sisi keluar (tekan)

Dihitung dengan persamaan (Sularso dan Tahara, 2000 : 28)

sebagai berikut :

hfs = λ g

VDL

2

22 ………..............................................................(3.16)

Dimana :

hƒs = head kerugian gesek dalam pipa tekan(m)

λ = koefisien kerugian gesek = (0,02656)

g = percepatan gravitasi = (9,81m/s2)

Ls = panjang pipa tekan (m) = (17 m)

D = diameter dalam pipa tekan = (0,0762 m)

V2 = kecepatan aliran dalam pipa tekan = (1,4 m/s)

hfs = 0,02656 x)81,9(20762,0

)4,1(17 2

xx

= 0.59 m

52

2. Kerugian pada ujung keluar pipa

hf1 = f g

V.2

22 …………………………………………………..(3.17)

Dimana :

f = koefisien kerugian = (1.0)

V2 = kecepatan rata-rata pipa keluar = (1.4 m/s)

g = percepatan gravitasi = (9.81 m/s2)

hf1 = Kerugian ujung keluar pipa (m)

hf1 = 1.0 x 81.92)4.1( 2

x

= 0.099 m

= 0.1 m

3. Rerugi kecil

Rerugi kecil pada pipa tekan ini di sebabkan

a) 2 buah katup cegah angkat bebas

hƒ2 = ƒ g

V.2

22 ...........................................................................(3.18)

Dimana :


ƒ = Koefisien kerugian = (1,44)

(terdapat 2 katup cegah angkat bebas pada

diameter <100 mm)


hƒ2 = Kerugian pada katup cegah (m)

53

hf2 = 2 x 1.44 x )81.9(2

)4.1( 2

= 0.287 m

b) 1 buah katup sorong

Perhitungan menggunakan rumus sama dengan katup

cegah, hanya pada koefisien kerugian (f) katup sorong besarnya

0.14 pada diameter < 100 mm, sehingga :

hf3 = 0.14 x )81.9(2

)4.1( 2

= 0.0139 m

c) 1 belokan 900 (elbow 900)

hf4 = f g

V.2

22 ………………………………………………..(3.19)

Dimana :

V2 = Kecepatan rata-rata didalam pipa (1.4 m/s)


hƒ4 = Kerugian pada elbow (m)

ƒ = Koefisien kerugian (1,129)

Nilai f juga dapat dicari dengan menggunakan

rumus Fuller dengan R/D = 1 :

f = ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+

5.3

.2847.1131.0

RD

5.0

90⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ θ

.......................(3.20)

Dimana :

D = Diameter dalam pipa (m)

54

R = Jari-jari lengkung sumbu belokan (m)

θ = Sudut belokan (derajat)

f = Koefisien kerugian

Tabel.3.1. Koefisien kerugian belokan pipa

θ 5 10 15 22,5 30 45 60 90

ƒ Halus 0,016 0,034 0,042 0,066 0,130 0,236 0,471 1,129

kasar 0,024 0,44 0,062 0,154 0,165 0,322 0,654 1,165

( Sularso dan Tahara, 2000 : 34)

Karena nilai koefisien kerugian telah diketahui dari tabel, maka :

hf4 = 1.129 x )81.9(2

)4.1( 2

= 0.1127 m

Kerugian head (head loss) pada sisi keluar ( ∆∑ hd)

∆∑ hd = hfs + hf1 + hf2 + hf3 + hf4

= 0.592 m + 0.0713 m + 0.287 m + 0.0139 m + 0.1127 m

= 1.0769 m

Total head loss (HL) = ( hs∆∑ ) + ( hd∆∑ )

= 0.253 m + 1.0769 m

= 1.3299 m

Tekanan (P) yang bekerja pada kedua permukaan

Tekanan (P1) pada sisi isap (daerator) = 1.5 atm = 15000 kg/m2

Tekanan (P2) pada sisi keluar = 9 atm = 90000 kg/m2

hp∆ = hp2 – hp1

55

Hp = γP (m) .……………………………………………….(3.21)

Dimana :

P = Tekanan yang bekerja (kg/m2)

γ = Berat zat cair per satuan volume (kgf/m3)

= ( 0.9506 kg/l (1/1000 m3

) = 950.6 kg/m3 )

Hp1 = γ

1P

= 3

2

/6.950/15000mkgmkg

= 15.78 m

Hp2 = γ

2P

= 3

2

/6.950/90000mkgmkg

= 94.677 m

hp∆ = 94.677 m – 15.78 m

= 78.9 m

Head total pompa

H = ha + hp∆ + h1 + g

Vd

.2

2

………….…………………….(3.22)

Dimana :

H = Head total pompa (m)

ha = Head statis total (5 m)

hp∆ = Perbedaan head tekanan (78.9 m)

56

h1 = Berbagai kerugian head di pipa (1.3299 m = 1.33 m)

gVd

.2

2

= Head kecepatan keluar ()81.9(2

)4.1( 2

= 0.099 m = 0.1 m)


H = 5 m + 78.9 m + 1.33 m + 0.1 m

= 85.33 m = 86 m

= 279.96 ft = 280 ft ( 1 m = 3.281 ft)

Qtp = 0.0064 m3/s = 0.384 m3/s

= 101.4 gpm ( 1 m = 3.281 ft)

3.2. Penentuan Jenis Pompa

Pemilihan jenis pompa air ketel uap dapat diketahui dari data-data pompa ,

adapun pemilihanya dapat dilihat dari kapasitas dan head pompa sebagai

berikut :

- Kapasitas pompa (Qtp) = 0.0064 m3/s = 0.384 m3/menit

= 6.4 liter /s (1 m3/s = 103 liter/s)

= 1.69 gallon/s (1 liter/s = 0.264 gallon/s)

= 101.45 gpm (1 gpm = 264.2 m3/menit)

- Head total pompa (H) = 85.33 m = 86 m

= 280 ft (1 m = 3.281 ft)

Secara sederhana pemilihan jenis pompa dapat dibantu menggunakan

gambar grafik berikut :

57

Gambar 3.3. Grafik daerah operasional berbagai jenis pompa

Dari gambar 3.3. Tampak bahwa pompa memiliki kapasitas sebesar 101.4

gpm, dan head pompa 325.90 ft,adalah pompa jenis Radial (sentrifugal)

3.3. Penentuan Penggerak Mula

Pemilihan penggerak mula pompa harus mempertimbangkan kondisi kerja

pompa serta ketersediaan tenaga di lokasi dimana pompa bekerja. Macam

penggerak mula pompa yang dipakai antara lain: motor listrik, motor baker

(torak), turbin gas maupun turbin uap. Adapun yang paling sering adalah

motor listrik, sedangkan turbin gas dan turbin uap hanya dipakai pada kondisi

khusus dalam industri. Motor listrik mempunyai keuntungan dan kekurangan

dalam pemakaiannya. Berikut keuntungan dan kerugian yang dimiliki oleh

motor listrik antara lain:

58

a. Motor listrik

Keuntungan :

- Motor listrik dapat dibuat dalam berbagai ukuran daya

- Kecepatan putar range yang cukup luas

- Pengoperasian dan perawatan mudah

- Ringan dan hampir tidak menimbulkan suara

- Jika tersedia jaringan listrik PLN maka ongkos akan

lebih murah.

Kerugian:

- Jika listrik padam pompa akan mati/tidak dapat

beroperasi

- Jika jarang di pakai maka biaya operasional akan mahal

- Jika tidak tersedia jaringan listrik maka biaya

penyambungan akan mahal

b. Motor torak

Keuntungan :

- Operasi tidak bergantung pada tenaga listrik dari PLN

- Biaya fasilitas tambahan bisa lebih rendah dari pada

motor listrik

Kerugian :

- operasi lebih berat dari motor listrik dan memerlukan

air dingin cukup banyak jumlahnya.

- Getaran dan suara mesin sangat besar

59

Maka dalam perencanaan pompa ini penulis memilih motor listrik sebagai

penggerak mula pompa yang kita akan rancang, karena selain memiliki

kelebihan diatas motor listrik induksi ini memiliki kelebihan lain:

- Konstruksi sederhana

- Easy handling

- Lebih murah dibandingkan tenaga penggerak lain

Kecepatan putar motor listrik induksi dirumuskan (Sularso dan Suga,

20002 : 15) sebagai berikut:

Nm = 120 ( )spF

−1 …………….………………………………….(3.23)

Dimana :

Nm = Actual speed of motor (rpm)

S = Slip

P = Jumlah kutub

F = Frekuensi (Hz)

Tabel 3.2. Putaran sinkron motor listrik

Jumlah kutub Putaran sinkron

2

4

6

8

10

12

3000 rpm

1500 rpm

1000 rpm

750 rpm

600 rpm

500 rpm


60

nsyn = p

F.120 (rpm)

Dimana :

F = 50 Hz

P = 2

nsyn = 2

50120x

= 3000 rpm

Sedangkan slip pada motor sinkron tergantung dari besar kecilnya beban

motor, slip yaitu perbedaan antara kecepatan sinkron (nsyn) dan kecepatan

yang sebenarnya (nactual). Persentasi slip berkisar 1-2 %, diasumsikan slip

sebesar 1.7 %, maka:

Np = nsyn (1 - 1.7%) ………...………………………………..…….(3.24)

= 3000 (1 – 1.7%)

= 2949 rpm = 2950 rpm

Nslip = nsyn - np ……………….………………………………………………………………………(3.25)

= 3000 – 2950

= 50 rpm

3.4. Penentuan Jumlah Tingkat

Untuk pompa pengisian air ketel dengan head pompa yang tinggi, maka

pompa harus dibuat bertingkat dengan menggunakan rumus

i = 4

3 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

sq

sp

nn

……………...……………………………………………(3.26)

61

Dimana :

i = Jumlah tingkat

nsp = Kecepatan spesifik dinamik

nsq = Kecepatan spesifik kinematik

Kecepatan spesifik pompa (ns) dengan head total yang tinggi dan kapasitas

aliran yang kecil cenderung mempunyai harga (ns) kecil, kecepatan spesifik

pompa ini adalah bukan bilangan tak bereliminasi jadi untuk bentuk impeler

yang sama harga (ns) dapat berbeda bergantug pada satuan yang dipakai untuk

menyatakan putaran penggerak pompa (n), kapasitas (H) dan head (H).

Penggerak yang digunakan yaitu motor 3 fase dengan (n) 2950 rpm, 50 Hz

dan tegangan 380 V.

Kecepatan spesifik kinematik

Kecepatan spesifik kinematik di definisikan sebagai kecepatan dari

impeller yang secara geometris sama dengan diameter tertentu apabila

ukurannya di ubah secara proposional agar dapat memberikan kapasitas 1

m3/detik pada tinggi tekan (head) 1 meter. Kecepatan spesifik kinematik (nsq)

dirumuskan (Lazarkiewics, 1965 : 49) sebagai berikut:

nsq = 4/3HtpQn

(rpm) ……….……………………………………….(3.27)

Dimana :

n = Putaran pompa ( 2950 rpm)

Qtp = Kapasitas total pompa (0.0064 m3/s)

H = Head total pompa ( 86 m)

62

nsq = 4/3860064.02950

= 8.357 rpm

Kecepatan spesifik dinamik

Kecepatan spesifik dinamik di definisikan sebagai kecepatan dari impeller

yang secara geometris sama, dimana untuk mengangkat cairan setinggi 1

meter membutuhkan daya sebesar satu hp dan kapasitasnya 0,075 m3/s.

Kecepatan spesifik dinamik dinyatakan dengan persamaan (Lazarkiewics,


nsp = C x nsq (rpm) …………….………………………………………….(3.28)

= 3.65 x 8.357

= 30.5 rpm

Bilangan bentuk

Selain besaran di atas, dikenal juga kecepatan spesifik yang menyatakan

bilangan bentuk (shape number) bilangan bentuk (nsf) dinyatakan dalam

persamaan (Lazarkiewics, 1965 : 120) sebagai berikut:

nsf = ( ) 4/3..60

..1000Hg

Qn …………...…………………………………………..(3.29)

= 4/3)86.81,9.(600064.0.2950.1000

= 25 rpm

Dari perhitungan di atas nampak bahwa

nsq < 30

nsp < 110

63

nsf < 90

Berdasarkan hal ini maka perencanaan impeller ini akan di gunakan

impeller dengan sudut single curvature.

Karena nsq sangat kecil dibandingkan dengan kecepatan spesifik nsp, maka

pompa dibuat bertingkat.

i = 3

4

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

sq

sp

nn

……………...……………………………………………(3.30)

= 3

4

356.85.30⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

= 5.62 = 6 Tingkat

Head tiap tingkat (Ht)

Ht = iH (m) ……………...…………………………………………….(3.31)

Dimana :

H = Head total pompa (86 m)

i = Jumlah tingkat (6 tingkat)

Ht = 6

86

= 14.33 m = 15 m

= 47 ft

Kecepatan spesifik dinamik tiap tingkat (nsp1)

nsp1 = 3,65 4/3150064.02950 ……………...……………………………….(3.32)

= 113 rpm

64

Kecepatan spesifik kinematik tiap tingkat (nsq1)

nsq1 = 4/3150064.0.2950 …………..……………………………………(3.33)

= 31 rpm

3.5. Daya Poros

Daya poros sebuah pompa adalah sama dengan daya air ditambah dengan

kerugian yang terjadi pada pompa. Daya air merupakan energi yang secara

efektif diterima oleh air dari pompa persatuan waktu.

Pw = 0.163 x γ x Qtp x H ………………………………………………..(3.34)

Dimana :

Pw = Daya air (kw)

γ = Berat air persatuan volume ( 0.9506 kgf/l)

Qtp = Kapasitas (0.384 m3/m)

H = Head total pompa (86 m)

Pw = 0.163 x 0.9506 x 0.384 x 86

= 6.86 hp = 7 hp

Daya poros yang digunakan untuk menggerakan pompa

P = p

wPη

(kw) …………….………………………………………….(3.35)

Dimana :

P = Daya poros (kw)

Pw = Daya air (kw)

pη = Efisiensi pompa (pecahan)

65

P = 7,0

86,6

= 9,8 hp = 10 hp

= 7.3 KW

Efisiensi pompa bergantung pada kapasitas, tinggi tekan dan kecepatan

putaran penggerak pompa. Secara keseluruhan termasuk dalam kecepatan

spesifik, nilai kecepatan spesifik dapat ditentukan dengan rumus Austin .H

churc sebagi berikut :

ns = 4/3HQtpn

(rpm) ……………………………………………......(3.36)

Dimana :

ns = Kecepatan spesifik (rpm)

n = Putaran pompa (2950 rpm)

Qtp = Kapasitas total (101.4 gpm)

H = Head pertingkat (47 ft)

ns = 4/3474.1012950

= 1655.3 rpm

66

Gambar . 3.4. Efisiensi standar pompa

(Lazarkiewics, 1965 : 129)

Kecepatan spesifik di ketahui sebesar 1655.3 Rpm, kemudian untuk harga

kecepatan spesifik yang berkisar antara 500 - 1800 Rpm, maka didapat bentuk

impeller radial.

3.6. NPSH (Net positif suction head)

kavitasi akan terjadi apabila tekanan statis suatu aliran zat cair turun

sampai dibawah tekanan uap jenuhnya, untuk menghindari kavitasi, harus

diusahakan agar tidak ada suatu bagian pun dari aliran di dalam pompa yang

mempunyai tekanan statis lebih rendah dari tekanan uap jenuh cairan pada

temperatur yang bersangkutan.

67


Tekanan isap minimum yang dimiliki pompa sehingga mampu memasukan

cairan kepompa disebut NPSH.





4. Kerugian yang disebabkan oleh gesekan atau turbulensi aliran

dalam pipa isap, antara permukaan cairan hingga kepompa.

NPSH dibedakan menjadi NPSH yang tersedia yang ditentukan oleh

system atau instalasi pemompaan serta NPSH yang dibutuhkan oleh pompa

yang ditentukan oleh pembuat pompa. Agar dapat bekerja tanpa terjadinya

gangguan kavitasi; maka pemompaan harus beroperasi pada kondisi dimana:


1. NPSH yan tersedia


γγ ………….…………………….(3.37)

Dimana :

Pa = Tekanan mutlak dalam daerator

= 1.5 atm = 151.95 kpa (1 atm = 101,3 kpa)

= 15498 kgf/m2 (1 atm = 10332,3 kgf/m2)

Pv = Tekanan uap jenuh pada temperatur 1100

= 1,5289 kgf/cm2 = 15289 kgf/m2

γ = 0,9506 kg/l = 950,6 kg/m3

68

Hs = Kerugian permukaan yang diisap (7 m)

Hls = hs∆∑ (Kerugian yang di sebabkan oleh gesekan atau

turbulensi aliran dalam pipa isap, antara permukaan cairan

hingga kepompa = 0,253 m)

NPSHA = 6.950

15489 - 6.950

15289 - (-7) – 0.253

= 6,9574 m

= 22,82 ft

2. NPSH yang diperlukan





mengecil.

Selanjutnya pennguapan cairan tidak akan terjadi jika tekanan








NPSHR = σ x H ………...….…………………………………..(3.38)

69

Dimana :


H = head total pompa (282.2 ft)

Untuk menghitung nilai koefisien kavitasi thoma dapat

menggunakan bilangan kecepatan spesifik isap (S). Untuk pompa

bertingkat banyak tekanan tinggi (hisapan tunggal) harga S berkisar 5500

sampai 7500 (Austin H. Churc, 1944 : 82) diambil 7500, sehingga nilai

koefisien kafitasi Thoma :

σ = 3/4

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

Sns ……………….……………………………………….(3.39)

Dimana :

S = Kecepatan spesifik hisap 7500 rpm

Ns = Kecepatan spesifik pompa

Ns = 4

3H

Qtpn

Dimana :

N = Putaran motor (2950 rpm)

Qtp = Kapasitas (0,0064 m3/s = 101,4 gpm)

H = Head total pompa (86 m = 282,2 ft)

= 4

32,282

4,1012950 = 431,4 rpm

Sehingga nilai koefisien kavitasi thoma adalah :

σ = 3/4

75004,431⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ = 0.022

70

Koefisien kavitasi thoma juga dapat dicari dengan gambar berikut :

Gambar. 3.5. Batas – batas kavitasi operasi pompa

(Austin H. Churc, 1994 :82)

Sehingga NPSHR = σ x H

= 0.022 x 282.2

= 6,2084 ft = 1,909 m

Maka didapatkan NPSHA > NPSHR yaitu 22,82 ft > 6,2 ft, pada

perencanaan ini pompa bekerja dengan baik tanpa mengalami kavitasi.

71

71

BAB IV

PERENCANAAN BAGIAN-BAGIAN UTAMA POMPA

4.1. Pengertian Umum

Impeller merupakan saluran zat cair yang dilengkapi sudu-sudu yang

berfungsi untuk memberikan kerja pada cairan, sehingga energi yang

dikandung cairan akan bertambah. Cairan akan ikut berputar akibat dari

putaran impeller, maka akan timbul gaya sentrifugal sehingga cairan akan

mengalir dari sisi masuk impeller kesisi lainya melalui panjang sudu

keseluruhan dan head kecepatan cairan menjadi lebih besar. Energi kecepatan

didalam pompa dirubah menjadi head tekanan (H).

Impeller biasanya dicor dalam satu kesatuan untuk memperoleh efisiensi

yang tinggi juga permukaan impeller dibuat sehalus mungkin. Bentuk impeller

dan sudu harus disesuaikan dengan jenis zat cair, tekanan pembawa naik (head

tekan / H), kapasitas (Q), putaran (n), dan lain sebagai nya.

Bentuk ukuran dan kecepatan impeller, demikian juga jumlah sudu

mempunyai pengaruh besar terhadap tekanan naik dan aliran volume. Maka

semakin besar garis tengah impeller makin tinggi kecepatan, makin besar pula

tekanan naik yang dapat dicapai. Lengkungan sudu sedikit berpengaruh

terhadap tekanan naik yang akan dicapai akan tetapi sudu yang tepat lebih

penting untuk rendemen atau efisiensi dari pada tekanan aliran volume, dan

zat cair yang akan dipompakan sangat bergantung pada lubang impeller,

laluan lubang masuk dan lebar sudu harus memiliki ukuran yang tepat.

71

72

Tekanan naik pompa sentrifugal dapat diperbesar dengan menggunakan

lebih banyak impeller (bertingkat). Disini zat cair mula-mula melalui sebuah

impeller yang memberikan sebuah takanan tertentu. Sesudah itu zat cair yang

berada dibawah tekanan ini dibawa ke impeller berikutnya dan seterusnya

sampai tingkat terakhir.

4.2. Dimensi Impeller

Untuk merancang sebuah impeller, kita harus menghitung dimensi-

dimensi utama impeller yang meliputi ukuran diameter poros, diameter mulut

isap, diameter awal sisi masuk (ujung permulaan sudu), lebar roda, diameter

luar dan sudut sudu.

4.2.1. Diaemeter Poros

Diameter poros akan sangat di tentukan oleh besar dan jenis beban

poros yang di terima poros serta kekuatan dari bahan yang dipakai

sebagai poros. Diameter poros di desain sedemikian rupa sehingga

mampu menahan beban-beban dan gaya-gaya yang diterimanya. Sebuah

poros biasanya menahan beban-beban berikut:

1. Beban torsi (torsional force)

Beban ini disebabkan oleh putaran motor penggerak sehingga besar

kecilnya sangat tergantung dari daya yang ditransmisikan dan

kecepan putar motor penggerak.

2. Beban lengkung (handling force)

Beban ini terdiri dari beban mati dari poros itu sendiri, berat

impeller, serta bagian lain yang membebani poros. Selain itu juga

73

ditimbulkan oleh gaya radial lain yang membebani poros. Selain itu

juga ditimbulkan oleh gaya radial lain seperti gaya yang di timbul

akibat ketidak seimbangan massa yang berputar.

3. Gaya aksial

Beban ini diakibatkan oleh berat poros itu sendiri jika poros dipasang

vertikal serta dorongan dari arah aksial dari fluida yang di pompakan

akibat dari perbedaan tekanan fluida yang ada, pada beban ini

umumnya relative kecil.

Perhitungan awal, kita menentukan momen puntir yang dapat

dihitung dari persamaan (Sularso dan Suga, 1994 : 8) sebagai berikut :

T = 9,74 x 105 n

Pd …………………………………………………(4.1)

Dimana :

Pd = Daya rencana (dari hasil perhitungan pada bab sebelumnya

didapatkan 10 hp = 7.3 KW)

n = Kecepatan putaran penggerak (2950 rpm)

T = 9,74x 105 295010

= 3301,695 kg.mm = 3302 kg.mm

Selanjutnya poros pompa dipilih bahan dari baja karbon S55C

dengan kekuatan tarik σb = 66 kg/mm2 yang menggunakan standar

industri jepang JIS G 4501. Besarnya tegangan geser yang di ijinkan (τa)

dapat di hitung dengan menggunakan persamaan.

74

aτ = 2.1 ff

B

SSσ …………………………………………………(4.2)

Dimana :

Bσ = Kekuatan tarik poros (66 kg/m2)

Sf1 = Faktor keamanan kelelahan puntir diambil = 5

Sf2 = 1,3 sampai 3,0 (faktor keamanan, jika poros diberi alur

pasak diambil 3,0)

aτ = 0,3.5

66

= 4,4 kg/mm2

Diameter poros (ds) dapat di hitung dengan persamaan (Sularso

dan Suga, 1994 : 8) sebagai berikut:

ds = 3

1

..1,5⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛TCbkt

aτ …………………………………………(4.3)

Dimana :

ds = Diameter poros (mm)

Kt = Faktor koreksi pembebanan punter tumbukan

Cb = Faktor koreksi pembebanan lentur

T = Momen puntir (3302 kg.mm)

aτ = Tegangan geser (4,4 kg/mm2)

Faktor koreksi beban kejut yang di anjurkan oleh ASME adalah :

Kt = 1 jika beban di kenakan secara halus

= 1,0 – 1,5 jika terjadi sedikit kejutan/tumbukan

75

= 1,5 – 3,0 jika beban yang dikenakan terjadi kejutan besar (dalam

perencanaan diambil = 3.0)

Sedangkan faktor koreksi beban lentur (Cb) adalah :

Cb = 1,2 – 2,3 jika di perkirakan terjadi beban lentur

= 1,0 jika diperkirakan tidak terjadi beban lentur

Diasumsikan terjadi beban lentur, sehingga diambil Cb = 2.0

sehingga di dapat diameter poros sebesar

ds = 3/1

3302.0,2.0,3.4,41,5

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡

= 28,4 mm

Diameter poros minimal adalah 28,4 mm. Selanjutnya diambil

poros dengan diameter 30 mm. Ukuran poros diperbesar untuk

mengantisipasi beban lengkung.

4.2.2. Diameter Sisi Masuk

Pada saat impeller berputar, fluida kerja mendapatkan tambahan

energi sehingga keluar impeller dengan kecepatan tinggi. Namun tidak

seluruh fluida mengalami hal yang sama. Ada bagian lagi yang dialirkan

kesisi isap, jumlah total fluida yang melewati impeller adalah jumlah

fluida yang keluar dari discharge pompa di tambah dengan fluida yang

kembali lagi kesisi isap. Meskipun kebocoran ini tidak di pengaruhi

head pompa, namun sangat berpengaruh terhadap kapasitas fluida yang

melewati impeller. Sehingga pada perhitungan kapasitas fluida perlu di

masukan harga efisiensi Volumetric (ηv)

76

Kecepatan meredian pada sisi masuk (Cm1) dihitung dengan

persamaan ( Lazarkiewics, 1965 : 133) sebagai berikut :

Cm1 = Kcm1 Hg..2 …………………………………………(4.4)

Dimana :

H = Head pertingkat (15 m)


Kcm1 = Koefisien kecepatan pada sisi isap (dari grafik)

Gambar. 4.1. Grafik koefisien kecepatan kcm1 & kcm2

Dari grafik diatas dapat dicari besarnya Kcm1, berdasarkan

kecepatan spesifiknya. Untuk nsq = 30,9 diperoleh harga kcm1 = 0,17

Cm1 = 0,17 15.81,9.2

= 2,91637 m/s

Harga kecepatan aksial air masuk (Co) untuk pompa dengan end

suction adalah :

Co = (0,9 – 1,0) Cm1 ……………………………………........(4.5)

77

Besar kecepatan aksial air masuk impeller biasanya sebesar 1,5 m/s

hingga 6 m/s, namun untuk kasus tertentu bisa mencapai 12 m/s. Jika

kita ambil asumsi bahan besarnya kecepatan aksial cairan untuk impeller

sebesar 0,97 maka :

Co = 0,97 x 2,91637

= 2,8288 m/s

Kapasitas pompa dengan kerugian kebocoran (Q1) merupakan hasil

dari kapasitas total dibagi efisiensi volumetric, dan diperoleh nilai seperti

dibawah ini :

Q1 = v

Qη

…………………………………………………………(4.6)

Dimana :

Q = Kapasitas total pompa (0,0064 m3/s = 101,4 gpm)

vη = Efisiensi volumetric ( 0,90)

Q1 = 90,0

0064,0

= 0,0071 m/s

= 112,5 gpm

Sehingga kita cari luas penampang masuk impeller (Ao) dengan

menggunakan persamaan :

Ao = CoQ1

…………………………………………………………(4.7)

= 8288,20071,0

78

= 0,002509891 m2

= 2509,9 mm2

Selanjutnya kita hitung diameter hubungan (dh) dengan

menggunakan persamaan ( Lazarkiewics, 1965 : 132) sebagai berikut:

dh = (1,3-1,4).dsh …………………………………………………(4.8)

= 1,3 x 30

= 39 mm

Luas penampang hubungan (Ah) adalah :

Ah = 4π dh

2 ……………………………………………........(4.9)

= 414,3 (39)2

= 1193,98 mm2

Diameter hubungan belakang (dh1) dicari dengan persamaan:

dh1 = (1,35-1,5) dsh ………………………………………..(4.10)

= 1,45 x 30

= 43,5 mm

Selanjutnya kita cari luas penampang masuk total (AO,) yang

merupakan penjumlahan dari luas penampang sisi masuk impeller (AO)

dari luas penampang hubungan (Ah) :

Ao1 = Ao + Ah ………………………………………………..(4.11)

= (2509,89 + 1193,98) mm2

= 3703,87 mm2

79

Kemudian kita cari diameter inlet impeller (do) dengan


do = π

1.4 Ao ………………………………………………..(4.12)

= 14,3

87,3703.4

= 68,69 mm

Gambar. 4.2. Profil Impeller pompa sentrifugal


4.2.3. Sudut Sisi Masuk ( 1β )

Pada perencanaan ini, sudu direncanakan adalah sudu dengan

kelengkungan tunggal (single curvature). Sebelum mencari sudut sisi

80

masuk, terlebih dahulu kita cari besarnya kecepatan keliling posisi inlet

impeller, yaitu dengan menggunakan persamaan (Lazarkiewics, 1965:

133) sebagai beikut:

u1 = 60

.1 ndπ ………………………………………………………..(4.13)

Dimana :

d1 = do = Diameter sisi masuk impeller (68,69 mm = 0,06869 m)

n = Kecepatan putar poros (2950 rpm)

Pada perencanan pompa ini mempunyai nilai nsf = 25 rpm sehingga

sudu akan dirancang lurus dan d1 dibuat sama dengan do sehingga

diperoleh :

u1 = 60

2950.06869,0.14,3

= 10,6 m/s

Dengan mengasumsikan bahwa sudut α1 adalah 900, maka arah

aliran memasuki sudu impeller dalam arah radial (tegak lurus sumbu

poros impeller) dan harga β1 berkisar antara 150- 300, mka sudut sisi

masuk sudu (β1) adalah :

tg β1 = 1

1

UCm ………………………………………………………..(4.14)

= arc tg 6,10

91637,2

= 15,3760

Penyelidikian yang telah kita lakukan pada pompa sentrifugal

menunjukan bahwa debit optimal pada kondisi efisiensi maksimum

81

adalah lebih kecil dari yang seharusnya dimiliki agar dapat mencapai

debit yang di inginkan maka sudut β1 harus diperbesar seharga δ1

berkisar antara 20 – 60 ( ibid hal 135). Pada perancangan ini diambil

harga δ1 = 2,50, sehingga diperoleh:

β11 = β1 + δ1 ………………………………………………..(4.15)

= 15,376 + 2,5

= 17,8760 = 180

Sehingga untuk harga meredian ( Cm11) adalah sebesar:

Cm11 = u1 tg β1

1 ………………………………………………..(4.16)

= 10,6 tg 180

= 3,44 m/s

4.2.4. Lebar Sisi Masuk

Lebar sisi masuk impeller (b1) dirumuskan :

b1 =1

1

.dAπ

………………………………………………..(4.17)

Dimana :

A1 = Luas penampang sisi masuk (mm2)

d1 = Diameter sisi masuk impeller (mm)

Dengan mengasumsikan bahwa jumlah sudu impeller (z) adalah 7

buah, maka panjang lingkar antar sudu atau panjang pitch pada posisi

masuk impeller (t1) adalah :

t1 = zd1.π ………………………………………………………..(4.18)

82

= 7

69,68.14,3

= 30,8 mm

Gambar. 4.3. Bentuk sudu sisi masuk inlet


Tebal pada posisi dan arah keliling (Su1) ditentukan dengan persamaan :

Su1 = 1

1

sin βS ………………………………………………..(4.19)

Dimana :

S1 = Tebal sudu sisi masuk (diambil 2,5 mm)

Su1 = 018sin5,2

= 8,09 mm

Selanjutnya kita cari, besar koefisien penyempitan pada sisi masuk

(φ), yaitu dengan menggunakan persamaan:

ϕ = 11

1

ustt−

..………………………………………………(4.20)

=09,88,30

8,30−

= 1,356

83

Luas penampang sisi masuk impeller (A1) ditentukan dengan


A1 = mlC

Q1

ϕ ………………………………………………..(4.21)

= 1,356 91637,20071,0

= 0,003301227 m2

= 3301,227 mm2

Lebar sisi masuk impeller (b1) adalah :

b1 = 69,68.14,3

227,3301

= 14,56 mm = 15 mm

4.2.5. Diameter Sisi Keluar Impeller

Sebelum menghitung diameter sisi keluar impeller, perlu terlebih

dahulu di hitung keliling pada sisi keluar impeller, yang dirumuskan

( Lazarkiewics, 1965 : 138) sebagai berikut:

u2 = ( )pthmm CHg

tgC

tgC

++⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+ 1..

.2.2 2

22

ββ ……………………......(4.22)

Dimana :

Cm2 = Kecepatan meridian pada sisi keluar (m/s)

β2 = Sudut sisi keluar sudu, dibatasi 100 - 400

diambil sudut β2 = 230

g = Percepatan gravitasi ( 9,81 m/s2)

Hth = Head teoritis untuk impeller dengan jumlah sudu

84

terbatas (m)

1+Cp = Koreksi pfielderer untuk impeller dengan jumlah

terbatas antara 1,25-1,35.

Besarnya head teoritis (Hth) dihitung dengan menggunakan

persamaan :

Hth = h

Hη

………………………………………………………..(4.23)

Dimana :

H = Head pompa pertingkat (15 m)

hη = Efisiensi hidrolis ( 0,65)

Hth = 65,0

15

= 23,076 m

Besarnya kecepatan meridian pada sisi keluar (Cm2) ditentukan

dengan persamaan :

Cm2 = Kcm2 Hg..2 ………………………………………..(4.24)

Dari grafik koefisien kecepatan terhadap kecepatan spesifik untuk

nsq, dan H pertingkat = 15 m. Diperoleh harga Kcm2 = 0,125

Cm2 = 0,125 15.81,9.2

= 2,14439 m/s

Selanjutnya kita periksa harga Cm2 dan Cm1 :

1

2

m

m

CC

= antara 0,7-0,75

85

91637,214439,2 = 0,735 (memenuhi syarat)

Selanjutnya kita hitung besar kecepatan keliling pada sisi keluar :

u2 = 23.2

14439,2tg

+ )35,1.(076,23.81,923.2

14439,2+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛tg

= 20,079 m/s

Selanjutnya kita hitung besar diameter luar impeller dengan

kecepatan putaran penggerak (n) 2950 rpm :

d2 = nu..60 2

π ………………………………………………..(4.25)

= 2950.14,3

079,20.60

= 0,130 m = 130 mm

4.2.6. Lebar Sisi Keluar Impeller

Jika kecepatam meredian (Cm2) konstan sepanjang sisi outlet dan

koefisien desak di asumsikan berkisar antara 1,05 – 1,1 maka lebar sisi

keluar impeler (b2) dapat dihitung dengan persamaan:

b2 =2

2

.dAπ

………………………………………………..(4.26)

Dimana :

A2 = Luas penampang sisi keluar impeller (mm2)

d2 = Diameter sisi keluar impeller (mm)

Kita cari lebar pitch pada sisi keluar sudu (t2), dengan persamaan :

t2 = zd 2.π ……………………………………………......(4.27)

86

Dimana :

z = Jumlah sudu (7)

d2 = Diameter impeller (130 mm)

t2 = 7130.14,3

= 58,31 mm

Gambar. 4.4. Sudu sisi outlet


Ketebalan sudu pada sisi keluar dalam arah keliling (S2) dihitung

dengan persamaan :

Su2 = 2

2

sin βS ………………………………………………..(4.28)

Dimana :

S2 = S1 = 2,5 mm

2β = 230

Su2 = 23sin5,2

= 6,398 mm

87

Koefisien desak ( 2ϕ ) disisi outlet dihitung dengan persamaan :

2ϕ = 22

2

uStt−

………………………………………………..(4.29)

= 398,631,58

31,58−

= 1,123

Besarnya φ2 dibatasi antara 1,05 – 1,1 (ibid hal 139), sehingga

harga perhitungan dapat diterima.

Luas penampang sisi outlet (A2) dihitung dengan persamaan :

A2 = ϕ2

1

mCQ ………………………………………………..(4.30)

= 1,123 14439,20071,0

= 0,0037182135 m2

= 3718,213 mm2

Selanjutnya kita hitung lebar outlet impeller (b2) :

b2 = 2

2

.dAπ

………………………………………………..(4.31)

= 130.14,3213,3781

= 9,108 mm

4.2.7. Koreksi Terhadap Jumlah Sudu

Penetapan asumsi untuk jumlah sudu sebanyak 7 buah pada

impeller perlu dicek ulang dengan menggunakan rumus persaman

(Lazarkiewics, 1965: 138) sebagi berikut:

88

z = 6,5 mdddd βsin

12

12

−+ ………………………………………..(4.32)

Dimana :

D1 = Diameter ujung sisi masuk impeller (68,69 mm)

D2 = Diameter ujung sisi keluar impeller (130 mm)

2

21 βββ +=m ; 1β = 180, 2β = 230

z = 6,5 69,6813069,68130

−+ sin ⎥⎦

⎤⎢⎣⎡ +

22318

= 7,3

= 7 sudu

Dengan demikian asumsi bahwa jumlah sudu sebanyak 7 buah

dapat diterima.

4.2.8. Segitiga Kecepatan

Lintasan dan kecepatan partikel-partikel fluida melalui suatu

impeler akan berbeda menurut pengamat yang sedang berdiri di tanah,

dengan pengamat lain yang ditempatkan di dalam impeler yang berputar.

kecepatan partikel relatif terhadap tanah disebut kecepatan absolut;

kecepatan yang relatif terhadap impeler di sebut kecepatan relatif. untuk

fluida yang mengalir melalui impeler yang sedang berputar, u adalah

kecepatan suatu titik pada impeler tersebut relatif terhadap tanah, adalah

kecepatan absolut partikel fluida yang mengalir melalui impeler terhadap

tanah, dan w adalah kecepatan partikel fluida relatif terhadap impeler.

89

Gambar. 4.5. Gambar diagram segi tiga kecepatan pada sudu-sudu


4.2.8.1. Segitiga Kecepatan Sisi Masuk Impeller

Pada pompa sentrifugal, kecepatan fluida bisa dilukiskan

dalam tiga vector kecepatan yang membentuk segitiga. Untuk

segitiga sisi masuk dapat di gambarkan sebagai berikut

Gambar. 4.6. Segitiga kecepatan sisi masuk


Pada gambar nampak bahwa sudut datang sebesar 900,

artinya fluida datang memasuki impeller dalam arah radial atau

tegak lurus dengan pompa.

90

Dari perhitungan sebelumnya maka diperoleh hasil sebagai

berikut :

u1 = 10,6 m/s

Cm1 = 2,91637 m/s

Cm1 = 3,444 m/s

11β = 180

Dengan menggunakan persamaan segitiga maka didapat kecepatan

relative fluida disisi masuk adalah :

W1 = 11

11

sin βmC

………………………………………..(4.33)

= 18sin

91637,2

= 9,437 m/s

4.2.8.2. Segitiga Kecepatan Sisi Keluar Impeller

Segitiga kecepatan sisi keluar menunjukan penomena yang

berbeda dengan kecepatan disisi masuk, seperti tampak pada

gambar berikut:

Gambar.4.7. Segitiga Kecepatan Sisi Keluar.


91

Dari perhitungan sebelumnya, didapat :

u2 = 20,079 m/s

Cm2 = 2,14439 m/s

2β = 230

ϕ 2 = 1,123

Kecepatan meridian dekat outlet :

Cm21 =

2

2

ϕmC

………………………………………………..(4.34)

= 123,1

14439,2

= 1,909 m/s

Selanjutnya kita dapat menetukan kecepatan absolute dalam

arah tangensial di sisi outlet impeller dengan menggunakan

persamaan:

Cu2 = U2 – Wu2 ………………………………………..(4.35)

Dimana :

Wu2 = 2

2

tan βmC

………………………………………..(4.36)

= 23

14439,2tg

= 5,0518 m/s

Sehingga diperoleh

Cu2 = 20,079 – 5,0518

= 15,0272 m/s

92

Penyimpangan aliran fluida yang terjadi saat air mengalir

melewati laluan sudu yang mengakibatkan turunnya kecepatan

absolut dalam komponen tangensial. Hal ini menyebabkan air

meninggalkan impeller dengan sudut yang lebih kecil dari sudut β2.

fenomena ini disebut slip, besarnya slip (µ ) yang terjadi di peroleh

dengan persamaan:

µ = 1 - z

2sin βπ ………………………………………..(4.37)

= 1 - 7

23sin.14,3

= 0,825

Besarnya kecepatan meridian dalam komponen tangensial :

Cu21 = µ .Cu2 ………………………………………..(4.38)

= 0,825 . 15,0272

= 12,397 m/s

12β = arc tan

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

− 122

12

u

m

CuC

= arc tan ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡− 397,12079,20

909,1

= arc tan 0,248

= 13,90

W2 = 2

2

sin βmC

………………………………………..(4.39)

= 23sin

14439,2

93

= 5,488 m/s

Dari persamaan segitiga diperoleh :

α2 = arc tan ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡

2

2

u

m

CC ………………………………..(4.40)

= arc tan ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡0272,15

14439,2

= arc tan 0,1427

= 8,120

α21 = arc tan

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡1

2

12

u

m

CC

………………………………..(4.41)

= arc tan ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡397,12

909,1

= arc tan 0,1539

= 8,7490

Dari perhitungan diatas nampak bahwa terjadi pembesaran

sudu d2. hal ini karena disebabkan adanya pengaruh jumlah sudu

serta adanya aliran pusar yang mengakibatkan turunnya kecepatan

absolut dalam arah tangensial.

94

4.3. Perencana Sudu Impeller

Gambarr 4.8. Bentuk haluan impeller, sudut inletβ1, sudut outlet β2.


Dalam perencanaan sudu impeller ini banyak hal yang harus diperhatikan

antara lain mengenai bentuk sudu yang akan dipilih, karena hal ini sangat

mempengaruhi unjuk kerja pompa yang dirancang. Laluan sudu gerak yang

berurutan, panjang sudu gerak dalam hal ini panjang laluan dapat berbeda

untuk d1, d2, sudut β1, β2, serta jumlah sudu yang sama. Dalam melukis laluan

sudu harus benar-benar memperhatikan factor geometri lengkungan sudu

terhadap fluida kerja.

Pada laluan yang pendek (sudut over lapping kecil), perubahan sudut

lengkungan atau divergensi sangatlah besar. Hal ini harus dihindari karena

akan menyebabkan kerugian pemisahan dan pusaran (turbulensi). Impeller

dengan laluan yamg sangat panjang dan dengan sudu divergensi yang juga

kecil tidak baik bagi unjuk kerja pompa. Meskipun kerugian akibat separasi

95

dan turbulensi dapat ditekan, namun akan timbul pula kerugian yang cukup

besar akibat gesekan antara sudu dengan fluida. Untuk itu dipilih model alur

yang biasa memberikan unjuk kerja yang optimal.

Untuk impeller dengan jumlah sudu antara 5-9 buah, disyaratkan memiliki

sudut over lapping berkisar antara 300 – 450. Ada tiga metode yang biasa

digunakan untuk menggambar sudu impeller yaitu:

1. Circular arc method

2. Point by point method

3. Compormal representation method

Gambar. 4.9. Metode point by point


Pada perencanaan kali ini digunakan metode point by point. Metode ini

pertama kali diperkenalkan oleh pfleiderer dengan mendasarkan pada suatu

asumsi bahwa pergeseran sudut sudu dari β1 sehingga β2 merupakan fungsi

dari jari-jari ( r ). Besarnya sudut θ suatu titik didapat setelah kita mengetahui

besarnya jari – jari ( r ) dan sudut β di titik tersebut. Nilai r dan β suatu titik

akan memberikan gambaran dimana pada sisi titik tersebut dalam suatu bidang

96

koordinat polar. Selanjutnya setelah kita dapatkan rangkaian titik – titik

tersebut kita apat menghubungkan titik – titik itu sehingga membentuk sudut

gerak.

Dari gambar. 4.11. terlihat bahwa segitiga PP,T dengan sisi PT terletak

diantara dua jari – jari serta memilih sudut θ yang sangat kecil, sehingga :

PT = βtan

,TP ………………………………………………………..(4.42)

Karena PT menggambarkan suatu pertambahan yang sangat kecil dalam

radius dr, maka kedua persamaan dapat ditulis dalam persamaan:

R .dθ = βtan

dr ………………………………………………………..(4.43)

Sehingga:

Dθ = βtanr

dr

Dengan pengintegralan antara r1 hingga r serta mengalikannya dengan

π180 , maka akan diperoleh suatu rumus untuk sudut θ yang dinyatakan dalam

derajat yaitu:

∫=r

n rdr

βπθ

tan180 ………………………………………………..(4.44)

Bentuk integrasi ini akan dapat diselesaikan secara numeris dengan

menggunakan data yang didapat dengan cara membagi antara r1 dan r2

menjadi beberapa bagian yang selanjutnya disusun dalam satu tabel.

97

4.3.1. Rangkaian Hasil Perhitungan Impeller

Gambar.4.10. Profil impeler


Dari hasil perhitungan yang telah dilakukan diperoleh hasil sebagai

berikut:

1. Diameter lubang poros (ds) = 30 mm

2. Diameter lubang impeller (dh) = 39 mm

3. Diameter hubungan impeller bagian belakang (dh1) = 43,5 mm

4. Diameter sisi masuk (d1) = 68,69 mm

5. Sudut sisi masuk (β1) = 180

6. Sudut jatuh (δ) = 2,50

7. Lebar sisi masuk (b1) = 15 mm

8. Diameter sisi keluar (d2) = 130 mm

9. Sudut sisi keluar (β2) = 230

10. Lebar sisi keluar impeller (b2) = 9,108 mm

11. Tebal sudu (s) = 2,5 mm

12. Tebal dinding / tutup impeller = 2,5 mm

13. Jumlah sudu (z) = 7 buah

98

Tabel. 4.1. Harga β dan θ berbagai titik

Titik R (m) ∆r (m) Cml. (m/s) W (m/s) β0

A1 0,0343 0 2,916 9,436 18

1 0,0374 0,0031 2,838 8,944 18,5

2 0,0405 0,0031 2,761 8,480 19

3 0,0436 0,0031 2,684 8,040 19,5

4 0,0467 0,0031 2,607 7,622 20

5 0,0498 0,0031 2,530 7,224 20,5

6 0,0529 0,0031 2,452 6,842 21

7 0,0560 0,0031 2,375 6,480 21,5

8 0,0591 0,0031 2,298 6,134 22

9 0,0622 0,0031 2,221 5,804 22,5

A2 0,0650 0,0031 2,144 5,487 23

Titik R tan β B = βtan

1r

∆a =

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +∆ −

21nn BB

a∆∑ n∆∑=

πθ 180

A1 0,01114 89,766 0 0 0

1 0,01251 79,936 0,2630 0,2630 15,076

2 0,01394 71,736 0,2351 0,4981 28,553

3 0,01544 64,767 0,2116 0,7097 40,683

4 0,01689 56,251 0,1876 0,8973 51,437

5 0,01862 53,706 0,1704 1,0677 61,206

6 0,02031 49,237 0,1596 1,2273 70,355

7 0,02206 45,331 0,1466 1,3739 78,758

8 0,02388 41,876 0,1352 1,5901 86,509

9 0,02576 38,819 0,1251 1,6342 93,680

A2 0,02759 36,245 0,1163 1,7505 100,347

99

Gambar 4.11 .Desain sudu impeller

4.3.2. Lebar Impeller Untuk Tiap Titik

Lebar impeller sepanjang laluan sudu dari sisi inlet hingga ke

outlet tidaklah sama, namun variasi untuk setiap titiknya untuk

mengetahui lebar impeller (b) pada setiap titik maka digunakan rumus

persamaan (Church, 1989:106) sebagai berikut:

b = mCD

Q...

1

∈π ………………………………………………..(4.45)

Dimana :

Q1 = Kapasitas fluida yang di pompakan (m/s)

Cm = Kecepatan meridian untuk tiap - tiap titik (m/s)

∈ = Faktor penyempitan (faktor kontraksi)

D = Diameter titik yang ditinjau (m)

100

Hanya faktor kontraksi untuk tiap titik berbeda, hal ini tergantung

pada diameter titik yang ditinjau, sudut β serta jumlah sudu. Harga

kontraksi dirumuskan (є) sebagai berikut:

D

tzD

.sin

.

πβ

π −∈= ………………………………………………..(4.46)

Dimana :

z = Jumlah sudu

t = Tebal sudu yang ditinjau (mm)

β = Sudut yang dtinjau

Selanjutnya hasil perhitungan lebar sudu untuk setiap titik dapat

dilihat pada table berikut ini :

Tabel. 4.2. Lebar laluan untuk setiap titik

Titik r (m) ∆r (m) Cm (m/s) φ b

A1 0,0343 0 2,916 1,290 15

1 0,03869 0,004386 2,8057 1,2661 14,158

2 0,04307 0,004386 2,6954 1,2423 13,317

3 0,04746 0,004386 2,5851 1,2184 12,475

4 0,05184 0,004386 2,4748 1,1946 11,634

5 0,05623 0,004386 2,3645 1,707 10,792

6 0,06062 0,004386 2,2543 1,1469 9,951

A2 0,0650 0,004386 2,144 1,123 9,11

101

4.4. Perencanaan Diffuser dan Return Channel

Untuk memperbaiki efisiensi pompa, maka pada pompa ini dilengkapi

dengan sudu diffuser yang terbuat dari besi cord an ditempatkan dibagian luar

keliling impeller. Fungsi dari diffuser ini adalah untuk membuat velocity head

menjadi pressure head, selain itu juga menggerakan fluida ketingkat

berikutnya dengan perantara U-turn dan Return Channel

4.4.1. Diffuser

1. Jari-jari lingkaran dalam diffuser

Untuk menjamin kesamaan kecepatan fluida meninggalkan impeler

serta untuk memberikan ruang bebas yang cukup antara impeler dan

diffuser ring, besarnya jari-jari dalam diffuser (r3) dinyatakan dengan

persamaan (Khetagurov M. hal 244)

r3 = (1,02-1,05) r2 ……………………………………. ....(4,47)

Dimana :

r2 = Jari-jari sisi luar impeller (0,0650 m = 65 mm)

Sehingga jari-jari lidah adalah :

r3 = 1,03 x 65

= 66,95 mm

2. Ruang bebas radial antara impeler dengan ujung-ujung sudu difuser

lingkaran dalam (R)

R = r3 – r2 ......................................................................................(4.48)

= 66,95 - 65

= 1,95 mm

102

3. Jari-jari luar diffuser

r4 = (1,4 – 1,8) r3 ..........................................................................(4.49)

= 1,5 x 66,95

= 100,425 mm

= 3,957 inch

4. Lebar saluran masuk dari diffuser

b3 = b2 + (0,025 r2) ………………………………………..(4.50)

Dimana :

b2 = Lebar sisi keluar impeller (9,11 mm)

Sehingga lebar celah saluran volut :

b3 = 9,11 + (0,025 x 65)

= 10,735 mm

= 0,423 inch

5. Lebar saluran keluar sudu diffuser

b4 = (1,2 – 2) b2 ..........................................................................(4.51)

= 1,5 x 9,11

= 13,665 mm

= 0,538 inch

6. Sudut masuk sudu diffuser

Arc tan 3α = cuk2

12tanα

..............................................................(4.52)

Dimana :

12α = sudut sisi keluar aktual impeler (8,7490)

103

K2cu = Faktor sirkulasi (0,6 – 0,8, diambil 0,7)

Arc tan 3α = 7,0

749,8

3α = 12,40

7. Sudut sudu diffuser sisi keluar

Arc tan 4α = 4

3

bb

tan 3α ..............................................................(4.53)

Arc tan 4α = 665,13735,10 x tan 12,4

Arc tan 4α = 0,173

4α = 9,80

8. Kecepatan air masuk sudu diffuser

V3 =3

2

bb x

3

2

dd x V2

1 ..............................................................(4.54)

Dimana :

d3 = Diameter dalam diffuser (r3 x 2)

= 133,25 mm = 0,13 m

V21 = Cu2

1 = 12,397 m/s

V3 = 735,1011,9 x

25,133130 x 12,397

= 10,26 m/s

= 33,66 ft/s

Luas leher total yang dibutuhkan (A3) :

A3 =3

.144V

Q ..........................................................................(4.55)

104

Dimana :

Q = Kapasitas pompa (0,0064 m3/s = 0,226 ft3/s)

A3 =66,33

226,0.144 x

= 0,967 In2

9. Jumlah sudu-sudu diffuser

Zvd = Z ± 1 ..........................................................................(4.56)

= 7 ± 1

= 8 sudu

Jumlah sudu diffuser dibuat tidak sama dengan jumlah sudu dari

impeler, hal ini untuk mengurangi terjadinya getaran yang lebih besar.

Pada perancangan ini dibuat 8 buah sudu diffuser dengan tinggi leher

diffuser (h3).

h3 = 3

3

ZxbA

......................................................................................(4.57)

= 423,08

967,0x

= 0,2857 inch

= 7,253 mm

10. Kecepatan air keluar sudu diffuser

V4 = 4

3

bb

x4

3

dd

x V3 ..........................................................................(4.58)

Dimana :

d4 = Diameter luar diffuser (r4 x 2)

105

= 200,85 mm = 7,91 inch

V4 = 665,13735,10 x

85,20025,133 x 10,26

= 5,347 m/s

= 17,542 ft/s

Luas mulut total yang dibutuhkan (A4)

A4 = 4

144V

xQ ..........................................................................(4.59)

= 542,17

226,0144x

= 1,855 In2

= 1196,8 mm2

Tinggi leher diffuser (h4)

h4 = 4

4

xbZA

vd

..........................................................................(4.60)

= 538,08

855,1x

= 0,4309 inch

= 10,94 mm

4.4.2. Return Channel

Fluida yang keluar dari diffuser dengan melalui U-turn dialihkan ke

Return Channel yang arahnya radial dan kemudian masuk ke impeler

tingkat berikutnya dengan arah aksial. Dari tiap-tiap ujung saluran diffuser

dihubungkan langsung dengan U-turn dan Return Channel.

Dalam perhitungan selanjutnya ditinjau dari titik tertentu:

106

1. kondisi kecepatan aliran pada U-turn adalah sama dengan

kecepatan aliran fluida meninggalkan diffuser (V4) yaitu 17,542

ft/s dan diteruskan ke return channel.

2. Kecepatan aliran (V5)

Karena adanya kerugian dalam U-turn atau masuk return channel

sedikit lebih kecil, sehingga dalam perencanaan ini kecepatan

aliran return channel diambil sebesar 17 ft/s.

3. Lebar masuk return channel

Untuk mencari lebar sisi return channel digunakan persamaan

b5 = βεπ sin

144

55 xxVxxdxQ ..................................................(4.61)

Dimana :

Q = Kapasitas pompa (0,0064 m/s = 0,226 ft/s)

d5 = Diameter luar return channel = diameter luar diffuser

(7,9 In)

ε = Faktor kontraksi (0,85)

V5 = Kecepatan aliran 17 ft/s

β = Sudut masuk retun channel dibuat = sudut aktual sisi

keluar impeler (8,7490)

b5 = 749,8sin1785,09,714,3

266,0144xxxx

x

= 0,7025 inch

= 17,79 mm

107

4. Kondisi pada sisi keluar return channel

a. Sudut keluar return channel ( 6β )

Telah diutarakn didepan, bahwa air yang keluar dari return

channel pada posisi radial, masuk ke mata impeler secara

aksial sehingga untuk menghindari terjadinya pra rotasi,

maka sudut keluar return channel dibuat sebesar 900

b. Diameter dalam return channel (d6)

Dalam perencanaan ini dibuat = diameter dalam impeler

(d1= 68,69 mm = 2,71 inch)

c. Kecepatan aliran keluar return channel (V6) lebih kecil dari

kecepatan aliran sisi masuk (V5) sebesar 16,85 ft/s

d. Leher saluran sisi keluar pada return channel (b6)

b6 = βεπ sin

144

66 xxVxxdxQ ......................................(4.62)

= 90sin85,1685,071,214,3

266,0144xxxx

x

= 0,314 inch

= 7,98 mm

108

108

BAB V

PERENCANAAN POROS DAN BANTALAN

5.1. Poros Pompa

Poros pompa berfungsi untuk memindahkan tenaga mekanik yang

dibangkitkan oleh penggerak mula ke impeller pompa yang dipasang pada

poros. Melihat dari fungsinya maka dapat dikatakan bahwa poros pompa

adalah sebuah poros yang akan menerima beban puntir gabungan dan beban

lengkung. Dalam perencanaan poros harus dipilih bahan yang sesuai dengan

persyaratan dan ketentuan-ketentuan untuk sebuah poros pompa diantaranya

adalah kekuatan poros terhadap tegangan-tegangan yang terjadi, perhitungan

terhadap putaran kritis, perhitungan terhadap moment puntir dan beban

lengkung.

Sebelum menghitung kekuatan poros terlebih dahulu ditentukan kondisi

kerja poros yang direncanakan. Kondisi kerja poros ini ditekankan pada

pembebanan terhadap poros tersebut. Sedangakan beban yang diterima poros

adalah beban dinamis dan beban statis. Beban statis dipengaruhi oleh

beban/berat impeller dan berat poros itu sendiri. Sedangkan untuk beban

dinamis dipengaruhi oleh momen puntir/torsi.

Poros pompa biasanya dibuat bertingkat dengan diameter terbeban berada

didekat pertengahannya, sehingga konstruksi seperti ini akan membantu

perencanaan pompa. Sebelum merencanakan konstruksi poros pompa, mula-

mula akan ditentukan bahan yang sesuai untuk poros pompa. Untuk bahan

108

109

poros yang direncanakan adalah bahan dari baja karbon konstruksi mesin ( S

55 C) yang menggunakan standar industri Jepang JIS G 4501 yang

mempunyai unsur-unsur kimia sebagai berikut:

a. kadar karbon (c) = 0,52 – 0,58 %

b. silisium (si) = 0,15 – 0,35 %

c. mangan = 0,6 – 0,9 %

d. posfor (p) = 0,030 %

e. sulfur (s) = 0,035 %

Sedangkan untuk sifat-sifat mekanis baja karbon untuk konstruksi mesin

(S 55 C) adalah sebagai berikut:

Kekuatan tarik (σB) = 66 kg/mm2

Batas mulur = 40 kg/mm2

Kekuatan brinnell (hb) = 185 – 255

Pada Bab sebelumnya telah diketahui besar diameter poros (ds) yang

didasarkan pada harga momen torsi yang ditransmisikan, kemudian dalam

perencanaan ini akan ditinjau pengaruh gaya-gaya lain terhadap diameter

poros yang direncanakan.

5.1.1. Pengimbangan Gaya Aksial

Pada pompa dengan jenis isap tunggal akan terjadi gaya aksial

yang mendorong impeller kearah sisi isap. Gaya ini cenderung

menggerakkan impeller menjauhi sisi isap pompa. Untuk mengatasi hal

ini terdapat beberapa cara pengimbang, yaitu :

a. Torak pengimbang

110

b. Lubang pengimbang

c. Susunan berimbang

d. Bantalan aksial

e. Cakram pengimbang

Adapun prinsip elemen pengimbang adalah untuk membuat

tekanan didepan dan di belakang impeller adalah sama. Dari berbagai

macam alat pengimbang gaya aksial tersebut diatas, dalam merancang

pompa sentrifugal ini untuk mengalirkan air di gunakan lubang

pengimbang. Cara ini menggunakan impeller yang mempergunakan

cincin pengikat di dinding. Belakang impeller untuk membentuk ruang

pengimbang seperti pada gambar 5.2. Ruang ini di hubungkan dengan

sisi isap oleh lubang pengimbang.

Gambar 5.1. Lubang Pengimbang

(Sularso dan Tahara, 1983 ; 89)

111

5.1.2. Perhitungan Gaya Aksial

Tekanan air yang bekerja pada impeller memberikan konstruksi

yang cukup besar terhadap gaya aksial, terutama pada pompa sentrifugal

isapan tunggal.

Gaya geser aksial terjadi akibat adanya fluida bertekanan yang

masuk kedalam ruang utama yaitu antara impeller dan rumah pompa.

Hal ini menyebabkan adanya perbedaan tekanan dari fluida yang berada

di belakang impeller dengan tekanan pada saat masuk impeller. Karena

tekanan dibelakang impeller lebih besar dari tekanan fluida zat cair yang

masuk ke impeller, sehingga gaya aksial yang cenderung menggerakan

impeller kearah isap.

Untuk menghitung perbedaan tekanan yang terjadi pada gaya

aksial pompa dapat dihitung dengan rumus persamaan (Church, 1989 :

156)

Po – Pt = HL x γ …………………………………………(5.1)

Dimana :

HL = Beda tinggi tekan sisi-sisi cincin (m)

γ = Berat jenis fluida (950,6 kg/m3)

Untuk menentukan beda tinggi tekan antara sisi-sisi cincin

digunakan persamaan :

HL = 43

guu

.2)()( 2

12

2 − …………………………………………(5.2)

Dimana :

112

u2 = 20,079 m/s (65,88 ft/s)

u1 = 10,6 m/s (34,78 ft/s)

g = 9,81 m/s (32,2 ft/s)

HL = 43

2,32.2)78,34()88,65( 22 −

= 36,46 ft

=11,112 m

Kemudian kita hitung perbedaan tekanan yang terjadi :

Po – Pt = 11,112 x 950,6

= 10563,07 kg/m2

= 1,06 kg/cm2

Karena pompa dirancang dengan 7 tingkat, maka :

Po – Pt = 1,06 x 6

= 6,36 kg/cm2

Dalam menentukan besarnya gaya aksial secara teoritis dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan :

Fth = (Pt - Po) 4π (Do2 - Dh

2) …………………………………(5.3)

Dimana :

Do = Diameter mata impeller (68,69 mm = 6,869 cm)

Dh = Diameter leher impeller (39 mm = 3,9 cm)

Fth = (1,06) 414,3 (6,8692 – 3,92)

= 27,9 kg = 28 kg

113

Karena pompa dirancang dengan 6 tingkat, maka :

Fth = 28 x 6

= 168 kg

Pada saat fluida masuk mata impeller mempunyai kecepatan

sebesar Co dalam m/s. Maka pada kecepatan ini mengakibatkan

perubahan momentum yaitu:

Fm = oCgw . …………………………………………………………(5.4)

Dimana :

W = Berat fluida yang mengalir

= Q,.γ

Q, = Kapasitas theoritis ( 0,0071m3/s)


w = 0,0071 x 950,6

= 6,75 kg/s

Co = Kecepatan fluida pada mulut isap digunakan (2,83) untuk

38 m3/jam dan putaran 2950 rpm

g = Percepatan gravitasi (9,81 m/s)

Fm = 81,975,6 x 2,83

= 1,95 kg

Gaya aksial yang terjadi akibat perubahan yang berlawanan arah

dengan gaya aksial yang terjadi sesungguhnya :

114

Fa = Fth – Fm …………………………………………………(5.5)

= 28 – 1,95

= 26,05 kg

Gaya aksial yang terjadi sesungguhnya pada tiap tingkat sebesar

26,05 kg

5.1.2.1. Cincin Penahan Aus

Cicin penahan aus (wearing ring) berfungsi untuk

menghindari kemungkinan terjadi gerakan langsung antara

impeller dan rumah pompa.

Cincin penahan aus ini terdiri dari dua buah bagian yaitu

bagian pertama terpasang pada impeller dan bagian kedua

terpasang pada rumah pompa. Kedua bagian itu berbeda, dengan

tujuan untuk mencegah gerakan antara cincin, akiabat perbedaan

temperatur getaran dan lain-lain.

Dalam perencanaan ini bahan cincin penahan aus untuk

rumah pompa adalah besi coran untuk cincin penahan pada

impeller dengan penahan aus pada impeller dengan bahan dari

bronze. Untuk menghitung jumlah kebocoran yang terjadi

dengan persamaan rumus (Stepanoff, 1957 : 187) sebagai

berikut:

QL = C.A. LHg..2 …………………………………(5.6)

Dimana :

QL = Jumlah kebocoran (m3/s)

115

C = Koefisien aliran tergantung pada cincin yang

digunakan (0,344)

A = Luas penampang daerah kebocoran (m3)

g = Percepatan gravitasi (9,81 m/s)

HL = Beda tinggi tekan antara cincin-cincin (m)

Besarnya celah pada wearing ring ini adalah (s) = 0,25 =

0,645 in. Dengan demikian diameter clearance rata-rata dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan berikut:

S = 0,01 + (D-6) x 0,001 …………………………(5.7)

D = 001,0

01,001,0006,0 −+

= 6 inc

= 15,2 cm

Dengan demikian kebocoran yang terjadi pada cincin

penahan aus dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan :

A = SD...21 π ………………………………………....(5.8)

= 01,0.6.14,3.21

= 0,094 inc2

= 0,0024 m2

Sehingga volume kebocoran adalah :

LL HgACQ ..2..= …………………………………………(5.9)

= 0,344 x 0,000654 46,36.2,32.2

116

= 0,0109 ft3/s

Persentasi kebocoran yang terjadi :

QL1 =

QQL x 100 % ………………………………………..(5.10)

Dimana :

Q = gpm x 0,134

= 101,4 x 0,134

= 13,58 cfm

= 0,2263 ft3/s (1ft3/s = 60 cfm)

QL1 =

2263,00109,0 x 100 %

= 4,82 %

Kerugian akibat kebocoran berkisar antara 2 sampai 10%

dari kapasitas pompa sehingga persentase kebocoran yang terjadi

pada cincin penahan aus masih dalam batas yang ditentukan.

5.1.3. Perhitungan Gaya Radial

Di dalam rumah pompa energi kecepatan diubah menjadi tekanan,

sehingga terjadi suatu gaya resultante radial yang mengakibatkan momen

lengkung terhadap peroses pompa. Untuk menentukan besarnya gaya

radial impeller yang terjadi dapat dihitung dengan menggunakan

persamaan:

Fri = kr.γ.P.d2.b2 ………………………………………………..(5.11)

Dimana :

Fri = Gaya radial impeller

117

Kr = Koefisien berdasarkan putaran yang direncanakan = 0,17

pada kapasitas 101,4 gpm dengan nsq = 30,9 rpm;

0=QnQ

P = Tekanan yang dihasilkan pompa (86 m)

γ = Berat jenis fluida (air) = 950,6 kg/m3

d2 = Diameter sisi keluar (0,13 m = 133 mm)

b2 = Lebar sudu impeller pada sisi keluar (0,009108 m =

9,108 mm)

Fri = 0,17 x 950,6 x 86 x 0,13 x 0,009108

= 16,45 kg

5.1.4. Berat Impeler

Gambar. 5.2. Dimensi berat Impeller.


Dari gambar tersebut maka dapat diketahui berat impeller dengan

menggunakan persaman berikut:

118

Wip = ( ) iib

dsd γπ24

222 − ………………………………………..(5.12)

Dimana :

ds = Diameter poros (30 mm = 3 cm)

d2 = Diameter sisi luar (130 mm = 13 cm)

γi = Berat jenis bahan impeller (bronze)

= 8,5254 .10-3 kg/cm3

Wip = ( ) 322 105254,8.25,1313

414,3 −− x

= 1,606 kg

Jadi berat impeller sebesar 1,606 kg. Karena pompa dirancang

dengan 6 tingkat maka berat impeller menjadi 9,636 kg.

5.1.5. Bentuk Kopling

Ukuran-ukuran kopling flens luwes dengan menetapkan diameter

poros kopling 34,5 serta ditentukn suatu normalisasi JIS B 1451 – 1962

(lihat gambar) berikut:

Gambar .5.3. Bentuk kopling flens luwes

(Sularso dan Suga 1994 : 31)

119

Keterangan :

A = Diameter luar kopling flens luwes (112 mm)

B = Diameter baut (75 mm)

D = Diameter poros kopling minimal ( 20 mm)

Diameter poros kopling maksimal (25 mm)

C = Diameter hubungan (45 mm)

F = Total flens (11,2 mm)

G = 100 mm

H = Lebar tepi flens (22,4 mm)

K = Total tepi flens (4 mm)

L = Panjang setengah kopling (40 mm)

n = Jumlah baut kopling flens luwes (4 buah)

Tabel. 5.1. Ukuran kopling flens

(Sularso dan Suga, 1994 : 31)

120

Untuk menentukan berat kopling flens luwes (Wk), kita hitung

terlebih dahulu voume lubang kopling total (VkT) dengan menggunakan

persamaan berikut :

Volume kopling

Vk1 = 4π (A2 – G2) . H ………………………………………..(5.13)

= 414,3 (1122 – 1002) x 22,4

= 44733,696 mm3

Vk2 = 4π (G2 – C2) . F ………………………………………..(5.14)

= 414,3 (1002 – 452) x 11,2

= 70116,2 mm3

Vk3 = 4π (C2 – D2) . L ………………………………………..(5.15)

= 414,3 (452 – 202) x 40

= 51025 mm3

Volume lubang baut

VkL =4π (D)2 . F . K ………………………………………..(5.16)

= 414,3 (20)2 x 11,2 x 4

= 14067,2 mm3

Volume lubang kopling total

121

VkT = (Vk1 + Vk2 + Vk3) - VkL ..................................................(5.17)

= 165874,896 – 14067,2

= 151807,696 mm3

Berat kopling dapat dihitung dengan mengalikan VkT dengan berat

jenis bahan kopling (7,85.10-6). Seperti dibawah ini :

Wk = VkT x 7,85 .10-6 ………………………………………..(5.18)

= 151807,696 x 7,85.10-6

= 1,192 kg

5.1.6. Kontruksi Poros

Poros yang direncanakan dibuat bertingkat, dengan tujuan

mempertahankan kekuatan poros serta mencegah bergesernya

komponen-komponen pompa yang terpasang pada poros. Konstruksi

poros yang direncanakan dapat dilihat pada gambar (5.4). Sedangkan

untuk menghitung berat poros dapat diperoleh dengan cara membagi

poros menjadi beberapa bagian untuk berat masing-masing bagian, dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan:

Wpi = γπ ...4

21 Lid ………………………………………………..(5.19)

Dimana :

Wpi = Berat poros masing-masing bagian (kg)

di = Diameter poros bagian masing-masing bagian (mm)

Li = Panjang poros masing-masing bagian (mm)

γ = Berat jenis poros (baja karbon)

= 7,85x10-3 kg/cm3 = 7,85.10-6 kg/mm3

122

Gambar 5.4. Kontruksi poros

Dengan diketahuinya ukuran-ukuran dan bahan poros, maka

masing-masing bagian dapat dihitung :

Wp1 = 4π .(da)2.La.γ ………………………………………..(5.20)

=414,3 (20)2.60.7,85.10-6

= 0,15 kg

Wp2 = 4π .(db)2.Lb.γ ………………………………………..(5.21)

= 414,3 .(20)2.24.7,85.10-6

= 0,06 kg

Wp3 = γπ ..).(4

2cc Ld ………………………………………..(5.22)

= 414,3 .(25)2.117.7,85.10-6

= 0,45 kg

123

Wp4 = γπ ..).(4

2dd Ld ………………………………………..(5.23)

=414,3 .(30)2.366.7,85.10-6

= 2.03 kg

Wp5 = γπ ..).(4

2ee Ld ………………………………………..(5.24)

= 414,3 .(25)2.117.7,85.10-6

= 0,45 kg

Wp6 = γπ ..).(4

2ff Ld ………………………………………..(5.25)

= 414,3 .(20)2.24.7,85.10-6

= 0,06 kg

Sehingga berat total :

Wptotal = Wp1 + Wp2 + Wp3 + Wp4 + Wp5 + Wp6 ………..(5.26)

= 0,15 kg + 0,06 kg + 0,45 kg + 2 kg + 0,45 kg + 0,06 kg

= 3.,2 kg

5.1.7. Tinjauan Poros Terhadap Bidang Momen

Di dalam perhitungan proses terhadap bidang momen digunakan

untuk menghitung besarnya momen lengkung, yang disebabkan oleh

adanya poros, impeller dan kopling serta gaya dorong radial yang tidak

seimbang yang bekerja pada impeller tersebut. Dengan menganggap

beban benda ditengah-tengah poros yang ditinju, maka yang timbul pada

kedua bantalan dapat dihitung dari poros untuk masing-masing bagian.

124

Gambar. 5.5. Gaya (beban) yang menumpu pada poros

Keterangan :

P1 = Gaya akibat poros (WP1) & kopling

= 0,15 kg + 1,192 kg

= 1,342 kg

P2 = Gaya akibat berat poros (WP2) = 0,45 kg

P3 = Gaya akibat berat poros (Wp3) & impeller

= 2,03 kg + 1,606 kg

= 3,636 kg

P4 = Gaya akibat berat poros (Wp4) & impeller = 3,636 kg





P9 = Gaya akibat berat poros & cakram penyeimbang

= 0,45 kg + 1,45 kg

= 1,9 kg

125

Menentukan reaksi pada tumpuan poros :

BM∑ = 0

= - P9 (122) – P8 (162,5) – P7(223,5) – P6(284,5) –

P5(345,5) – P4(406,5) – P3(467,5) – P2(605) + RA(624) –

P1(684)

624 RA = 1,9 (122) + 3,636 (162,5) + 3,636 (223,5)+ 3,636 (284,5)

– 3,636 (345,5) + 3,636 (406,5) + 3,636 (467,5) + 0,45

(605) + 1,342 (684)

= 624

018,8294 kg

= 13,292 kg

AM∑ = 0

= RA + RB – P1 – P2 – P3 – P4 – P5 – P6 – P7 – P8 – P9

Jadi ; RB = 25,508 kg – 13,292 kg

= 12,216 kg

Momen lengkung pada poros :

MB = MC = 0

MA = - P1 (60)

= - 1,342 kg x 60 mm

= - 80,52 kg.mm

MD = - P1 (83,5) + RA (40)

= -(1,342 x 83,5) + (13,292 x 19)

= 140,491 kg.mm

126

ME = - P1 (216,5) + RA (156,5) – P2 (137,5)

= -(1,342 x 216,5) + (13,292 x 156,5) – (0,45 x 137,5)

= 1727,78 kg.mm

MF = - P1 (277,5) + RA (217,5) – P2 (198,5) – P3 (61)

= -(1,342 x 277,5) + (13,292 x 217,5) – (0,45 x 198,5) – (3,636 x 61)

= 2207,484 kg.mm

MG = - P1 (338,5) + RA (278,5) – P2 (259,5) – P3 (122) – P4 (61)

= -(1,342 x 338,5) + (13,292 x 278,5) – (0,45 x 259,5) – ((3,636 x

122) – (3,636 x 61)

= 2465,392 kg.mm

MH = - P1 (399,5) + RA (339,5) – P2 (320,5) – P3 (183) – P4 (122) – P5

(61)

= -(1,342 x 399,5) + (13,292 x 339,5) – (0,45 x 320,5) – (3,636 x

183) – (3,636 x 122) – (3,636 x 61)

= 2501,504 kg.mm

MI = - P1 (460,5) + RA (400,5) – P2 (381,5) – P3 (244) – P4 (183) – P5

(122) – P6 (61)

= -(1,342 x 460,5) + (13,292 x400,5) – (0,45 x 381,5) – (3,636 x

244) – (3,636 x 183) – (3,636 x 122) – (3,636 x 61)

= 2315,82 kg.mm

MJ = -P1 (521,5) + RA (461,5) – P2 (442,5) – P3 (305) – P4 (244) – P5

(183) – P6 (122) – P7 (61)

127

= -(1,342 x 521,5) + (13,292 x 461,5) – (0,45 x 442,5) – (3,636 x

305) – (3,636 x 244) – (3,636 x 183) – (3,636 x 122) – (3,636 x 61)

= 1908,34 kg.mm

MK = RB (122)

= 12,216 kg x 122 mm

= 1490,352 kg.mm

Gambar. 5.6. Diagram momen lengkung

128

Untuk perhitungan diameter poros dengan mempertimbangkan

momen lengkung dan momen puntir dapat ditentukan dengan

menggunakan rumus persamaan (Sularso dan Suga, 1994 : 18) sebagai

berikut berikut:

ds > ( )3

1

22 ).(..1,5⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+ TktMkm

aτ ………………………………..(5.27)

Dimana :

ds = Diameter poros

aτ = Tegangan geser poros yang diijinkan

= 4,4 kg/mm2

km = Factor koreksi momen lengkung berkisar antara (1,5-2,0)

untuk perencanaan diambil = 1,75

M = Momen lengkungan maksimal (MH)

= 2501,504 kg.mm

kt = Factor koreksi antara (1,0-1,5), diambil 1,25

T = Momen puntir poros (3302 kg.mm)

ds ≥ ( ) ( )3

122 330225,1504,250175,1.

4,41,5

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ + xx

ds ≥ 19,105 mm

30 mm ≥19,105 mm

Dengan demikian harga diameter poros sebesar 30 mm dapat

diterima, karena lebih besar dari diameter poros dengan pertimbangan

momen lengkung dan momen puntir 19,105 mm.

129

5.1.8. Pemeriksaan Terhadap Sudut Puntir

Untuk pemeriksaan poros terhadap sudut puntir yang terjadi dapat

dihitung dengan menggunakan rumus persamaan (Sularso dan Suga,


θ0 = 584. 4.dsGTL ………………………………………………..(5.28)

Dimana :

θ0 = Defleksi puntiran

T = Momen torsi (3302 kg.mm)

G = Modulus geser untuk bahan poros dari baja

= 8,3.103 kg/mm2

ds = Diameter poros (30 mm)

L = Panjang poros (708 mm)

θ0 = 584. 43 3010.3,87083302x

x

= 0,20310

Sehingga sudut poros masih dibawah batas harga yang di

perbolehkan yaitu lebih kecil dari 0,250 untuk setiap meter panjang

poros.

5.1.9. Konsentrasi Tegangan Yang Terjadi Pada Poros

Untuk menentukan tegangan yang terjadi pada poros dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan:

130

τ = ( ) 223 ).(..

.16 TCtMCmds

+π

………………………………..(5.29)

Dimana :

τ = Tegangan geser yang terjadi pada poros (kg/mm2)


Cm = Factor pembebanan momen lengkung untuk proses yang

berputar antara 1,5 sampai 2,0 (diambil 1,75)

M = Momen lengkung maksimal yang terjadi pada poros

(2501,504 kg mm)

Ct = Faktor koreksi beban torsi berkisar antara 1 sampai 1,5

(diambil 1,25)

T = Momen torsi yang bekerja pada poros (3302 kg mm)

τ = ( ) 223 )330225,1(504,250175,1.

)30.(14,316 xx +

= 1,1355 kg/mm2

Kemudian diameter poros dimana impeller terpasang telah

diketahui sebesar 30 mm, sedangkan untuk diameter poros fillet

besarnya direncanakan dibuat sebesar 25 mm.

Untuk harga faktor konsentrasi tegangan pada poros

berongga/bertingkat dengan pengecilan diameter yang diberi jari-jari

filet dapat diperoleh dari diagram R.E. Peterson (Sularso dan Suga, 1994

: 11).

131

Gambar. 5.7. Faktor konsentrasi tegangan (β) untuk pembebanan

puntir statis dari suatu poros bulat dengan pengecilan

diameter yang diberi filet.

Dan untuk harga jari-jari filetnya adalah :

r = 2

dsD − ………………………………………………………..(5.30)

= 2

2530 −

= 2,5 mm

Serta untuk perbandingan jari-jari filet (r) dengan diameter poros

impeller (dr) adalah :

dsr =

305,2 = 0,0833

Selanjutnya kita telah mengetahui untuk perbandingan antara

diameter poros bertangga atau bertingkat dengan diameter poros impeller

(ds) adalah : 0,0833.

132

Dengan diketahuinya harga-harga perbandingan diatas, maka dapat

ditentukan konsentrasi tegangan (β) adalah 1,35 dari gambar konsentrasi

tegangan (Sularso & Suga : 11)

Syarat aman yang harus dipenuhi untuk harga konsentrasi tegangan

pada poros adalah :

τβ

τ ..... ktcbSfa ≥= ………………………………………………..(5.31)

Dimana :

τa = Tegangan geser yang diijinkan ( 4,4 kg/mm2)

Sf2 = Factor korelasi keamanan, (diambil 3)

β = Konsentrasi tegangan (1,35)

τ = Tegangan geser yang terjadi pada poros (1,1355 kg/mm2)

Cb = Faktor lenturan (1,2-2,3 ≈ diambil 1,5)

Kt = Faktor korelasi tumbukan (1,5-2,3 ≈ diambil 2,3)

4,435,13 ≥ 1,5 . 2,3 . 1,1355

9,78 ≥ 3,1975 (Sularso & Suga : 139)

Sehingga poros yang direncanakan untuk poros bertingkat lebih

besar dari poros yang mengalami tegangan poros.

5.1.10. Konsentrasi Tegangan Pada Alur Pasak

Untuk menentukan besarnya faktor konsentrasi tegangan yang

terjadi pada poros karena adanya alur pasak dapat dilihat pada gambar

brikut:

133

Gambar. 5.8. factor konsentrasi tegangan (α) untuk pembebanan

puntir statis suatu poros bulat dengan alur pasak

persegi yang diberi filet.


Impeller dan kopling akan ditetapkan pada poros dengan

menggunakan pasak. Oleh karena itu perlu ditinjau juga untuk

konsentrasi tegangan yang terjadi karena alur pasak pada poros. Disini

akan ditinjau konsentrasi tegangan pada poros dimana impeller tersebut

ditempatkan yaitu pada poros yang berdiameter 30 mm.

Jari-jari filet untuk alur pasak diambil 0,3 dari referensi poros dan

pasak dengan diameter antara 30-38 mm (dapat dilihat pada lampiran

untuk ukuran dan alur pasak). Maka besarnya perbandingan poros

impeller adalah:

303,0

=dsr = 0,01

134

Dan akan diperoleh harga faktor konsentrasi tegangan (α) adalah =

3,2 (dengan α > β). Syarat aman yang harus dipenuhi untuk harga

konsentrasi tegangan yang terjadi pada alur pasak adalah :

τα

τ ..... 2 ktcbSf

a ≥= ………………………………………..(5.32)

Dimana :

α = 3,2

τa = Tegangan geser yang diijinkan (4,4 kg/mm2)

Sf2 = Factor korelasi keamanan, dinyatakan dengan harga

sebesar (1,3 - 3,0 ≈ diambil 3)

τ = tegangan geser terjadi pada poros (1,1355 kg/mm2)

Cb = Factor lenturan (1,2-2,3 ≈ diambil 1,5)

Kt = Factor korelasi tumbukan (1,5-2,3 ≈ diambil 2,3)

4,4 2,3

3 ≥ 1,5 . 2,3 . 1,1355

4,125 ≥ 3,9175 (Sularso & Suga )

Sehingga poros yang direncanakan lebih besar dari poros dengan

konsentrasi tegangan yang terjadi pada alur pasak.

Pasak untuk impeller dan kopling.

1. Pasak impeller

Besar gaya tangensial (Ft) pada permukaan poros impeler dapat

dihitung menggunakan persamaan :

Ft = )2/(ds

T ………………………………………..(5.33)

135

Dimana :

T = Momen rencana dari poros (3302 kg.mm)


Ft = )2/30(

3302

= 220,13 kg

Ukuran penampang mendatar b x l (mm2) direncanakan = 8 x 7

Ukuran standar alur pasak pada poros (t1) = 4,0 mm

Ukuran standar alur pasak pada naf (t2) pasak tirus = 2,4 mm

Karena adanya gaya geser tangensial yang bekerja pada permukaan

poros, maka harga panjang panjang pasak dapat dicari dengan

ketentuan panjang pasak (l) tidak lebih 1,3 dari diameter poros

(diambil 30 mm) dengan bahan S55C :

l1 ≥ abx

Fτ

………………………………………………..(5.34)

30 ≥ 4,48

13,220x

30 mm ≥ 6,25 mm

Koreksi lebar pasak sebaiknya antara 25 – 35 % dari diameter

poros.

dsb =

308 = 0,266

0,25 < 0,266 < 0,35

Koreksi panjang pasak sebaiknya antara 0,75 – 1,5 dari diameter

poros, direncanakan 35 mm.

136

dsl1 =

3035 = 1,17

0,75 < 1,17 < 1,5

2. Pasak kopling

Besar gaya tangensial (Ft) pada permukaan poros kopling dapat

dihitung menggunakan persamaan :

Ft = )2/(ds

T ………………………………………………..(5.35)

Dimana :

T = Momen rencana dari poros (3302 kg.mm)


Ft = )2/20(

3302

= 330,2 kg

Ukuran penampang mendatar b x l (mm2) direncanakan = 7 x 7

Ukuran standar alur pasak pada poros (t1) = 4,0 mm

Ukuran standar alur pasak pada naf (t2) pasak tirus = 3,0 mm

Karena adanya gaya geser tangensial yang bekerja pada permukaan

poros, maka harga panjang panjang pasak dapat dicari dengan

ketentuan panjang pasak (l) tidak lebih 1,3 dari diameter poros

(diambil 20 mm) dengan bahan S55C

l1 ≥ abx

Fτ

………………………………………………..(5.36)

20 ≥ 4,472,330

x

137

20 mm≥10,72 mm

Koreksi lebar pasak sebaiknya antara 25 – 35 % dari diameter

poros.

dsb =

207 = 0,34

0,25 < 0,34 < 0,35

Koreksi panjang pasak sebaiknya antara 0,75 – 1,5 dari diameter

poros, direncanakan 35 mm.

dsl1 =

2024 = 1,2

0,75 < 1,2 < 1,5

5.1.11. Kotak Paking (Stuffing Box)

Pertama, kita hitung tebal paking dengan persamaan :

S = Dds 2− ………………………………………………..(5.37)

Direncanakan tebal paking 1,5 ds , (ds) merupakan diameter poros =

25 mm

S = 1,5 ds

= 1,5 25

= 7,5 mm

Kemudian dicari panjang paking dengan persamaan :

h = (4 – 8) S ………………………………………………………..(5.38)

Dalam perencanaan ini panjang paking dipilih 5. S sehingga :

h = 5 . S

138

= 5 x 7,5

= 37,5 mm

Jarak antara penekan paking dengan kotak paking dihitung dengan

persamaan :

h1 = 3 x S ………………………………………………………..(5.39)

= 3 x 7,5

= 22,5 mm

Diameter kotak paking dihitung dengan persamaan :

Dp = ds + (2 . S) ………………………………………………..(5.40)

= 25 + (2 x 7,5)

= 40 mm

Dengan menggunakan factor jenis paking a =1 (untuk menset yang

tidak perlu ditekan), dan a = 3 (untuk cincin paking yang perlu dipres

dengan tekanan letih (P) karena h = 5 . S , maka P = 16 bar = 0,163

kg/mm2. Maka dapat dicari gaya yang diperlukan menekan paking

dengan persamaan :

Fp = 4π (D2 – ds2) x P x a ………………………………………..(5.41)

Dimana :

D = Dp (Diameter kotak paking 40 mm)


P = Tekanan letih (0,163 kg/mm2)

a = Faktor jenis paking (3)

139

Fp = 414,3 (402 – 252) x 0,163 x 3

= 374,27 kg

5.1.12. Tinjauan Poros Terhadap Defleksi

Defleksi (lendutan) pada poros dapat ditentukan secara analitis

maupun secara grafis. Dalam perencanaan ini defleksi (lendutan) dapat

dihitung dengan cara analitis defleksi (lendutan) pada poros dapat

dihitung dengan rumus persamaan (Sularso dan Suga, 1994 : 18) sebagai

berikut:

Momen inersia pada masing-masing bagian poros :

I = 64. 4dπ ……………………………………………….……….(5.42)

IC = 642. 4π = 0,785 cm4

ID = 64

5,2. 4π = 1,9165 cm4

IE = 643. 4π = 3,974 cm4

IE = IF = IG = IH = II = IJ

IK = 64

5,2. 4π = 1,9165 cm4

Defleksi yang terjadi pada poros

Y = I

LP..3

. 2

Ε ………………………………………………………..(5.43)

Dimana :

P = Beban yang diterima poros (kg)

140

L = Panjang poros (cm)

Ε = Modulus elastisitas (2,1 x 106 kg/cm2)

I = Momen inersia (cm4)

YC = 785,0)10.1,2(.3

6342,16

2

xxx = 9,77 x 10-6

YD = 9165,1)10.1,2(.3

7,11451,06

2

xxx = 5,11 x 10-6

YE = YF = YG = YH = YI = YJ

YE = 844,23)10.1,2(.3

6,36816,216

2

xxx = 1,945 x 10-4

YK = 9165,1)10.1,2(.3

7,119,16

2

xxx = 2,154 x 10-5

Titik W (kg) Ү(cm) Wү Wү2

C 1,342 9,77.10-6 1,31.10-5 1,28.10-10

D 0,451 5,11.10-6 2,306.10-6 1,179.10-11

E 21,816 1,945.10-4 4,24.10-3 8,26.10-7

K 1,9 2,154.10-5 4,09.10-5 8,82.10-10

Jumlah (Σ) 4,3005.10-3 8,2669.10-7

Tinjauan terhadap putaran kritis poros

Untuk menghitung putaran kritis poros dapat ditentukan dengan

persamaan :

NC = π298160 2WY

WY∑∑ ………………………………………..(5.44)

Dimana :

141

NC = Putaran kritis poros pompa (Rpm)

g = Percepatan gravitasi (981 cm/s)

W = Wp gaya yang menumpu poros (kg)

Y = Defleksi pada bagian-bagian poros (cm)

NC = π298160 7

3

102669,8103005,4

−

−

xx

= 21539,6158 Rpm

Kecepatan operasi poros harusnya minimal 20 % dari harga putaran

kritis :

NC = NC x 0,2

= 21539,6158 x 02

= 4307,8 Rpm

Dengan demikian poros haruslah tidak beroperasi lebih dari 4307,8

rpm. Sehingga dalam perencanaan pompa ini dengan kecepatan

operasinya 2950 rpm adalah aman.

5.2. Perencanaan Bantalan

Bantalan adalah suatu elemen mesin yang fungsinya untuk menumpu

poros terbeban, sehingga putaran atau gerakan dapat berlangsung secara halus,

aman dan berumur panjang. Bantalan harus cukup kokoh untuk menumpu

poros atau elemen mesin lainya. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik

maka kerja seluruh sisitem akan menurun atau tidak dapat bekerja dengan

baik.

142

Bantalan yang dugunakan harus mampu menahan beban aksial dan beban

radial, maka dalam perencanaan ini dipilih bantalan gelinding. Dan dalam

perencanaan ini jenis bantalan yang digunakan adalah bantalan gelinding

peluru dengan sudut kontak.dipilihnya bantalan selain dapat beroperasi pada

putaran tinggi, juga mampu menahan potensial dan gaya radial yang besar

dengan gesekan yang kecil.bantalan ini termasuk roling kontak bearing yang

menggunakan bola-bola speris atau bermacam-macam tipe roller yang di

letakan diantara elemen yang diam.bantalan jenios ini mempunyai beberapa

keuntungan diantara nya :

1. rugi-rugi gesekan kecil

2. ukuran nya lebih kecil

3. konsumsi minyak rendah

4. pengoperasian nya lebih mudah

5. umurnya lebih lama jika pemilihan ukuran dan tipe bantalan dilakukan

secara benar

Tabel. 5.2. Bantalan Untuk Permesinan Serta Umurnya

143


Dengan memperhatikan table 5.2. maka bantalan di rencanakan berumur

antara 40000 – 60000 jam. Dan untuk pemilihan jenis bantalan, bantalan yang

direncanakan adalah jenis bantalan gelinding atau bantalan bola maupun

sendiri batas ganda.dengan ketentuan pemilihan disarankan atas diameter

poros untuk tempat bantalan. Untuk bantalan dengan diameter poros sebesar

20 mm, maka bantalan yang di pilih adalah bantalan bola sudut no 6004 04ZZ

(Sularso dan Suga, 1994 : 145) dengan ukuran-ukuran sebagai berikut :

D = diameter luar bantalan

= 42 mm

d = diameter dalam bantalan

= 20 mm

B = lebar bantalan

=12 mm

C = kapasitas nominal dinamis spesifik

= 735 kg

C0 = kapasitas nominal dinamis spesifik

=465 kg

X = paktor beban radial; untuk baris tunggal

= 0,56

Y = faktor beban aksial baris tunggal

= 1,49

144

Jadi untuk menentukan beban equivalen dinamis bantalan radial dapat di

tentukan dengan menggunakan rumus (Sularso dan Suga, 1994 :135) sebagai

berikut:

Gambar. 5.9. Dimensi Bantalan Bola Alur Dalam

Pr = X.V.Fr + Y.Fa ………………………………………………..(5.45)

Dimana :

Pr = Beban ekuivalen dinamis

X = Faktor beban radial untuk baris tunggal

= 0,56

V = Beban datar pada cermin dalam (1)

Fr = Gaya radial pada bantalan

= 16,45 kg

Y = Faktor beban aksial untuk baris tunggal

= 1,49

Fa = Gaya aksial pompa

= 26,05 kg

Sehingga : Pr = 0,56. 1 . 16,45 + 1,49 . 26,05

= 48,03 kg

145

Untuk menentukan faktor kecepatan bantalan dapat di tentukan dengan

menggunakan persamaan berikut ini :

fn =3

13,33⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

n ………………………………………………………..(5.46)

Dimana :

fn = Factor kecepatan bantalan

n = Putaran poros pompa (2950 rpm)

fn = 3

1

29503,33⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ = 0,224

Dan untuk menentukan factor umur bantalan dapat ditentukan dengan

menggunakan persaman:

fh = fn.PC ………………………………………………………..(5.47)

Dimana :

fh = Factor umur bantalan

fn = Factor kecepatam bantalan (0,227)

C = Kapasitas normal dinamis spesifik (735 kg)

P = Pr (Beban ekuivalen dinamis 48,03 kg)

fh = 0,227.03,48

735

= 3,47

Jadi untuk menentukan umur nominal bantalan dapat ditentukan dengan

persamaan :

Lh = 500 fh3 ………………………………………………………..(5.48)

146

= 500 x (3,47)3

= 20890,96 jam

Dengan perbaikan besaran dalam mutu bantalan karena tuntutan keandalan

yang lebih maka bantalan modern direncanakan dapat dihitung dengan


Ln = a1.a2.a3.Lh ………………………………………………………..(5.49)

Dimana :

Ln = Keandalan umur

a1 = Faktor keandalan

= 90 % (a1 = 1)

a2 = Faktor bahan (baja tempa)

= 3

a3 = Faktor kerja (kondisi normal)

= 1

Lh = umur nominal bantalan (20890,96 jam)

Ln = 1 x 3 x 1 x 20890,96

= 62672,88 jam

Dimana bantalan untuk pompa, umur bantalan berkisar antara 40.000-

60.000 jam.

Pelumasan Bantalan

rendah. Penggunaan gemuk sebagai pelumas karena lebih mudah

dalam Dalam berbagai posisi bantalan, terutama posisi banataln yang

miring atau tegak. Tujuan dari pelumasan adalah untuk menghindari

147

kontak langsung antara permukaan-permukaan yang berputar. Kontak

langsung ini dapat dihindari karena adanya lapisan tipis dari pelumas

pada pada permukaan tersebut. Dengan demikian laju keausan dapat

diperlambat serta timbulnya korosi dapat dicegah. Selain tiu

pelumasan juga dapat mencegah masuknya kotoran atau debu.

Cara pelumasan yang biasa digunakan untuk semua jenis bantalan

bola dan bantalan roll adalah pelumasan gemuk dan pelumasan

minyak. Pelumasan gemuk biasanya digunakan pada kecepatan

perencanaan ini dipilih pelumasan gemuk.

148

149

148

BAB VI

EFISIENSI, KAVITASI DAN KARAKTERISTIK POMPA

6.1. EFISIENSI

Setiap rugi-rugi yang timbul pada pompa aakan selalu berdampak pada

turunnya efisiensi pompa. Rugi-rugi yang terjadi pada pompa sentrifugal

biasanya disebabkan adanya kebocoran, turbulensi aliran, gesekan pada

bantalan, gesekan pada impeller, serta bagian lainnya yang berputar. Sehingga

besarnya efisiensi pompa dipengaruhi oleh hal-hal berikut:

1. Rugi-rugi hidroulis akibat adanya rugi-rugi dalam aliran turbulen dan

gesekan.

2. Rugi-rugi mekanis akibat gedekan pada bantalan dan paking

3. Rugi-rugi gesekan pada impeller

4. Rugi-rugi kebocoran

Jumlah kerugian secara total dapat dilihat pada efisiensi totalnya. Efisiensi

total pompa (over all efisiensi) adalah hasil kali dari efisiensi mekanis ,

efisiensi hidolis dan efisiensi volumetric.

6.1.1. Efisiensi volumetric

Efisiensi volumetric sangat dipengaruhi oleh besarnya kebocoran

yang terjadi dalam pompa. Kebocoran ini dapat berupa fluida yang

sudah mengalami pemompaan namun kembali lagi ke sisi isap melewati

celah antara komponen yang berputar dengan komponen yang diam dari

pompa yang akhirnya terpompa lagi.

148

149

Kerugian volumetric dapat dilihat dari harga volumetrisnya yang

merupakan perbandingan antara kapasitas pemompaan dengan kapasitas

aliran yang melalui impeller. Besarnya efisiensi volumetric (ηv) dicari

dengan menggunakan persamaan rumus (Stepanoff, 1957 : 37):sebagai

berikut

1QQv =η …………………………………………………………(6.1)

Dimana :

Q = kapasitas (0,0064 m3/s)

Q1 = kapasitas aliran fluida dengan kebocoran ( 0,0071 m3/s)


0071,00064,0

=vη

= 0,902

6.1.2. Efisiensi hidrolis

Kerugian hidrolis disebabkan adanya rugi-rugi aliran dalam pompa

akibat adanya turbulensi atau karena adanya gesekan. Jumlah kerugian

hidrolis dapat dilihat dari besarnya efisiensi hidrolis yang merupakan

perbandingan antara head total pompa sesungguhnya dengan head

teorotis. Efisiensi hidrolis (ηh) dirumuskan:

HthHh =η ………………………………………………………....(6.2)

Hth = head teoritis pompa (m )

150

= g

CCCU uu,1

111

22 .. − ; sudut α = 900 sehingga Cu1 = 0

= gCU u

122 .

= 81,9

397,12.079,20

= 23,134

Karena head yang digunakan adalah head pertingkat H =15 m = 47 ft

Sehingga diperoleh:

134,2315

=hη

= 0,65

6.1.3. Efisiensi mekanis

Rugi-rugi mekanis meliputi rugi-rugi gesekan pada bantalan serta

gesekan pada kotak packing. Sulit untuk menentukan besarnya rugi-rugi

mekanis secara tepat. Sehingga daya yang digunakan untuk mengatasi

rugi-rugi ini di ambil 2% - 4% dari daya kuda. Jika kita ambil daya yang

digunakan untuk mengatasi rugi-rugi pada bantalan packing adalah 2%,

maka besarnya daya ini (hpm) adalah:

Hpm = 0,02 x 10

= 0,2

Besarnya daya yang digunakan untuk mengatasi gesekan pada

impeller dirumuskan dengan persaman:

151

Hpdf = 0,16.γ . ( 53

.1000

dn⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ………………………………………....(6.3)

Dimana :


n = Putaran poros (2950 rpm)

d2 = Diameter luar impeller (0,130 m)


Hpdf = 0,16.950,6. 5130,0.10002950

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

= 0,145 Hp

Efisiensi mekanis dirumuskan:

bhphpmHbhp pdf

m

−−=η …………………………………..……..(6.4)

Dimana :

bhp = Daya kuda rem (10 hp)

hpdf = Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan pada

impeller (0,70 Hp)

hpm = Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan pada

bantalan ( 0,2 Hp)

Sehingga diperoleh:

102,0145,010 −−

−mη

= 0,96

152

Efisiensi total pompa di peroleh dengan mengalikan evisiensi

volumetric, efisiensi hidrolis dan efisiensi mekanis:

mhvt xx ηηηη = ………………………………………………....(6.5)

= 0,902 x 0,65 x 0,96

= 0,56

6.2. KAVITASI

Kavitasi adalah gejala menguapnya zat cair yang sedang mengalir, karena

tekanan berkurang dibawah uap jenuh. Misalnya air pada tekanan atmosfer

akan mendidih dan menjadi uap pada temperature 1000 c. Tetapi jika tekanan

direndahkan , maka air akan mendidih pada temperatur yang lebih rendah.

Jika tekanannya cukup rendah, pada temperetur kamar pun air dapat mendidih.

Apabila zat cair mendidih, maka akan timbul gelembung-gelembung uap

zat cair. Hal ini dapat terjadi pada zat cair yang sedang mengalir di alam

pompa maupun didalam pipa. Tempat-tempat yang bertekanan rendah atau

berkecepatan tinggi didalam aliran, sangat rawan terhadap terjadi kavitasi

pada pompa misalnya, bagian yang mengalir kapitasi adalah pada sisi isap,

kavitasi akan timbul bila tekanan isap terlalu rendah.

Jika pompa mengalami kavitasi, maka akan timbul berisik dan getaran.

Selain itu performansi pompa akan menurun secara tiba-tiba, sehingga pompa

tidak dapat bekerja dengan baik. Bila pompa dijalankan dalam keadaan

kavitasi secara terus menerus maka permukaan dinding saluran sekitar aliaran

akan mengalami kerusakan.

153

Kavitasi merupakan peristiwa perubahan fase dari zat cair menjadi uap

yang disebabkan turunnya tekanan absolut zat cair sampai dibawah tekanan

uap jenuhnya. Untuk itu ada bebebrapa cara untuk pencegahan kavitasi,

diantaranya:

1. Jarak isap dengan zat cair yang dihisap dibuat sedekat mungkin.

2. Mengusahakan agar permukaan impeller sehalus mungkin terutama pada

daerah dekat dengan sisi zat cair.

3. NPSH yang tersedia harus lebih besar dari NPSH yang dibutuhkan

4. Harus diusahakan membuat sudu yang mencukupi agar dapat memberikan

pengaruh zat baik dan menjaga tekanan cairan pada sudu-sudu tetap

rendah

6.2.1. (NPSH) Net Positif Suction Head

Seperti telah duiraikan didepan bahwa kavitasi akan terjadi apabila

tekanan statis suatu aliran zat cair turun sampai dibawah tekanan uap

jenuhnya, untuk menghindari kavitasi, harus diusahakan agar tidak ada

suatu bagian pun dari aliran di dalam pompa yang mempunyai tekanan

statis lebih rendah dari tekanan uap jenuh cairan pada temperatur yang

bersangkutan.


Tekanan isap minimum yang dimiliki pompa sehingga mampu

memasukan cairan kepompa disebut NPSH.



154



4. Kerugian yang disebabkan oleh gesekan atau turbulensi aliran dalam

pipa isap, antara permukaan cairan hingga kepompa.

NPSH dibedakan menjadi NPSH yang tersedia yang ditentukan

oleh system atau instalasi pemompaan serta NPSH yang dibutuhkan oleh

pompa yang ditentukan oleh pembuat pompa. Agar dapat bekerja tanpa

terjadinya gangguan kavitasi; maka pemompaan harus beroperasi pada

kondisi dimana:


1. NPSH yan tersedia


γγ ……….……………………..….(6.6)

Dimana :

Pa = Tekanan mutlak dalam daerator

= 1.5 atm = 151.95 kpa (1 atm = 101,3 kpa)

= 15498 kgf/m2 (1 atm = 10332,3 kgf/m2)

Pv = Tekanan uap jenuh pada temperatur 1100

= 1,5289 kgf/cm2 = 15289 kgf/m2

γ = 0,9506 kg/l = 950,6 kg/m3

Hs = Kerugian permukaan yang diisap (7 m)

155

Hls = hs∆∑ (Kerugian yang di sebabkan oleh gesekan atau

turbulensi aliran dalam pipa isap, antara permukaan cairan

hingga kepompa = 0,253 m)

NPSHA = 6.950

15489 - 6.950

15289 - (-7) – 0.253

= 6,9574 m

= 22,82 ft

6.2.2. NPSH yang dibutuhkan





mengecil.

Selanjutnya pennguapan cairan tidak akan terjadi jika tekanan








NPSHR = σ x H ………...….……………………………..……..(6.7)

Dimana :


156

H = head total pompa (282.2 ft)

Untuk menghitung nilai koefisien kavitasi thoma dapat

menggunakan bilangan kecepatan spesifik isap (S). Untuk pompa

bertingkat banyak tekanan tinggi (hisapan tunggal) harga S berkisar

5500 sampai 7500 (Austin H. Churc, 1944 : 82) diambil 7500, sehingga

nilai koefisien kafitasi Thoma :

σ = 3/4

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

Sns ……………….……………………………..………….(6.8)

Dimana :

S = Kecepatan spesifik hisap 7500 rpm

Ns = Kecepatan spesifik pompa

Ns = 4

3H

Qtpn

Dimana :

N = Putaran motor (2950 rpm)

Qtp = Kapasitas (0,0064 m3/s = 101,4 gpm)

H = Head total pompa (86 m = 282,2 ft)

Ns = 4

32,282

4,1012950 = 431,4 rpm

Sehingga nilai koefisien kvitasi thoma adalah :

σ = 3/4

75004,431⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ = 0.022

Koefisien kavitasi thoma juga dapat dicari dengan gambar berikut :

157

Gambar. 6.1. Batas – batas kavitasi operasi pompa (Austin H. Churc, 1994 :82)

Sehingga NPSHR = σ x H

= 0.022 x 282.2

= 6,2084 ft = 1,909 m

Maka didapatkan NPSHA > NPSHR yaitu 22,82 ft > 6,2 ft, pada

perencanaan ini pompa bekerja dengan baik tanpa mengalami kavitasi.

6.3. KARAKTERISTIK POMPA

Karakteristik pompa yaitu grafik yang menunjukan hubungan antara head

(H), Brake Horse Power (BHP) dan efisiensi (η) terhadap kapasitas pompa (Q)

pada putaran kerja yang konstan. Pada kenyataanya karakteristik pompa hanya

dapat diperoleh dari percobaan yang dilakkan pada pompa tersebut, akan

tetapi secara teoritis karakteristik pompa dapat diperoleh dengan perhitungan

sesuai dengan persamaan dan dapat dipakai sebagai karakteristik pompa yang

diperoleh dari hasil percobaan.

158

6.3.1. Karakteristik Pompa Hubungan Antara Head Dengan Kapasitas

1. Head Euler’s (Ht∞) dengan kapasitas

Dalam hubungan dengan head yang menggambarkan pompa ideal

dengan mengabaikan kerugian-kerugian pada pompa tersebut, dengan

asumsi sebagai berikut :

a. Jumlah sudu tidak terbatas

b. Tebal sudu diabaikan

c. Aliran fluida merata dan gesekan relative kecil

Head Euler’s disebut juga head ideal, dan dinyatakan dengan

persamaan sebagai berikut: (Fritz Dietzel, hal 311)

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡××

×−×=∞

22

22

2

bdCotgQU

gUH t π

β ....................................................(6.9)

Dimana:

U2 = Kecepatan sisi keluar tangensial (20,079 m/s)

β = 2β = Sudut keluar sudu 230

d2 = Diameter sisi keluar impeller (130 mm = 0,13 m)

b2 = Lebar sudu keluar (0,009108 m)


Maka:

∞tH ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

×××

−×=009108,014,313,0

3558,2079,2081,9079,20 vQ

= 41,097 – 1296,9 Qv

Untuk:

159

Qs = o m3/s maka didapat ∞tH = 41,097 m

Qs = 0,0064 m3/s maka didapat ∞tH = 32,797 m

2. Head teoritis (Htz) dengan kapasitas

Head teoritis merupakan head yang telah dipengaruhi oleh

fenomena sirkulasi aliran yang belum dimasukkan dalam asumsi ideal

head Euler’s. Head teoritis ini dinyatakan dengan rumus : (Khetagurov

M, Marine Auxiliary Machine And System, 1968 ; 267 )

uttz CKHH 2×= ∞ …………………………………………….….(6.10)

Dimana:

K2Cu = factor koefisien sirkulasi (0,6 - 0,8 diambil 0,8)

Htz = 0,8 (41,097 – 1296,9 Qv)

= 32,88 – 1037,52 Qv

Qs = 0 m3/s maka didapat Htz = 32,88 m

Qs = 0,0064 m3/s maka didapat Htz = 26,24 m

3. Head aktual (Hakt) dengan kapasitas

Head aktual merupakan head yang dihasilkan oleh pompa. Head ini

dapat ditentukan dengan head teoritis (Ht) dan kerugian hidrolis (Hh).

Kerugian hidrolis meliputi kerugian kejut (shock lossed), kerugian

turbulensi, kerugian gesekan. Head aktual dapat dinyatakan dengan

rumus: (B. Nekrasov, hal 193)

Hakt = Htz – h ……………………………….……….(6.11)

Dimana:

Htz = Head teoritis (26,24 m)

160

Hakt= Head actual (15 m pertingkat)

h = hfd + hsh (kerugian hidrolis)

Kerugian hidrolis yang meliputi kerugian kejut, kerugian turbulensi

dan kerugian gesek dinyatakan dengan rumus:

h = hfd + hsh

Dimana:

hsh = Kerugian kejut turbulensi (m)

hfd = Kerugian gesek (m)

Maka:

Hakt = Htz – h

15 = 26,24 – (hfd + hsh)

(hfd + hsh) = 26,24 – 15

= 11,24 m

Kondisi terbaik dari suatu pompa adalah pada saat kerugian

hidrolis minimum, kondisi ini disebut Best Efficiency Point (BEP).

Suatu pompa dalam keadaan BEP apabila pompa tersebut beroperasi

pada efisiensi yang tinggi dan keadaan tersebut dicapai apabila hfd =

hsh karena kondisi ini kerugian hidrolis minimum, menjadi:

hfd = hsh = 224,11 = 5,62 m

Sehingga kerugian head akibat gesekan dan putaran (hfd) pada

kapasitas (Qs), adalah: (M. Khetagurov, hal 267)

161

hfd = (1 - hmη ) Hn 2

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

nQQ = K . Q2 …………………….….(6.12)

Dimana:

K = Konstanta gesekan

Q = Kapasitas pompa (0,0064 m3/s)

Maka:

hfd = K . Q2

K = ( )20064,0

62,5

= 137207,03

Untuk kapasitas pompa yang bervariasi, kerugian head karena

gesekan menjadi hfd = 137207,03

Kerugian head karena kejutan (hsh) adalah: (M. Khetagurov, hal 267)

hsh =

gKsh

.2

22

3

2221 1.. ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

nu Q

QxddCKUU ………………….……….(6.13)

Dimana:

Ksh = Faktor rugi kejutan sisi masuk (0,6 – 0,8 diambil 0,7)

hsh = Kerugian head karena kejutan (5,62 m)

U1 = Kecepatan sisi masuk impeller (10,6 m/s)

U2 = Kecepatan sisi keluar impeller (20,079 m/s)

K2Cu= Koefisien sirkulasi (0,6 – 0,8 diambil 0,8)

d2 = Diameter sisi keluar impeller (130 mm = 0,13 m)

d3 = Diameter lidah volut (2 x Rt); dimana Rt = 66,95 mm

162

= 2 x 66,95 mm = 0,1339 m

Q = Kapasitas aliran pompa (0,0064 m3/s)

Qn = Kapasitas aliran saat hsh (saat terjadi kejutan m3/s)

Maka:

5,62 = ( )22

2 0064,011339,0

13,08,0079,206,081,9.27,0

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛+nQ

xxx

5,62 = 12,68 2

0064,01 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

nQ

68,1262,5 =

nQ0064,01−

0,68 = nQ

0064,01−

nQ0064,0 = 1 – 0,68

Qn = 0,020 m3/s

Dengan demikian untuk kapasitas yang bervariasi, kerugian head

karena kejutan adalah:

hs = 12,682

var

020,01 ⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛− iasiQ

besarnya kerugian head karena kejutan dengan kapasitas yang

bervariasi ditentukan dengan menggunakan tabel dibawah ini.

163

Tabel 6.1.

Karakteristik pompa hubungan antara head euller’s, head teoritis, head

actual dengan kapasitas aliran bervariasi

Q

(m3/dt)

Ht∞

(m)

Htz

(m)

hfd

(m)

hsh

(m)

h

(m)

HAkt

(m)

0 41.097 32.88 0 9.13 9.13 23.75

0.00167 40.403 32.325 0.203 8.796 8.999 23.326

0.00214 39.709 31.769 0.814 8.469 9.283 22.486

0.00321 39.015 31.215 1.831 8.147 9.978 21.237

0.00428 38.321 30.659 3.256 7.832 11.088 19.571

0.00535 37.628 30.104 5.087 7.523 12.61 17.494

0.00640 36.947 29.56 7.3 7.23 14.53 15.03

0.00747 36.253 29.005 9.92 6.929 16.847 12.158

0.00854 35.559 28.449 12.962 6.639 19.601 8.848

0.00961 34.865 27.894 16.414 6.355 22.769 5.125

05

1015202530354045

0 0.002 0.004 0.006 0.008 0.01 0.012

Kapsitas M^/s

Head

(M)

Ht¥ (m) Htz (m) HAkt (m)

Gambar 6.2. Kurva karakteristik pompa hubungan antara head

actual, head teoritis, head euller’s dengan aliran kapasitas

bervariasi

164

6.3.2 Kurva Head Kapasitas Pompa & Sistem

Kurva head kapasitas dari pompa menyatakan kemampuan untuk

menentukan head (H) yang besarnya tergantung kapasitas laju aliran.

Pada kurva head kapasitas ini merupakan head actual pompa, sedangkan

head system yaitu head yang diperlukan untuk mengalirkan zat cair

melalui system pipa yang besarnya sama dengan head untuk mengatasi

kerugian gesek ditambah dengan hal statis system. Nilai kerugian head

pompa pipa diambil dari persamaan aliran (V) yang bervariasi terhadap

kapasitas laju aliran dalam pipa. Besarnya kerugian head sepanjang pipa

hisap, pipa tekan dan head system seperti terlihat dalam table 6.2.

Tabel 6.2. Hubungan antara jumlah head isap, head tekan dan head

statis dengan head system.

Kerugian head isap & tekan Jumlah kerugian head isap &

tekan (m) hs (m) hd (m)

0 0 0

0.0506 0.2154 0.2659

0.1012 0.4307 0.5319

0.1518 0.6461 0.7979

0.2024 0.8615 1.0639

0.2530 1.0769 1.3299

0.3036 1.2923 1.5959

0.3542 1.5077 1.8619

0.4048 1.7230 2.1278

165

Kerugian

head isap &

tekan (m)

Head statis ha

(m)

ph∆

(m)

Head system

hsis (m)

H

(m)

0 5 78.9 83.9 142.5

0.2695 5 78.9 84.2 139.21

0.5319 5 78.9 84.4 132.3

0.7979 5 78.9 84.7 121.8

1.0639 5 78.9 84.9 107.8

1.3299 5 78.9 85.2 90

1.5959 5 78.9 85.5 69.3

1.8619 5 78.9 85.8 44.6

2.1278 5 78.9 86 16.4

Gambar 6.3. Kurva karakteristik hubungan antara head actual dengan head

system

020406080

100120140160

0 0.002 0.004 0.006 0.008 0.01

Kapasitas (M^3/s)

Head

(m)

Head system hsis (m) H (m)

166

6.3.3. Kurva karakteristik BHP dan kapasitas

Karakteristik brake horse power terjadap kapasitas (BHP dan Q)

dan efisiensi terhadap kapasitas (η dan Q) dalam perhitungan ini diambil

contoh, yaitu untuk harga kapasitas (Q) = 0,0064 m3/s, maka akan

diperoleh besaran-besaran sebagai berikut:

∞Ht = 221.682 m

Htz = 177.36 m

H = 86 m

Apabila pompa dioperasikan pada putaran konstan dan kapasitas

pompa yng diubah-ubah, maka akan di ikuti oleh perubahan daya (bhp)

dan efisiensi (ηop). untuk menghitung harga BHP dapat ditentukan

dengan rumus:

BHP = FHP + HPL +HPDF +HPHV +HPM .………….................…(6.14)

(Church, Pompa dan Blower Sentifugal, 1993 ; 35)

Dimana:

BHP = Brake Horse Power (Hp)

FHP = WHP = Fluida Horse Power (Hp)

HPL = Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi kebocoran (Hp)

HPDF= Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan air antara

impeler dan rumah pompa Hp)

HPHV = Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi kerugian hidrolis

(Hp)

167

HPM = Daya yang dibutuhkan untuk mengatasi kerugian mekanis

(HP)

6.3.3.1. Fluida Horse Power (FHP)

FHF = WHP = 75

.. HQsγ ………………….…………………….(6.15)

Dimana:

Qs = kapasitas yang dapat di ubah-ubah

γ = Berat jenis air = 950,6 kg/m3

H = Head untuk karakteristik pompa = 86 m

Untuk :

Kapasitas (Q) = 0,0064 m3/s

Maka :

FHP = 75

860064,06,950 xx

= 6,976 Hp

6.3.3.2. Daya untuk mengatasi kebocoran (HPL)

75L

PLHQlx

Hγ

= ………………..………………………(6.16)

Dimana:

QL = Kapsitas kebocoran

= (2% - 10% x 0,0064 m3/s)

Htz = Head teoritis

= 29,56 m

168

γ = Berat jenis air

= 950,6 kg/m3

Maka :

HPL = 75

36,1776,95000032,0 xx = 0,72 Hp

6.3.3.3. Daya Untuk Mengatasi Ggesekan HPDF

HPdf = 1,83 x 2

23

2

10100 ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ D

xU

…………………….………….(6.17)

(Church: 34)

Dimana:

U2 = 20,079 m/dt = 65,87 ft/dt (1 m/dt = 3,2808 ft/dt)

d2 = 0,13 m = 5,12 in (1 meter = 39,37 in)

HPDF = 1,83 23

1012,5

10087,65

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ = 0,14 Hp

6.3.3.4. Daya Untuk Mengatasi Kerugian Hidrolis (HPHV)

HPHV = 75

)( shfd hhQsx +γ ……………………….……….(6.18)

Dimana:

Qs = Kapasitas pompa yang bervariasi

γ = Berat jenis air = 950,6 kg/m3

hfd = kerugian head akibat adanya gesekan dan terjadinya

pusaran (6,4614 m)

hsh = kerugian head akibat kejutan/shick (1,518 m)

Untuk:

169

Qs = 0,0064 m3/s

Maka :

HPHV = 75

)518,14614,6(6,9500064,0 +xx

= 0,65 Hp

6.3.3.5. Daya Untuk Mengatasi Kerugian Mekanis (HPM)

Besarnya daya untuk mengatasi kerugian mekanis berkisar

antara 2% - 4% dari Brake Horse Power (BHP) (Austin H Church,

hal 32).

Sehingga dalam perencanaan ini diambil 2,1% dari harga BHp.

HPM =2,1% x BHP

6.3.3.6. Brake Horse Power (BHP)

Besarnya Brake Horse Power (BHP) pada kapasitas Qs =

0,0064 m3/dt, dihitung menggunakan persamaan (6.9)

BHP = FHP + HPL + HPDF HPHV + HPM ………………….…….(6.19)

= 6,976 +0,72 + 0,65 + 0,14 + 0,021 (BHP)

0,979 BHP = 8,507

BHP = 8,689 Hp

Sehingga kerugian daya untuk mengatasi rugi-rugi mekanis

(HPM) dengan menggunakan persamaan (7.14)

HPM = 0,021 x 8,689

= 0,1825 Hp = 2 Hp

170

6.3.3.7. Efisiensi Pompa

Efisiensi pompa yang terjadi dapat dihitung dengan

menggunakan persamaan:

ηop = %100xBHPFhp ………………………..………………(6.20)

Dimana:

FHP = 6,976 Hp

BHP = 8,689 Hp

Maka :

ηop = %100689,8976,6 x

= 80,55 %

Tabel 6.3. Harga dari BHP dan opη pada setiap kapasitas

Qs

(m3/s)

Whp

(Hp)

HPL

(Hp)

HPDF

(Hp)

HPHV

(Hp)

Bhp

(Hp)

ηop

0.

0.0024

0.0034

0.0044

0.0054

0.0064

0.0074

0

2.616

3.706

4.792

5.886

6.976

8.066

0

0.2697

0.382

0.494

0.6069

0.72

0.83

0.137

0.137

0.137

0.137

0.137

0.137

0.137

0

0.243

0.344

0.445

0.546

0.65

0.748

0.137

3.336

4.667

5.998

7.33

8.69

9.99

0

0.7842

0.7941

0.7993

0.803

0.8055

0.815

171

Gambar 6.4. Grafik Whp dan BHP dari kapasitas bervariasi

0

2

4

6

8

10

12

0 0.005 0.01

Q M^3/s

Hp Whp (Hp)

Bhp (Hp)

172

BAB VII

KESIMPULAN DAN SARAN

7.1. Kesimpulan

Dalam setiap pemilihan suatu pompa haruslah terlebih dahulu diketahui

jenis fluida yang akan dialirkan, kapasitas aliran dan head yang diperlukan untuk

mengalirkan zat cair yang akan dipompa. Dengan ketepatan pemilihan pompa

yang sesuai dengan penggunaan tentunya dapat diberikan efisiensi dalam segala

hal, baik dari segi ekonomi, waktu maupun kelancaran pemompaan.

Selain dengan ketepatan pemilihan pompa, hal yang perlu diperhatikan

agar pompa dapat bekerja dengan baik, perlu diperhatikan pula tentang instalasi

pompa. Instalasi pompa yang dimaksud disini adalah meliputi letak pompa,

perpipaan, katup dan tangki tekan.

Untuk itu diharapkan dalam perancangan pompa sentrifugal untuk

memindahkan air dari bak sterilisasi ke bak pengisian pada Tugas Akhir ini biar

menghasilkan sebuah perancangan pompa yang dapat bekerja dengan baik dan

efisien. Dalam kesimpulan ini disajikan hasil perhitungan – perhitungan pokok

pada perancangan pompa sebagai berikut :

Spesifikasi pompa:

Jenis pompa = Pompa sentrifugal enam tingkat

Fluida kerja = Air tawar

Head total = 86 m

Kapasitas = 20 ton/jam

172

173

Putaran = 2950 rpm

Daya motor penggerak = 10 hp

Efisiensi Volumetris = 90.2 %

Efisiensi Hidrolis = 65 %

Efisiensi Mekanis = 96 %

Efisiensi Total = 56 %

Komponen pompa sentrifugal ;

1. Impeller

Bahan = Bronze

Diameter poros (ds) = 30 mm

Diameter masuk (d1) = 68.69 mm

Diameter keluar (d2) = 130 mm

Lebar sisi masuk (b1) = 15 mm

Lebar sisi keluar (b2) = 9.108 mm

Sudut sisi masuk (β1) = 18o

Sudut sisi keluar (β2) = 23o

Jumlah sudu = 7 buah

Tebal sudu (s) = 2,5 mm

Type sudu = Singel curvature

2. Poros

Bahan = Baja karbon (S 55 C), JIS G 4501)

Kekuatan tarik (σt) = 66 kg/mm2

Tegangan lentur = 4.4 kg/mm2

174

Diameter (da) = 20 mm

Diameter (db) = 20 mm

Diameter (dc) = 25 mm

Diameter (dd) = 30 mm

Diameter (de) = 25 mm

Diameter (df) = 20 mm

Panjang = 708 mm

3. Kopling

Jenis = JIS G 5101 (SC42)

= Kopling flens luwes

Bahan = Baja karbon cor

Diameter luar kopling = 112 mm

Diameter poros kopling = Minimal 20 mm

= Maksimal 25 mm

Jumlah baut = 4 buah

Diameter baut = 10 mm

4. Bantalan

Nomor bantalan = 6004 (SUJ5)

Jenis = Bantalan gelinding alur dalam

Diameter dalam = 20 mm

Diameter luar (D) = 42 mm

Lebar bantalan (B) = 12 mm

175

5. Pasak

Pasak kopling

Jenis = JIS G 4501 (S55C)

= Baja karbon

Kekuatan tarik = 66 kg/mm2

Ukuran nominal = 8 x 7 mm

Ukuran standar = 8 mm

Pasak impeller

Jenis = JIS G 4501 (S55C)

= Baja karbon

Kekuatan tarik = 66 kg/mm2

Ukuran nominal = 7 x 7 mm

Ukuran standar = 7 mm

6. Kavitasi

NPSH yang diperlukan = 1.909 m

NPSH yang tersedia = 6.9574 m

7.2. Saran

Dalam pemasangan dan pengoperasian pompa sentrifugal, harus

diperhatikan hal – hal sebagai berikut :

1. Sumber listrik

Data terperinci dari tegangan (volt), fasa dan frekuensi terdapat pada data

teknis motor. Data ini harus sesuai dengan sumber listrik yang digunakan.

176

2. Kabel

Lindungi kabel dari benda-benda yang dapat merusak kabel (terkelupas).

Kabel sebaiknya diletakkan pada kolom dengan plastik diatas dan dibawah

flens atau socket.

3. Pemasangan pompa

Pompa harus diletakkan sedekat mungkin dengan tadah isap, posisinya harus

sedimikian rupa hingga tidak memerlukan terlalu basnyak belokan pada pipa

isap.

Documents

Ta - Perancangan Pompa Pengisi Air Ketel Uap Dengan Tekanan 9 Atm Dan Kapasitas 20 Ton Per Jam