3 ALAT PENUKAR KALOR UNTUK PEMANFAATAN GAS BUANG Pendahuluan Pemanfaatan gas buang mesin diesel untuk sumber panas generator mesin pendingin adsorpsi merupakan salah satu bentuk nyata optimasi sumber daya. Panas yang dibutuhkan oleh mesin pendingin adsorpsi berasal dari kesetimbangan panas antara gas buang dengan air yang terjadi di alat penukar kalor. Dengan demikian pemanasan air tidak mengunakan energi listrik atau bahan bakar lain. Proses pindah panas berlangsung secara konveksi dan konduksi dari gas buang ke air pemanas generator desorpsi. Energi gas buang dengan suhu antara 200-250 oC dipindahkan ke air pemanas desorpsi hingga mencapai 85-90 oC yang digunakan untuk menguapkan metanol dari silikagel selama proses desorpsi. Alat penukar kalor dirancang sedemikian rupa sehingga pressure drop gas buang lebih rendah dari tekanan balik (back pressure) yang diijinkan 0.3 bar (Taylor 1966), sehingga tidak mengganggu performansi mesin. Gas buang bertekanan mengalir dari dalam mesin menuju cangkang (shell), sedangkan air dialirkan secara paksa dengan menggunakan pompa melalui pipa. Tipe alat penukar kalor ini adalah cangkang dan pipa dengan aliran silang arus tak bercampur (unmixed, cross flow). Kualitas pindah panas antara air dan gas buang ditentukan oleh desain alat penukar kalor karena itu diperlukan suatu perhitungan model matematika yang dapat menentukan luas permukaan sentuh dengan mengatur jumlah pipa, panjang pipa, dan luas penampang aliran cangkang. Variabel pembatas pada desain ini adalah data suhu masuk dan keluar, laju aliran massa, tekanan masuk dan keluar. Energi adalah sesuatu yang dapat menghasilkan kerja, namun untuk menggambarkan sejauh mana energi hilang karena terjadinya suatu proses dari keadaan awal ke keadaan akhir diperhitungkan dengan kondisi irreversibilitas. Suatu proses yang ideal produksi entropinya sama dengan nol, sebaliknya proses yang tidak ideal produksi entropinya lebih besar dari nol. Dengan cara yang berbeda sebagai ukuran ketersedian energi yang dapat dimanfaatkan setelah memasukkan
suhu
lingkungan
disebut
eksergi.
Berdasarkan
hukum
termodinamika satu, hukum kekekalan energi, energi tidak dapat diciptakan dan tidak dapat dimusnakan, tetapi dapat dikonversikan dari satu bentuk ke bentuk
40 energi lainnya. Meskipun demikian, hanya sebagian
energi saja yang dapat
digunakan untuk melakukan kerja. Potensi energi yang digunakan untuk melakukan kerja adalah eksergi, sedangkan energi yang tidak dapat digunakan untuk melakukan kerja disebut entropi. Secara garis besar, perbedaan energi dengan eksergi adalah sebagai berikut : 1.
Energi tidak dapat diciptakan dan tidak dapat dimusnakan tetapi dapat berubah wujud, sedangkan eksergi pada sistem dapat berkurang bahkan musnah.
2.
Perhitungan energi sesuai dengan hukum termodinamika pertama, sedangkan perhitungan eksergi sesuai dengan hukum termodinamika kedua.
3.
Eksergi berhubungan langsung dengan kemampuan alat atau mesin dalam memanfaatkan energi yang tersedia.
Menurut Clausius, energi panas tidak dapat mengalir secara alami dari suhu rendah ke suhu tinggi. Menurut Lord Kelvin, energi panas tidak seluruhnya dapat menghasilkan kerja. Eksergi dan entropi saling berhubungan, semakin besar entropi pada sistem, maka semakin kecil eksergi pada sistem. Secara garis besar eksergi adalah energi yang tersedia dikurangi dengan pembentukan entropi pada sistem alat penukar kalor. Pada penelitian ini akan dilakukan rancangan optimasi alat penukar kalor, analisa perubahan suhu, dan analisa kehilangan eksergi (exergy loss). Penelitian ini bertujuan untuk mencari luas permukaan sentuh yang optimal dengan menggunakan metode Kern, menganalisa kinerja dan efisiensi eksergi alat penukar kalor.
Pendekatan Teori Model Fisik Alat Penukar Kalor. Model fisik alat penukar kalor (APK) menggunakan fluida air dan gas buang (CO2, H2O dan N2). Air adalah fluida dingin dan gas buang adalah fluida panas. Sistematika aliran fluida pada alat penukar kalor adalah pertama air mengalir secara paksa melalui pipa dari atas ke bawah melalui 75 pasang pass. Gas buang mengalir dari kamar pembakaran
41 melalui cangkang alat penukar kalor. Gas buang mengalir dari bawah ke atas menggunakan prinsip perbedaan tekanan. Tipe APK yang digunakan adalah cangkang and pipa unmixed cross flow, material cangkang menggunakan brass (copper alloy) dengan kandungan Cu = 65% dan Zn = 35% sesuai JIS H3300 C2700, tebal pelat = 3 mm dan material pipa tembaga murni sesuai dengan kandungan Cu = 99,9% sesuai JIS H3300 C1220 Soft Annealed , konduktivitas termal k = 385 W/m.K, diameter luar 10 mm, tebal 1 mm, diameter dalam 8 mm. Skema APK dapat dilihat pada Gambar 3.1.
Gas Buang, keluar
Cangkang Air, keluar
Pipa Air, masuk L Afr Gas buang, masuk
Gambar 3.1 Model fisik alat penukar kalor aliran silang tidak campur. Model Matematika. Model matematika untuk mencari luas permukaan sentuh APK, menggunakan metode optimasi dan metode Kern. Pada metode optimasi data inputnya adalah laju aliran massa gas buang dan air, suhu masuk gas buang, dan suhu air keluar. Parameter optimasi meliputi sifat-sifat termodinamik gas buang dan air, rugi-rugi tekanan pada pipa dan cangkang, kecepatan aliran fluida, gesekan fluida dengan dinding pipa, kapasitas panas maksimum dan minimum, efektivitas, NTU, log perubahan suhu, dan konduktivitas termal menyeluruh. Melalui persamaan rugi-rugi tekanan dan mengkaitkan besaranbesaran kinerja, dimeter pipa dan luas penampang aliran tak berdimensi dapat dibuat persamaan polinomial pangkat 4, sehingga dapat dilakukan simulasi untuk menentukan pilihan diameter pipa yang akan mempengaruhi jumlah pipa, panjang
42 pipa, bilangan Reynold, luas permukaan sentuh dan koefisien perpindahan panas menyeluruh. Perhitungan simulasi dapat dilihat pada Lampiran 7-12. Model ini diterapkan pada penelitian awal dengan pilihan diameter pipa 12 mm, dari hasil pengujian metode optimasi tidak dapat memenuhi kebutuhan suhu air yang diperlukan untuk proses desorpsi, sehingga penentuan luas permukaan sentuh dan diameter pipa dilakukan dengan metode Kern. Secara garis besar proses program perhitungan luas permukaan sentuh dengan metode Kern adalah sebagai berikut: Hasil Data Input 1. Laju aliran massa 2. Suhu 3. Sifat Fluida 4. Dimensi APK
Program
1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9.
A U ΔTLMTD Q APK Q air Q gas buang Efektivitas NTU Eksergi efisiensi
Gambar 3.2 Skema perhitungan luas permukaan sentuh metode Kern Data input terbagi menjadi dua, yaitu data input tetap dan data input tidak tetap. Parameter pada perhitungan ini meliputi laju aliran massa fluida, suhu fluida, dan sifat fluida, sedangkan variabel pada penelitian ini hanya dimensi alat penukar kalor. Penentuan dimensi APK dengan menggunakan sistem trial and eror, yaitu dimensi alat penukar kalor disesuaikan dengan nilai Q
APK,
Q
air,
dan
Q gas buang. Asumsi yang diterapkan pada perhitungan luas permukaan sentuh alat penukar kalor adalah sebagai berikut : 1) Pindah panas yang terjadi antara cangkang dengan lingkungan sangat kecil atau diabaikan. 2) Pipa lurus dengan permukaan dalam dan luar yang halus. 3) Aliran air dan aliran gas buang kontinu. 4) Air dan gas buang pada kondisi di atas tekanan atmosfir.
43 5) Penurunan tekanan akibat perubahan bentuk alat penukar kalor diabaikan. 6) Pindah panas radiasi dari gas juga diabaikan. Konsep optimasi desain meliputi proses total pindah panas pada sistem, asas Black, karakteristik fluida, dan konstruksi alat penukar kalor. Model optimasi akan dijabarkan per konsep. Proses pindah panas secara garis besar terjadi secara konduksi dan konveksi. Alur pindah panas dari gas ke air dapat dilihat pada Gambar 3.3. air
T4
gas buang k o n v e k s i
k o n T3 d u k s i
T2
k o n v e k s i
T1
Gambar 3.3 Alur proses pindah panas di alat penukar kalor. Persamaan yang digunakan dalam perhitungan luas permukaan sentuh alat penukar kalor berdasarkan Metode kern, sebagai berikut: Dimensi pipa (tube) 1.
Rasio jarak antar pipa (tube pitch rasio) PR =
2.
(3.1)
Luas penampang pipa (cross sectional area of the tube)
Ac = 3.
Pt do
π di 2
(3.2)
4
Luas permukaan pipa Ao = πd o N t L
(3.3)
Dimensi cangkang (shell) 4.
Luas penampang aliran cangkang (bundle cross flow area at the shell) As =
Ds CB Pt
44 (3.4) 5.
Diameter ekivalen (3.5)
⎛ Pt 2 3 πd o 2 ⎞ ⎟ 4⎜⎜ − ⎟ 4 8 ⎠ De = ⎝ πd o 2
Sifat fluida di sisi pipa 6.
Bilangan Reynold Re t =
7.
ρ t vt d i μt
(3.6)
Gesekan fluida dengan pipa
f = (1.58 ln Re t − 3.28 )
−2
8.
Number Transfer Unit (NTU) untuk aliran turbulen
Nu t =
9.
(3.7)
( f / 2) Re t Prt 1/ 2 1.07 + 12.7( f / 2 ) (Pr t 2 / 3 − 1)
(3.8)
Koefisien perpindahan panas pada bagian dalam pipa
hi =
Nut kt di
(3.9)
Sifat fluida di sisi cangkang 10. Bilangan Reynold ⎛ m ⎞⎛ D ⎞ Re s = ⎜⎜ s ⎟⎟⎜⎜ e ⎟⎟ ⎝ As ⎠⎝ μ s ⎠
(3.10)
11. Koefisien pindah panas di bagian luar pipa
ho =
0.36k s 1/ 3 Re s 0.55 Prs De
(3.11)
Performansi Alat Penukar Kalor 12. Koefisien pindah panas menyeluruh ⎛r ⎞ ro ln⎜⎜ o ⎟⎟ 1 1 1 do ⎝ ri ⎠ = + + U ho hi d i k
(3.12)
45 13. Log mean temperature difference (LMTD)
ΔTLMTD =
(T −T ) − (T ln{(T − T ) / (T h ,i
c ,o
h ,i
c ,o
h ,o h ,o
− Tc ,i )
(3.13)
− Tc ,i )}
14. Energi panas yang dipindahkan (3.14)
Q = UAΔTLMTD
15. Pindah panas di sisi fluida dingin
Qcold = (mcpΔT ) cold
(3.15)
16. Pindah panas di sisi fluida panas
Qhot = (mcpΔT )hot
(3.16)
17. Efektivitas
ε=
(T (T
− Tc ,i ) h ,i − Tc ,i )
(3.17)
c ,o
18. NTU
⎛1− ε c ⎞ ln⎜ ⎟ 1− ε ⎠ NTU = ⎝ 1− c
(3.18)
Model Matematika Perubahan Suhu di Alat Penukar Kalor. Model matematika perubahan suhu di alat penukar kalor diekspresikan dengan persamaan diferensial sebagai berikut :
δQ& = −m& h C ph dTh , δQ& = −m& cC pc dTc ,
untuk fluida panas
(3.19)
untuk fluida dingin
(3.20)
Persamaan di atas dalam bentuk dTh dan dTc,
dT( h ) =
dT( c ) =
δQ&
(3.21)
− m& ( h ) C p ( h )
δQ&
(3.22)
m& ( c ) C p ( c )
Selisih,
⎛ 1 1 dT( h ) − dT( c ) = −δQ& ⎜ + ⎜ m& C ⎝ ( h ) p ( h ) m& ( c ) C p ( c )
⎞ ⎟ ⎟ ⎠
(3.23)
46 Laju pindah panas dalam bentuk differensial,
δQ& = UdAs (T( h ) − T( c ) )
(3.24)
δQ& = UpdL(T( h ) − T( c ) )
(3.25)
Subtitusikan persamaan di atas,
dT( h ) − dT( c )
(T
(h)
− T( c ) )
⎛ 1 1 = −UpdL⎜ + ⎜ m& C ⎝ ( h ) p ( h ) m& ( c ) C p ( c )
⎞ ⎟ ⎟ ⎠
(3.26)
Setelah diintegralkan dari masuk ke keluaran, ⎛ T( h ),out − T( c ),in ln⎜ ⎜T ⎝ ( h ),in − T( c ),out
(T (T
h , out
h ,in
⎞ ⎛ 1 1 ⎟ = −U p L⎜ + ⎟ ⎜ m& C & m (c ) C p (c ) ⎠ ⎝ (h) p(h)
− Tc ,in )
⎡ ⎛ 1 1 = exp ⎢− U p L⎜ + ⎜ m& C − Tc ,out ) ⎢⎣ ⎝ ( h ) p ( h ) m& ( c ) C p ( c )
⎞ ⎟ ⎟ ⎠
(3.27)
⎞⎤ ⎟⎥ ⎟⎥ ⎠⎦
(3.28)
⎡ ⎛ 1 1 + Th ,out − Tc ,in = (Th ,in − Tc ,out )exp ⎢− U p L⎜ ⎜ & & m C m ⎢⎣ (c ) C p (c ) ⎝ (h) p(h)
⎞⎤ ⎟⎥ ⎟⎥ ⎠⎦
⎡ ⎛ 1 1 + Th ,out ( L) = Tc ,in + (Th ,in − Tc ,out )exp ⎢− U p L⎜ ⎜ & & ⎢⎣ ⎝ m ( h ) C p ( h ) m( c ) C p ( c )
(3.29)
⎞⎤ ⎟⎥ ⎟⎥ ⎠⎦
(3.30
Th ,out ( L ) : Th,out diperoleh sebagai fungsi dari panjang lintasan fluida (semua variabel dibuat tetap, kecuali L (dari L=0, sampe L=x), perubahan L menentukan perubahan T pada titik L.
Eksergi Hilang di Alat Penukar Kalor. Asumsi yang diterapkan pada
pengembangan model matematika untuk menghitung eksergi hilang selama proses pindah panas berlangsung adalah : 1)
Terdapat perbedaan suhu antara sistem penukar panas
dengan
lingkungan. 2)
Eksergi yang tersedia pada penukar panas berasal dari fluida panas (gas buang).
47 3)
Perhitungan eksergi berdasarkan perubahan entalpi gas buang dan air di penukar panas akibat perubahan suhu.
4)
Laju aliran massa air konstan, laju aliran massa air masuk sama dengan laju air keluar alat penukar kalor.
Prinsip model matematika yang digunakan untuk menghitung eksergi hilang pada alat penukar kalor adalah perubahan entalpi fluida pada saat proses pindah panas. Fluida panas di sisi masuk Eksergi tersedia pada Alat Penukar Kalor
Ex H ,in = [(hH ,in − ho ) − To (s H ,in − so )]* m H ,in
(3.31)
Fluida panas di sisi keluar Eksergi terbawa oleh gas buang (fluida panas)
Ex H ,out = [(hH ,out − ho ) − To (s H ,out − s o )]* m H ,out
(3.32)
Fluida dingin Eksergi diserap oleh air (fluida dingin) ExC = { [(hc ,out − ho ) − To (sC ,out − s o )] − [(hc ,in − ho ) − To (sC ,in − s o )] }* mC (3.33) Eksergi hilang
Ex, loss = Ex H ,in − Ex H ,out − ExC
(3.34)
Efisiensi eksergi
ηEx =
ηEx =
Eksergi tersedia − Eksergi hilang * 100% , atau Eksergi tersedia
Ex H ,in − Ex,loss Ex H ,in
* 100%
(3.35)
Untuk mempermudah perhitungan eksergi hilang, maka dibuat diagram alir sebagai berikut :
48
Perhitungan Efisiensi Eksergi
Fluida panas gas buang ExH ,in
(h
H ,in
H ,out
per
ExC ,in
kg )
(h
− ho ) − To ( sH ,in − so )
ExH ,out
(h
( exergy
Fluida dingin air
( exergy
C ,in
− ho ) − To ( sH ,out − so )
(h
C ,out
per
kg )
− ho ) − To ( sC ,in − so )
ExC ,out
per kg )
( exergy
( exergy
per
kg )
− ho ) − To ( sC ,out − so )
eksergi tersedia di sisi gas buang masuk Ex H ,.in = Ex H ,in
( exergy
per
kg )
* m H ,in
eksergi hilang pada gas buang Ex H .,out = Ex H ,out
( exergy
per
kg )
* m H ,out
eksergi diserap oleh air ExC = (ExC ,out − ExC ,in )exergy per kg * mC
Ex,loss = ExH ,in − ExH ,out − ExC
η EX =
useful work eksergi tersedia − eksergi hilang = available work eksergi tersedia
Gambar 3.4 Diagram alir perhitungan eksergi hilang di alat penukar kalor. Diagram alir perhitungan efisiensi eksergi di atas berdasarkan data suhu, entalpi, dan entropi fluida panas dan fluida dingin. Besar efisiensi eksergi pada
49 sistem didapatkan dari perbandingan antara eksergi terpakai dengan eksergi tersedia pada sistem alat penukar kalor.
Bahan dan Metoda Alat dan Bahan. Alat dan bahan yang digunakan selama pengujian alat
penukar kalor antara lain: 1) Mesin pembangkit tenaga, gasifier jenis aliran kebawah lengkap dengan unit pemurni dan mesin pembangkit tenaga gas yang dikopel dengan AC generator. 2) Alat penukar kalor gas buang. 3) Generator mesin pendingin adsorpsi, dibuat dari bahan stainless-steel (SS). Tutup generator bagian atas dibuat dari bahan stainless-steel (SS) dan plang yang terbuat dari besi dengan ketebalan 10 mm. Dudukan sensor dibuat dari bahan stainless steel (SS) dikombinasikan dengan bahan acrylic. 4) Komponen Pendukung meliputi : a. Pompa air, digunakan untuk mengalirkan air untuk penukar panas untuk kondensor dan generator. b. Heater, sebagai sumber panas untuk regenerasi mesin pendingin. c. Termostat, digunakan untuk mengatur suhu heater yang dapat disesuaikan dengan kebutuhan penukar panas pada generator. d. Pompa vakum yang digunakan untuk alat pendingin adsorpsi. 5) Bahan pengujian adalah larutan methnol murni (CH3OH) sebagai adsorbat (refrigeran) dan silicagel sebagai adsorben. Instrumentasi. Peralatan instrumentasi yang digunakan selama melakukan
pengujian meliputi antara lain: 1) Vakum digital, untuk mengukur tekanan 2) Termometer air raksa, untuk mengukur suhu bola-basah dan bolakering. 3) Termocouple, jenis CC tipe T untuk mengukur suhu mesin pendingin 4) Sensor suhu PT-100
50 5) Timbangan elektronik, tife EK-1200A (AND) 6) Stopwatch, untuk mengukur waktu. 7) Data longger, untuk merekam data pengukuran. 8) Komputer, untuk mengumpulkan dan mengolah data hasil pengukuran. Prosedur Percobaan. Prosedur perhitungan luas permukaan sentuh alat
penukar kalor dibuat untuk melakukan optimasi luas permukaan sentuh alat penukar kalor menggunakan sistem trial and eror, dimana parameter perhitungan luas ditentukan oleh keseimbangan energi antara Qalat penukar kalor, Qair dan Qgas buang. Jika keseimbangan energi tidak tercapai, maka konstruksi alat penukar kalor harus diubah. Dengan demikian pada sistem perhitungan, konstruksi tube dan shell menjadi data masukan tidak tetap, sedangkan suhu fluida dan laju aliran massa fluida sebagai data masukan tetap. Optimasi luas permukaan perpindahan panas bertujuan untuk menghasilkan suhu air panas masuk ke sistem pendingin adsorpsi (methanol-silikagel) sebesar 85oC, karena merupakan suhu yang ideal. Perhitungan luas permukaan sentuh alat penukar kalor akan menghitung kinerja alat penukar kalor yang meliputi : U, ΔTLMTD, Q, Qcold, Qhot, efektivitas, dan NTU. Data tetap pada penelitian ini adalah energi panas dari gas buang sebesar 1 kW (data rancangan), suhu gas buang masuk alat penukar kalor 300 oC (data rancangan ), suhu air masuk mesin desoprsi 85 oC (suhu rancangan), laju aliran massa gas buang 0.0056 kg/s (data rancangan pada beban 25%), laju aliran massa air 0.057 kg/s (data kemampuan pompa). Perhitungan Eksergi. Perhitungan eksergi alat penukar kalor dalam
penelitian ini akan menghitung eksergi alat penukar kalor berdasarkan data rancangan dan data rata-rata uji coba. Nilai entalpi dan entropi air menggunakan tabel karakteristik air. Sedangkan nilai entalpi dan entropi gas buang didapatkan dari hasil perhitungan, dapat dilihat pada Tabel 3.1.
51 Tabel 3.1 Nilai perhitungan entropi dan entalpi gas buang T (oC)
Entalpi, h (k J/kg)
Entropi, s (kJ/ kg K)
435.60
4750.97
37.73
304.21
3884.63
36.32
211.06
3254.65
35.14
155.80
2863.86
34.38
96.50
2456.25
33.27
79.86
2321.11
32.89
70.50
2253.49
32.70
31.50
1984.30
31.85
Nilai entropi dan entalpi gas buang perhitungan berdasarkan sifat termodinamika dan komposisi gas buang. Perhitungan nilai entropi dan entalpi gas buang tersaji pada Lampiran 17. Pengukuran Daya Listrik. Pengukuran daya pada sisi terminal generator
akan dilakukan dengan mengukur tegangan dengan voltmeter dan arus listrik dengan amperemeter. Pengukuran akan dilaksanakan sebanyak 6 kombinasi peubah percobaan.
Hasil dan Pembahasan
1.
Energi Gas Buang dari Mesin Pembangkit Tenaga Gasifier Berdasarkan perhitungan keseimbangan termal dari suatu mesin pembangkit
tenaga termal (gasifier-genset ) energi dari gas buang (flue gas) antara 25-30 % dengan suhu antara 165-329 °C. Komposisi gas buang terdiri dari: CO2, CO, O2, N2, SO2 dan H2O Energi panas gas buang
dimanfaatkan oleh alat penukar kalor untuk
memanaskan generator mesin pendingin adsorbsi. Sebagai data pembanding gas buang dan gas hasil gasifikasi yang diperoleh dari hasil penelitian dan analisa perhitungan yang dilaksanakan Agustus 1999, dapat dilihat pada Tabel 3.2
52 Tabel 3.2 Data gas buang gasifikasi sebagai pembanding Merk, Tipe Gasifier
Gasifier Unggun Tetap Aliran Kebawah
Merk, Tipe Diesel
Yanmar T152
TANGGAL PENGUJIAN
BEBAN Arus (A)
Cos φ
Tegangan (V)
Beban (kW)
( oC)
27 Agustus 2001
62
1
380
40,80
170,2
240,8
27 Agustus 2001
62
1
380
40,80
173,1
242,4
27 Agustus 2001
62
1
380
40,80
167,5
241,9
Suhu
Rata-rata
Laju volume (m3/jam)
241,7
Jenis fluida dan bahan pipa yang digunakan adalah air dengan pipa copper polished. Nilai parameter untuk kombinasi jenis fluida dan bahan pipa tersebut adalah sebagai berikut:
Suhu pendidihan air (Tsat) = 100 oC
Suhu permukaan dinding pipa (Ts) = 104 oC
Surface tension ( σ ) = 0.0589 N/m
ρ l = 957.9 (kg/m3)
ρ v = 0.5978 (kg/m3)
hfg = 2257 x 103 J/kg
μ l = 0.282 x 10-3 (kg/m.det)
C pl = 4217 (J/kg. C)
Csf =0.0130
Pr = 1.75
o
Laju pindah panas pada mesin pendingin dapat dihitung dengan persamaan:
qnucleat
⎡ g ( ρl − ρv ⎤ = μ l h fg ⎢ ⎥ σ ⎣ ⎦
1/ 2
⎡ C p (Ts − Tsat ⎤ = 9.01kW / m 2 ⎢ n ⎥ ⎣⎢ C sf h fg Pr l ⎦⎥
Laju pindah panasnya (Q boiling) adalah: = qnukleat x Luas dinding pipa = 1.06 kW pada generator mesin pendingin adsorpsi metanol silikagel
53 Perhitungan Luas Permukaan Alat Penukar Kalor. Berdasarkan metode
optimasi dengan persamaan polinomial pangkat empat, dipilih dimeter pipa 12 mm, sehingga diperoleh jumlah pipa 1, panjang pipa 7000 mm, bilangan Reynold 3.2 x 105, koefisien gesekan fluida dengan pipa bagian dalam 0.00627, perbandingan panjang dengan diameter 583, luas permukaan sentuh 0.21 m2, dan koefisien pindah panas menyeluruh (U) 37.18 W/m2.K. Perhitungan dengan metode optimasi tersaji pada Lampiran 7-12. Kinerja alat penukar kalor berdasarkan data pengujian menunjukkan suhu air keluar tidak mencapai angka yang dibutuhkan untuk proses desorpsi minimal yaitu sebesar 85 oC. Hal ini disebabkan karena laluan air di dalam pipa terlalu cepat, ditunjukkan oleh nilai bilangan Reynold yang terlalu besar (3.2 x 105), sehingga proses sentuhan molekul-molekul air pada dinding pipa tidak cukup untuk memindahkan energi panas dari gas buang ke air sesuai yang dibutuhkan. Oleh karena itu perhitungan luas permukaan sentuh dilanjutkan dengan metode Kern. Berdasarkan metode Kern, optimasi luas permukaan sentuh bertujuan untuk menghasilkan air pemanas di sistem pendingin adsorpsi sebesar 85 oC, dimana data rancangan meliputi 1) energi panas dari gas buang sebesar 1 kW 2) suhu gas buang masuk alat penukar kalor 300 oC 3) suhu air masuk generator desoprsi 85oC 4) laju aliran massa gas buang 0.0056 kg/s. Dimensi alat penukar kalor dapat dilihat pada Tabel 3.3 Tabel 3.3 Dimensi alat penukar kalor Konstruksi Tube Di 0.0080
Konstruksi Shell Ds 0.2
Do
0.0100
De
L
0.2
m
Nt C
150 0.01
Batang m
CL
0.875
K Pt
385 0.02
PR
2
Ac Ao
0.000100 0.94
0.0341
Unit m m
W/m K m As
0.185
m2 m2
54 Berdasarkan metode Kern, dimensi alat penukar kalor dihitung dengan menggunakan trial and eror, dimana diameter, tebal, dan jumlah pipa merupakan data variabel. Konstruksi alat penukar kalor optimum, jika terjadi keseimbangan antara kemampuan pindah panas APK, energi panas dilepas gas buang, dan energi panas diserap air dan kecepatan air di dalam pipa kurang dari 0.9 m/s.. Keseimbangan energi tercapai, dimana diameter pipa sebesar
10 mm, tebal pipa
1 mm dengan jumlah pipa 150 batang dan panjang pipa masing-masing 200 mm. Material pipa yang digunakan adalah jenis tembaga murni dengan konduktivitas termal 385 W/m.K. Rancangan konstanta sudut antara pipa CL sebesar 0.875 yang mewakili sudut 30-60o, jarak antar dinding pipa C sebesar 10 mm dan jarak antar pusat pipa Pt sebesar 20 mm, sehingga diperoleh luas netto aliran cangkang As sebesar 0.185 m2. Laju aliran gas buang sebesar 0.0056 kg/s yang melewati luas netto cangkang As bersifat laminer (bilangan Reynold 43), namun karena fluida bersifat gas yang memiliki kisaran suhu antara 148-300 oC pada beban 25% mampu menghasilkan suhu air keluar sebesar 85 oC . Konstruksi alat penukar dengan menggunakan data rancangan mampu memindahkan panas sebesar 1.01 kW, dimana energi diterima air sebesar 0.98 kW, dan energi dilepas gas buang sebesar 1 kW. Proses perhitungan dimensi alat penukar kalor tersaji pada Lampiran 36 dan 37. Alat penukar kalor ini dirancang agar mampu memanfaatkan energi gas buang sebagai low level energy untuk proses desorpsi dari mesin pendingin adsorpsi yang telah dibuat oleh peneliti sebelumnya (Ropik 2001). Energi yang dibutuhkan pada proses desorpsi sebesar 1 kW. Data hasil pengujian menunjukkan bahwa alat penukar kalor mampu memindahkan energi gas buang ke air untuk memenuhi kebutuhan proses desorpsi. Setelah merancang bangun alat penukar kalor, dilakukan perbandingan karakteristik fluida antara data rancangan dengan data hasil uji. Perbandingan karakteristik fluida berdasarkan data rancangan dengan data hasil uji tersaji pada Tabel 3.4.
55 Tabel 3.4 Perbandingan karakteristik fluida Data
Air
Rancangan Gas buang
Air
Hasil uji Gas Buang
Unit
m
0.057
0.0056
0.057
0.0052
kg/s
Ti
353.9
573
343.6
482.47
K
To
358
421.26
347.06
346.12
K
ρi
971.13
0.71
977.16
0.71
kg/m³
ρo Ρ
968.45 969.79
0.71 0.71
975.19 976.17
0.71 0.71
kg/m³ kg/m³
cpi
4194.85
1176.84
4187.89
1176.84
J/kgK
cpo Cp
4198.25 4194.85
1176.84 1176.84
4190.14 4189.01
1176.84 1176.84
J/kgK J/kgK
ki
0.673
0.037
0.666
0.037
W/mK
ko k
0.675 0.674
0.037 0.037
0.669 0.667
0.037 0.037
W/mK W/mK
μi
0.000348
0.0000239
0.000408
0.0000239
kg/s.m
μo
0.000334
0.0000239
0.000388
0.0000239
kg/s.m
μ
0.000341
0.0000239
0.000398
0.0000239
kg/s.m
pri
2.23
0.76
2.6
0.76
pro Pr
2.13 2.18
0.76 0.76
2.47 2.54
0.76 0.76
vt Cmaks Cmin C
0.59 239.27
0.58 238.77 6.59
0.0275
6.16 0.0258
m/s J/K J/K J/K
Berdasarkan data uji coba, laju aliran massa dan suhu gas buang tidak sesuai dengan data rancangan. Laju aliran massa hanya sebesar 0.0052 kg/s atau sekitar 92.86% dari laju aliran massa rancangan. Hal ini disebabkan oleh beberapa faktor, yaitu : pemakaian bahan bakar per jam kurang dari 1 l/h dan rasio udara bahan bakar kurang dari 14.95. Suhu gas buang masuk sebesar 209.47 oC atau sekitar 69.82% dari suhu rancangan disebabkan karena terjadi pindah panas antara gas buang dengan lingkungan. Indikator terjadinya pindah panas antara gas buang dengan lingkungan adalah energi panas yang dilepas gas buang lebih besar daripada energi panas yang diserap oleh air. Selain itu, pada waktu uji coba 10:49, suhu gas buang keluar lebih kecil dibandingkan suhu air masuk ke alat penukar kalor.
56 Bahasan lebih lanjut dapat dilihat pada analisa pengaruh perubahan suhu terhadap kinerja alat penukar kalor. Ketidaksesuaian laju aliran massa gas buang dan suhu masuk gas buang menyebabkan perubahan kinerja alat penukar kalor. Perbandingan kinerja alat penukar kalor berdasarkan data rancangan dengan data hasil uji dapat dilihat pada Tabel 3.5 Tabel 3.5 Perbandingan data kinerja alat penukar kalor Keterangan
Kinerja
Unit
Rancangan
Hasil uji
8.44
26.49
W/m2K
127.21
33.36
o
Q
1.01
0.83
kW
Qcold
0.98
0.83
kW
Qhot
1
0.84
kW
Efektivitas
1.87
2.49
%
NTU
1.89
2.52
%
U ΔTlmd
C
Perbedaan kinerja alat penukar kalor data rancangan dengan data hasil uji disebabkan oleh perbedaan laju aliran massa gas buang dan suhu masuk gas buang. Perbedaan tersebut menyebabkan :1) penurunan log perubahan suhu ratarata penukar panas, log perubahan suhu hanya mencapai 33.36 oC atau hanya mencapai 26.22% dari data rancangan 2) penurunan energi, Q alat penukar kalor sebesar 0.83 kW atau hanya 82.18 % dari data rancangan, Qair sebesar 0.83 atau hanya 84.69% dari data rancangan, dan Qgas
buang
sebesar 0.84 kW atau 84% dari data
rancangan. Efektivitas alat penukar kalor data rata-rata uji coba lebih besar daripada data rancangan, karena perbandingan selisih suhu air keluar dan air masuk dengan selisih gas buang masuk dan air masuk lebih besar dibandingkan dengan data rancangan. Perubahan efektivitas alat penukar kalor berbanding lurus dengan perubahan NTU, sehingga NTU data rata-rata uji coba lebih besar daripada NTU data rancangan. Perhitungan Efisiensi Eksergi. Perhitungan efisiensi eksergi bertujuan
untuk menganalisa kemampuan alat penukar kalor untuk memanfaatkan energi tersedia. Dasar perhitungan eksergi adalah data entalpi, eksergi, dan suhu fluida
57 dan suhu lingkungan. Perhitungan eksergi alat penukar kalor tersaji pada Lampiran 15 dan 21. Perbandingan perhitungan efisiensi eksergi berdasarkan data rancangan dan data hasil uji tersaji pada Tabel 3.6 dan 3.7. Tabel 3.6 Data desain perhitungan eksergi berdasarkan data rancangan Keterangan
T K
H kJ/kg
S kJ/kgK
Ex kJ/kg
m kg/s
Masuk
573
3856.158
36.26705
526.5181
0.0056
Gas buang
Keluar Masuk
421.26 353.9
2812.034 338.8
34.23608 1.08622
101.5957 15.65502
0.0056 0.057
Air
Keluar
358
356.02
1.1346
18.12493
0.057
ηEx %
24.07
Tabel 3.7 Data perhitungan eksergi berdasarkan data rata-rata hasil uji T Keterangan Gas buang Air
K
H
S
Ex
kJ/kg
kJ/kgK
kJ/kg
Masuk
482.47
3243.38
35.12
264.29
m
ηEx
kg/s
%
0.00523
Keluar
346.12
2272.43
32.75
14.67
0.00523
Masuk
343.60
295.59
0.962
10.20
0.057000
Keluar
347.06
310.07
1.00
11.89
0.057000
12.54
Berdasarkan tabel di atas, efisiensi eksergi berdasarkan data rancangan sebesar 24.07% dan efisiensi eksergi data rata-rata hasil uji sebesar 12.54%. Efisiensi eksergi rancangan lebih besar karena perbedaan suhu fluida dengan suhu lingkungan lebih besar dibandingkan data rata-rata uji coba. Data rancangan suhu gas buang masuk dan keluar berturut-turut 300 oC dan 148oC, suhu air masuk dan keluar gas buang berturut-turut 80.9 oC dan 85 oC. Data rata-rata hasil uji suhu gas buang masuk dan keluar 209.47oC dan 73.12 oC, suhu air masuk dan keluar 70.6 oC dan 74.06 oC. Perbedaan suhu masuk dan keluar fluida di alat penukar kalor menyebabkan perbedaan nilai entalpi dan entropi fluida itu sendiri. Semakin tinggi suhu, maka semakin besar nilai entalpi, sehingga eksergi cenderung meningkat. Selain itu, selisih suhu masuk dan keluar fluida dari alat penukar kalor turut mempengaruhi efisiensi eksergi, semakin besar selisih suhu masuk dan keluar fluida, maka semakin besar efisiensi eksergi. Perbedaan suhu fluida dengan lingkungan dan selisih suhu fluida masuk dan keluar merupakan dua faktor yang tidak terpisahkan.
58 Pengaruh Perubahan Suhu Terhadap Kinerja APK. Pengaruh kinerja
alat penukar kalor dipengaruhi oleh perubahan suhu pada sistem yang meliputi perubahan suhu air dan perubahan suhu gas buang. Pada penelitian ini menganalisa perubahan kinerja generator, yang meliputi: log perubahan suhu total, efektivitas, dan eksergi efisiensi. Analisa kinerja alat penukar kalor tersaji pada gambar berikut. 250
Kinerja
Suhu (oC)
200
ΔTlmtd = 20.13oC
150
ε
= 5.29%
100
ηEx
= 23.48%
50 0 Jarak (m)
Log. (Perubahan suhu gas buang (oC)) Log. (Perubahan suhu air (oC))
Gambar 3.5 Hubungan perubahan suhu terhadap kinerja APK, data 30-08-2007. Pengaruh perubahan suhu terhadap kinerja alat penukar kalor pada data 26 dan 29 Agustus 2007 tidak dapat dihitung, karena sistem tidak bekerja dengan baik, sehingga suhu gas keluar lebih kecil dibandingkan suhu air masuk. Hal itu disebabkan oleh dua faktor, yaitu 1) terjadinya pindah panas antara gas buang dengan lingkungan, sehingga suhu gas buang keluar lebih kecil dibandingkan suhu air masuk 2) proses pembakaran umpan kayu di gasifier tidak berjalan terus menerus, sehingga suhu gas buang turun drastis. Berdasarkan kedua data di atas, log perubahan suhu total tidak berbanding lurus dengan efisiensi eksergi. Namun efektivitas berbanding lurus dengan efisiensi eksergi. Grafik hubungan efektivitas dengan efisiensi eksergi per waktu tersaji pada gambar berikut.
59
10
(%)
8 6
Efektivitas (%) Efisiensi eksergi (%)
4 2 0 15'
30'
45'
60'
75'
90'
105'
Waktu (menit ke-)
(%)
Gambar 3.6 Hubungan efektivitas dengan efisiensi eksergi, data 26-08-2007. 14 12 10 8 6 4 2 0
Efektivitas (%) Efisiensi eksergi (%)
15'
30'
45'
60'
75'
90'
105'
Waktu (menit ke-)
Gambar 3.7 Hubungan efektivitas dengan efisiensi eksergi, data 29-08-2007.
(%)
28 24 20
Efektivitas (%) Efisiensi eksergi (%)
16 12 8 4 0 15'
30'
45'
60'
75'
90'
105'
Waktu (menit ke-)
Gambar 3.8 Hubungan efektivitas dengan efisiensi eksergi, data 30-08-2007.
60 Berdasarkan ketiga grafik di atas, selang efektivitas alat penukar kalor untuk masing-masing percobaan
berturut-turut adalah 0.07-0.81%, 0.48-1.18%, dan
0.37-7.08%. Sedangkan selang eksergi berturut-turut adalah 4.75-10.42%, 6.4113.12%, dan 5.31-29.36%.
Data hasil uji 26 Agustus 2007, efektivitas alat
penukar kalor paling rendah yaitu antara 0.07-1.81% dan efisiensi eksergi juga paling rendah yaitu antara 4.75-10.42%. Data hasil uji 30 Agustus 2007, efektivitas alat penukar kalor paling tinggi yaitu antara 0.37-7.08% dan efisiensi eksergi juga paling tinggi yaitu antara 5.31-29.36%. Berdasarkan perbandingan ketiga data hasil uji, maka efektivitas alat penukar kalor berbanding lurus dengan efisiensi eksergi. Semakin tinggi efektivitas, maka pemanfaatan eksergi semakin besar, sehingga efisiensi eksegi semakin besar. Perbedaan nilai efektivitas alat penukar kalor dan efisiensi eksergi pada ketiga data hasil uji disebabkan oleh laju aliran gas buang yang tidak stabil dan sistem yang tidak terisolasi dengan baik. Oleh karena itu untuk penelitian selanjutnya laju massa gas buang harus stabil dan sistem alat penukar kalor harus terisolasi dengan baik.
61 Simpulan
1.
Perhitungan optimasi diameter pipa dengan menggunakan persamaan polinomial pangkat empat, dipilih dimeter pipa 12 mm, sehingga diperoleh luas permukaan sentuh 0.21 m2, bilangan Reynold 3.2 x 105, koefisien gesekan fluida dengan pipa bagian dalam 0.00627, dan koefisien pindah panas menyeluruh (U) 37.18 W/m2.K, namun suhu air keluar lebih rendah dari suhu yang dibutuhkan.
2.
Laju massa gas buang hasil uji sebesar 0.0052 kg/s, lebih kecil dibandingkan laju massa rancangan sebesar 0.0056 kg/s saat mesin bekerja 25%. Penurunan laju massa karena pemakaian bahan bakar per jam kurang dari 1 liter/h dan rasio udara bahan bakar kurang dari 14.95.
3.
Perbedaan laju massa gas buang dan suhu masuk gas buang menyebabkan berbagai perubahan, antara lain 1) penurunan log perubahan suhu rata-rata penukar panas, log perubahan suhu hanya mencapai 33.36 oC atau hanya mencapai 26.22% dari data rancangan 2) penurunan energi, kemampuan pindah panas alat penukar kalor hanya
sebesar 0.83 kW atau hanya
82.18% dari data rancangan, panas yang diserap air sebesar 0.83 kW atau hanya 84.69% dari data rancangan, dan panas yang dilepas gas buang sebesar 0.84 kW atau 84% dari data rancangan 3) penurunan eksergi, efisiensi eksergi data rata-rata hasil
uji sebesar 12.54%, atau hanya
mencapai 52% dari data rancangan. 4.
Pada data hasil uji 26 Agustus 2007, log perubahan suhu sebesar 52.44 oC dan efisiensi eksergi sebesar 4.75%. Sedangkan data hasil uji 30 Agustus 2007, log perubahan suhu sebesar 20.13 oC dan efisiensi eksergi sebesar 23.48%. Berdasarkan kedua data di atas, log perubahan suhu total tidak berbanding lurus dengan efisiensi eksergi, karena log perubahan suhu tidak menunjukkan pemanfaatan eksergi secara langsung.
5.
Data hasil uji 30 Agustus 2007, efektivitas alat penukar kalor paling tinggi antara 0.37-7.08% dan efisiensi eksergi juga paling tinggi antara 5.3-9.36%. Berdasarkan perbandingan ketiga data hasil uji, maka efektivitas alat penukar kalor berbanding lurus dengan efisiensi eksergi. Semakin tinggi
62 efektivitas, maka pemanfaatan eksergi semakin besar, sehingga efisiensi eksegi semakin besar.
Saran
1.
Data rancangan laju massa gas buang harus mendekati laju massa gas buang real, sehingga kemampuan alat penukar kalor sesuai dengan rancangan.
2.
Sistem alat penukar kalor sebaiknya terisolasi sempurna, sehingga pindah panas antara gas buang dengan lingkungan tidak terjadi. Dengan demikian, perhitungan
eksergi,
efektivitas,
dan
log
perubahan
suhu
dapat
mencerminkan kondisi yang sebenarnya. 3.
Optimasi alat penukar kalor akan lebih baik jika laju massa air dapat diubah, sehingga dapat diketahui laju massa optimal yang dibutuhkan oleh alat penukar kalor.
