1
Perancangan Centrifugal Slurry Booster Pump dengan Kapasitas 3000 liter per menit Mehmed Khozin Al Asror dan Prof. Dr. Ir. I Made Arya Djoni M.Sc. Teknik Mesin, Fakultas Teknologi Industri, Institut Teknologi Sepuluh Nopember (ITS) Jl. Arief Rahman Hakim, Surabaya 60111 E-mail:
[email protected] Abstrak—Dalam usaha memindahkan suatu fluida dalam jumlah besar dengan jarak yang jauh sering digunakan konstruksi pompa utama yang didukung oleh pompa penguat pada instalasi perpipaannya. Pada tugas akhir ini dirancang suatu konstruksi pompa booster dengan kapasitas 3000 liter per menit dengan fluida kerja slurry. Berdasarkan nilai dari kapasitas (Q) dan dengan mempertimbangkan lokasi instalasi, ditentukan diameter pipa dan head total booster pump. Dengan mengestimasikan putaran booster pump selanjutnya ditentukan nilai specific speed-nya. Specific speed yang telah diketahui selanjutnya akan dijadikan pedoman untuk menentukan jenis pompa dan dimensi-dimensi utama pompa booster. Dalam tugas akhir ini diperoleh bahwa kecepatan slurry harus berada pada range antara 7,65 ft/s hingga 9,5 ft/s. dengan pertimbangan ini diameter pipa diperoleh 6 in. Pompa booster yang digunakan adalah centrifugal pump dengan head total 208 ft. Daya yang dibutuhkan booster pump untuk beroperasi secara optimal sebesar 85,55 hp. Kata kunci: pompa, booster pump, impeller, head, slurry. PENDAHULUAN
E
nergi merupakan salah satu kebutuhan utama dalam kehidupan masyarakat dunia saat ini. Energi yang banyak dibutuhkan dan dipergunakan saat ini adalah energi yang berasal dari fosil, salah satunya adalah batubara. Batubara berperan sangat penting dalam pembangkit tenaga terutama di Indonesia. Indonesia merupakan negara yang memiliki sumber daya alam batubara yang cukup besar. Penambangan batubara ini harus melalui tahap-tahap tertentu, salah satu dari tahapan yang harus dilakukan adalah pemompaan air tambang yang menggenang. Air tambang ini cukup menggangu proses penambangan jika jumlahnya besar. Air tambang ini bercampur dengan partikel solid, atau termasuk slurry. Lokasi penambangan pada umumnya memiliki banyak lubang-lubang galian. Hal ini menyebabkan air tambang yang perlu dipompa tidak berasal dari satu lubang galian saja. Oleh karena itu dibutuhkan pompa utama yang fleksibel, yang artinya dapat dipindah-pindahkan dari satu lubang galian ke lubang galian yang lain. Sehingga pompa yang digunakan selayaknya sepraktis mungkin. Pompa ini yang akan mengalirkan air tambang menuju booster pump sebelum reservoir tujuan. Booster pump digunakan untuk meningkatkan tekanan fluida yang turun akibat gesekan dengan dinding pipa agar fluida bisa sampai ke reservoir tujuan. Konstruksi booster pump pada instalasi ditunjukkan pada gambar 1.
Gambar 1. Ilustrasi Booster Pump II. PERUMUSAN MASALAH Dengan memperhatikan kondisi pada instalasinya, pompa utama saja tidak dapat mengatasi headloss yang terjadi pada piping. Untuk meningkatkan kembali tekanan pompa utama yang turun maka dibutuhkan adanya booster pump pada instalasinya. Dalam tugas akhir ini dirancang suatu konstruksi booster pump yang dapat men-cover jarak yang harus ditempuh oleh fluida slurry agar sampai pada reservoir tujuan dengan flow rate yang diinginkan, yaitu 3000 liter per menit III. METODE Untuk merancang suatu pompa perlu diketahui pada instalasi yang bagaimana pompa itu bekerja. Sistem perpipaan yang akan digunakan sebagai pedoman dalam perancangan pompa penguat (booster pump) ditunjukkan oleh gambar 2:
Gambar 2. Instalasi dimana booster pump bekerja Secara umum flow chart pada perancangan booster pump ini ditunjukkan oleh gambar 3.
2 Sedangkan nilai K diperoleh dari gambar 4 yang ditampilkan sebagai berikut;
Gambar 4. Grafik untuk menentukan faktor K[1] Ganbar 3. Flow chart perancangan secara umum. Data awal untuk pompa utama, instalasi perpipaan, dan fluida slurry yang dipompa harus adalah sebagai berikut: • Data pada Pompa Utama Jenis = Bell and Gosset centrifugal pump series 1510 type 3E, Head Total = 368 ft, Efisiensi=76 %, Putaran = 3550 rpm, Flow rate= 793gpm, Panjang pipa suction = 9 m, Diameter impeller =10 in • Data pada fitting perpipaan Kstrainer = 1,5, Kcheck valve = 12, Kgate valve = 0,16, = 0,6, Kelbow 45 = 0,32, Bahan pipa Kelbow 90 =API Recommended Practice 14E[2] • Data untuk Fluida Kerja Jenis = Slurry, SGsolid = 2,65, SGair= 1, Cw= 15% by weight I. HASIL DAN PEMBAHASAN Dari data yang ada pada fluida slurry, perhitungan properties yang digunakan dalam perancangan dihitung sebagi berikut: • Perhitungan specific grafity slurry (SGm)[4]
•
•
•
𝑆𝐺𝑚 =
𝑆𝐺𝐿 1 = = 1,33 𝐶𝑤 (𝑆𝐺𝑠 − 𝑆𝐺𝐿 ) 0,15(2,65 − 1) 1− 1− 1 𝑆𝐺𝐿
Menghitung konsentrasi solid berdasarkan volume (Cv)[4] 𝑆𝐺𝑚 − 𝑆𝐺𝐿 1,33 − 1 𝐶𝑉 = = = 0,2 ≈ 20 % 𝑆𝐺𝑆 − 𝑆𝐺𝐿 2,65 − 1 Menghitung densitas slurry 𝑠𝑙𝑢𝑔 𝑠𝑙𝑢𝑔 𝜌𝑠𝑙𝑢𝑟𝑟𝑦 = 𝑆𝐺𝑚 . = 1,33 . 1,94 = 2,58 3 𝑓𝑡 𝑓𝑡 3 3 𝑠𝑒ℎ𝑖𝑛𝑔𝑔𝑎 𝛾𝑠𝑙𝑢𝑟𝑟𝑦 = 83,076 𝑙𝑏𝑓/𝑓𝑡 Menghitung viskositas slurry[12] 𝜇𝑚 = 1 + 2,5 𝐶𝑣 + 10,05 𝐶𝑣 2 + 0,00273𝑒 16,6 𝐶𝑣 𝜇𝐿 𝑙𝑏𝑓. 𝑠 𝜇𝑚 = 4,63 𝑥 10−5 𝑓𝑡 2
𝜐=
𝜇𝑚
𝜌𝑠𝑙𝑢𝑟𝑟𝑦
= 1,79 𝑥 10−5
𝑓𝑡 2 = 1,66 𝑐𝑒𝑛𝑡𝑖𝑠𝑡𝑜𝑘𝑒𝑠 𝑠
Fluida slurry merupakan percamuran antara air dengan partikel solid pada ukuran tertentu ( 200 m icron ). Sehingga perlu adanya koreksi untuk head dan efiiensi. Koreksi tersebut diperoleh dengan persamaan sebagai berikut[1]; 𝐻𝑅 = 1 − 𝑅𝐻 𝜂𝑅 = 1 − 𝑅𝜂 𝑅𝐻 = 𝑅𝜂 = 5 . 𝐾 . 𝐶𝑣
Koreksi untuk head dan efiiensi pada pompa dengan fluida kerja slurry[1]. 𝑅𝐻 = 𝑅𝜂 = 5 . 𝐾 . 𝐶𝑣 Dengan Cv = 20 % dan SGs = 2,65 maka dapat diperoleh harga K = 0,05 Maka; 𝑅𝐻 = 𝑅𝜂 = 5 .0,05 .0,2 = 0,05 Sehingga nilai HR dan ηR didapat; 𝐻𝑅 = 1 − 0,05 = 95 % 𝜂𝑅 = 1 − 0,05 = 95 % Nilai head dan efisiensi pada pompa ketika fluidanya slurry adalah[1]: 𝐻𝑚 = 𝐻𝑅 . 𝐻𝑊 = 0,95 . 358 = 340 𝑓𝑒𝑒𝑡 𝜂𝑚 = 𝜂𝑅 . 𝜂𝑊 = 0,95 . 0,75 = 0,71 Untuk menghitung diameter pipa terutama untuk fluida slurry diperlukan langkah-langkah sebagai berikut: Agar tidak terjadi pengendapan didalam pipa, fluida slurry harus mengalir dengan kecepatan diatas kecepatan kritikalnya.Untuk mengecek hal ini, kecepatan aliran dan kecepatan kritikal fluida harus dihitung. Menghitung kecepatan kritikal fluida slurry[10]: 𝑆𝐺𝑠 − 𝑆𝐺𝐿 � 𝑆𝐺𝐿
𝑉𝐶 = 𝐹𝐿 �2 . 𝑔 . 𝐷 . �
Dimana: FL = 1,05 untuk Cv = 20 % Sehingga 𝑉𝐶 = 7,65 𝑓𝑡/𝑠 Menentukan maximum velocity yang diijinkan dengan menggunakan gambar 5, pada flow rate 800 gpm pada pipa dengan material galvanized iron API RP 14E. Maximum velocity-nya diperkirakan 9,5 feet/s. sehingga perhitungan diameter pipa didasrkan pada kecepatan diantara 7,65 ft/s sampai 9,5 ft/s. dalam perencanaan ini dipilih yang kecepatannya maksimum yaitu 9.5 ft/s. 𝑓𝑡 3� 4 .1,77 4 .𝑄 𝑠 =� = 0,49 𝑓𝑡 ≈ 5,85 𝑖𝑛 𝐷=� 𝑓𝑡� 𝜋 .𝑉 𝜋 .9,5 𝑠 Dengan menyesuaikan diameter pipa yang ada di pasaran maka, dipilih diameter pipa = 6 in Menghitung velocity fluida dalam pipa dengan diameter pipa 6 in (0,5 ft ) 1,77 𝑄 = = 9,01 𝑓𝑡/𝑠 𝑉= 1� 𝜋𝐷2 1� 𝜋 . 0,52 4 4 Dapat dilihat bahwa 7,65 ft/s < V < 9,5 ft.
3 9,012 − 02 𝑃𝐶 − 2116,224 �+� 340 = � � + (94,32 − 0) + 243,983 2 .32,2 83,076
𝑃𝐶 = 2152,5 𝑙𝑏𝑓 ⁄𝑓𝑡 2 ≈ 1,02 𝑎𝑡𝑚 Persamaan yang digunakan untuk menghitung Head dari Booster Pump adalah[6] : 𝑃𝐷 − 𝑃𝐶 𝑉𝐷 2 − 𝑉𝐶 2 𝐻𝐵𝑃 = � �+� � + (𝑍𝐷 − 𝑍𝐶 ) + ℎ𝑙𝐶−𝐷 𝛾 2𝑔 Dimana: PD = 2116,224 lbf/ft2 (1 atm), P= 2160,2 C ft / s, ZC = 94,32 ft, ZD = lbf / ft2, VC =VD =9,01 131,73ft , hlC-D = 171,13 ft Karena VD = VC sehingga persamaan energinya dapat disederhanakan menjadi; Gambar 5. Grafik kecepatan maksimum fluida yang diijinkan dalam pipa[2] Head loss didalam pipa diperoleh dengan menggunakan formulasi dari Hazen and Williams yaitu[10]: 100 1,85 𝑄1,85 ℎ𝑙𝑓 = 0,002083 . 𝐿 . � � . 4,8655 𝑑 𝐶 Dengan Q dalam gpm, d dalam in, dan L dalam ft. Karena fluida yang dialirkan adalah fluida slurry dengan viskositas yang berbeda, maka perlu adanya penyesuaian dalam nilai C. untuk menentukan nilai dari C diperlukan langkah-langkah berikut ini: Menentukan Re ( reynold number ) 𝑉𝐷 9,01 . 0,5 𝑅𝑒 = = = 251675,98 𝑣 1,79 𝑥10−5 Untuk material pipa galvanized iron API RP E14[2] 𝑒 mempunyai relative roughness = 8 𝑥10−4 . Kemudian 𝐷 nilai f dari persamaan darcy dan weisbach didapat dengan menggunakan persamaan Churchill[4]. 1/12 16 −1,5
8 12 37530 16 7 0,9 𝑒 𝑓 = 8 �� � + �� � + �−2,457 . ln �� � + 0,27 �� � 𝑅𝑒 𝑅𝑒 𝑅𝑒 𝐷
�
Dan diperoleh f = 0,02. Nilai C - friction factor pada persamaan Hazen dan Williams dapat dicari dengan persamaan[4]: 𝐶=
43,67 43,67 = = 131,87 ≈ 132 𝑓 0,54 . 𝑅𝑒 0.081 0,020,54 . 251675,980.081
Untuk menentukan Head loss pada titik A’-B, Data yang dikaetahui yaitu : DA’-B= 6 in, LA’-B = 9 m Hasil perhitungan head loss mayor ( hlf.A-B) adalah ℎ𝑙𝑓 = 1,39 𝑓𝑡. Untuk menghitung headloss minor ( hlm.A-B) ℎ𝑙𝑚.𝐴′−𝐵 = (𝐾𝑠𝑡𝑟𝑎𝑖𝑛𝑒𝑟 + 𝐾𝐶𝑉 + 𝐾𝑒𝑙𝑏𝑜𝑤 90 ).
ℎ𝑙𝐴′−𝐵 = 1,39 + 17,77 = 19,16 𝑓𝑡
𝑉2
2𝑔
= 17,77 𝑓𝑡
Dengan metode yang sama pada perhitungan head loss A-B diperoleh: Head loss B-C = 224,823 ft, Head loss C-D =171,13 ft. Setelah head loss pada titik A’ sampai D pada pipa ditemukan, selanjutnya menghitung tekanan hisap ( PC) pada booster pump. Persamaan yang digunakan adalah persamaan energi yaitu[6]: 𝑃𝐶 − 𝑃𝐴 𝑉𝐶 2 − 𝑉𝐴 2 �+� � + (𝑍𝐶 − 𝑍𝐴 ) + ℎ𝑙𝐴′−𝐶 𝛾 2𝑔
𝐻𝑀𝑃 = �
Dimana : PA= 2116,224 lbf/ft2 (1 atm), γL = 83,076 lbf/ft3, ft, HMP = 340 ft, hlA’-C = 243,983ft. ZC= 94,32
𝑃𝐷 − 𝑃𝐶 𝐻𝐵𝑃 = � � + (𝑍𝐷 − 𝑍𝐶 ) + ℎ𝑙𝐶−𝐷 = 208 𝑓𝑡 ≈ 63,40 𝑚 𝛾
Jenis dari pompa booster dapat diketahui dari besarnya nilai specific speed-nya. Persamaan yang digunakan dalam menentukan specific speed adalah sebagai berikut[9]: 𝛾𝐿 𝑛 . �𝑄 𝑛𝑠 = � . 3 75 𝐻 �4 dimana : γL = specific weight slurry (Kgf/m3) = 1330,23Kgf / m3, n = putaran ( rpm ), Q = flow rate( m3 / s ), H = Head(meter) Dengan demikian persamaan diatas dapat direduksi menjadi; 1775 . �0,05 = 74,37 𝑛𝑠 = 4,21 . 3 63,40 �4 Mencari Power ( N ) 𝛾 .𝑄 .𝐻 83,076 .1,77 .208 𝑁= = = 85,55 ℎ𝑝 550 . 𝜂 550 . 0,65 Perencanaan Impeller Untuk merencanakan impeller hal yang harus diketahui adalah nilai dari specific speed kinematik[1]: 𝑛 . �𝑄 𝑛𝑠𝑄 = 3 𝐻 �4 dengan n dalam rprm, Q dalam rpm, dan H dalam ft. 𝑛𝑠𝑄 (𝑈𝑆) =
1775 .√793 3 208 �4
= 912,6 = 913
Pompa referensi dipilih model 8x6[1] dimana specific speed nya paling mendekati 913. Spesifikasi pompa referensi yang digunakan: H’ : 180 ft, Q’ : 2790 gpm, d2’:20,87 inch, η’ : 70 %, n’ : 1005 rpm, b2’ : 3 in Diameter outlet dicari terlebih dahulu sebagai komponen dimensi dalam pendekatan similarity geometry melalui perumusan[9]: 𝑛′ 𝐻 1005 208 . � = 20,87. .� = 12,7 𝑖𝑛 𝑛 𝐻′ 1775 180 Diameter suction diperoleh dengan pendekatan similarity geometry menggunakan perumusan[9] : 𝑑2 12,7 𝑑0 = . 𝑑′ = . 8 = 4,87 ≈ 5 𝑖𝑛 𝑑2 ′ 0 20,87 Luas suction diperoleh dengan menggunakan perumusan[9]: 𝜋 . 𝑑0 2 𝜋 . 52 𝐴0 = = = 19,625 𝑖𝑛2 = 0,0127 𝑚2 4 4 Kecepatan fluida masuk diperoleh dengan menggunakan perumusan[9] : 𝑄𝑡 𝑄 ⁄𝜂𝑣 0,05⁄0,95 = = = 4,14 𝑚/𝑠 𝑐0 = 𝐴0 𝐴0 0,0127 𝑑2 = 𝑑2′ .
4 Kecepatan meridional di inlet untuk end suction pump diperoleh dengan menggunakan perumusan[9]: 𝑐0 4,14 𝑐𝑚1 = = 𝑐𝑚1 = = 4,36 𝑚/𝑠 (0,9 − 1) 0,95 Untuk mendapatkan nilai head maksimum yang bisa di hasilkan oleh impeller maka dipilih sudut absolut di inlet (α1) = 90°. Sehingga kecepatan absolute di inlet adalah : 𝑐1 = 𝑐𝑚1 = 4,36 𝑚/𝑠 Pada perancangan dipilih diameter inlet (d1) = 5 in. Kecepatan keliling di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan[9] : 𝜋 . 𝑑1 . 𝑛 𝜋 . 0,127. 1775 𝑢1 = = = 11,8 𝑚/𝑠 60 60 Sudut relatif di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan[9] : 𝑐𝑚1 4,36 𝛽1 = arctan � � = arctan � � = 20,28 𝑢1 11,8 𝑢1 11,8 = = 12,58 𝑚/𝑠 𝑤1 = 𝑐𝑜𝑠 𝛽1 𝑐𝑜𝑠 20,28 Batasan perancangan untuk jumlah sudu pada pompa slurry adalah 3 sampai dengan 5 buah sudu. Pada perancangan ini dipilih 4 buah sudu (z = 4). Jarak antar sudu di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan[9] : 𝜋 . 𝑑1 𝜋 . 5 𝑡1 = = = 3,925 𝑖𝑛 = 7,97 𝑐𝑚 𝑧 4 Tebal sudu dalam arah keliling di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan[9]: 𝑆 𝑆𝑢1 = 1
Dari hasil perhitungan dimensi-dimensi utamanya, impeller booster pump ditunjukkan oleh gambar 6.
(a)
(b)
Gambar 6. (a) Impeller pandangan depan (b) Impeller pandangan samping Perencanaan casing booster pump Casing untuk pompa centrifugal dengan fluida slurry pada umumnya menggunakan casing semi-concentric seperti gambar 7.
𝑠𝑖𝑛 𝛽1
Dimana pada perancangan ini tebal sudu inlet (s1) dipilih relatif tebal dengan untuk mengimbangi abrasifitas yang terjadi di inlet yaitu sebesar 0,2 in atau 0.017 ft. sehingga tebal sudu dalam arah keliling di inlet adalah : 0.2 = 0,58 𝑖𝑛 𝑆𝑢1 = 𝑠𝑖𝑛 20,28 Koefisien penyempitan di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan : 𝑡1 3,925 = = 1,173 𝜑1 = 𝑡1 − 𝑆𝑢1 3,925 − 0,58 Luas di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan2.18 : 𝑄𝑡 0,053 𝐴1 = 𝜑1 . = 1,173 . = 0,0143 𝑚2 = 22,10 𝑖𝑛2 𝑐𝑚1 4,36 Lebar di inlet diperoleh dengan menggunakan perumusan : 𝐴1 22,10 = = 1,408 𝑖𝑛 = 3,575 𝑐𝑚 𝑏1 = 𝜋 . 𝑑1 𝜋 .5 Jarak antar sudu di outlet diperoleh dengan menggunakan perumusan : 𝜋 . 𝑑2 𝜋 . 12,7 𝑡2 = = = 9,96 𝑖𝑛 𝑧 4 Dengan metode sama pada inlet tebal sudu dalam arah keliling di outlet diperoleh: 0,2 = 0,456 𝑖𝑛 𝑆𝑢2 = 𝑠𝑖𝑛 26 Koefisien penyempitan di outlet diperoleh dengan menggunakan perumusan : 𝑡2 9,96 = = 1,048 𝜑2 = 𝑡2 − 𝑆𝑢2 9,96 − 0,456 Mencari b2 dengan pendekatan imilarity geometry 𝑑2 ′ 12,7 𝑏2 = . 𝑏2 = . 3 = 1,82 𝑖𝑛 = 4,64 𝑐𝑚 𝑑2 ′ 20,87
Gambar 7. Profil casing secara umum[1] perhitungan untuk masing-masing parameter tersebut disajikan sebagai berikut[1]: 1. Perhitungan selimut impeller 𝑑𝑡 = 1,06 . 𝑑2 = 1,06 . 12, = 13,46 𝑖𝑛 2. Perhitungan perimeter semi-sirkular 𝑋𝑣 = 1,35 . 𝑑𝑡 = 1,35 . 13,46 = 18,17 𝑖𝑛 𝑌𝑣 = 1,25 . 𝑑𝑡 = 1,25 . 13,4 = 16,825 𝑖𝑛 3. Perhitungan tebal liner 𝑡𝐿 = 0,05 . 𝑑𝑡 = 0,05 . 13,4 = 0,673 𝑖𝑛 4. Diameter cut water 𝑑𝑐 = 1,24 . 𝑑2 = 1,24 . 12,7 = 15,75 𝑖𝑛 5. Perhitungan tebal casing 𝐷 = 𝑋𝑣 + 2𝑡𝐿 = 18,17 + 2 ( 0,673 ) = 19,52 𝑖𝑛
𝑡𝐶 =
𝐷 19,52 = = 0,48 41 41
Perencanaan Poros Perencanaan poros dilakukan dengan menganalisa berbagai beban yang bekerja pada poros yaitu beban torsi, beban radial dan beban aksial.Beban torsi terjadi akibat daya dan putaran yang disalurkan kepada poros. Beban torsi yang diterima oleh poros dapat dihitung dengan persamaan: 63000 . ℎ𝑝 63000 . 85,55 = = 3036,42 𝑙𝑏𝑓 − 𝑖𝑛 𝑇= 1775 𝑛
5 Berat impeller merupakan salah satu komponen yang menyebabkan terjadinya beban radial pada poros.Berat impeller dapat diketahui dengan melakukan perhitungan yang melibatkan volume impeller, dan densitas material impeller. Pada perancangan ini diperoleh volume impeller adalah: 𝑉𝑖 = 113,345 𝑖𝑛3 Material yang dipilih untuk pembuat impeller adalah ASTM A532 Class I tipe D dengan densitas (ρ) = 0,278
slug lbm = 14,92 , maka berat impeller adalah (Wi) : 3 in ft 3
𝑊𝑖 = 𝜌 . 𝑉𝑖 . 𝑔 𝑠𝑙𝑢𝑔 𝑓𝑡 𝑓𝑡 3 3 . 113,345 𝑖𝑛 .32,2 . 𝑊𝑖 = 14,92 𝑓𝑡 3 𝑠 2 (12)3 𝑖𝑛3 𝑊𝑖 = 31,51 𝑙𝑏𝑓
𝐻𝑝 = 𝜂𝐻 . �1 −
𝑔 . 𝐻𝑡 � . 𝐻𝑡 = 43,4 𝑚 = 142,38 𝑓𝑡 2 . 𝑢2 2
Dengan Hυ =142,38 ft maka didapat 𝑇1 = 673,23 𝑙𝑏𝑓 Sedangkan untuk menghitung Beban aksial akibat momentum aliran fluida di sisi inlet dihitung dengan perumusan[9] : 𝑇2 = 𝜌𝑚 . 𝑄 . 𝑐0 𝑠𝑙𝑢𝑔 𝑓𝑡 3 𝑓𝑡 . 1,77 .13,58 = 62 𝑙𝑏𝑓 𝑇2 = 2,58 3 𝑠 𝑓𝑡 𝑠 Untuk overhung impeller dengan single entry terdapat perbedaan tekanan antara suction (Po) dan tekanan atmosfir di ujung poros (Pa) yang menimbulkan gaya T3, dihitung dengan perumusan[9] : 𝑇3 = (𝑃𝑎 − 𝑃0 ) . 𝐴𝑠𝑙 = (2116,24 − 2160,2) . 0,0 = −0,5277 𝑙𝑏𝑓
Setelah semua variable diketahui maka ;
Beban radial akibat tekanan yang tidak uniform di dalam pompa yang diterima poros didapatkan dengan perumusan[1] 𝐹𝑟 = 𝑘 . 𝐾𝑟 . 𝑆𝐺 . 𝐻 . 𝑑2 . 𝑏2 dimana : k : 0,433 (USCS) atau 9790 (SI), SG : specific grafity slurry, H : Head pompa (m), d2 : Diameter impeller (m), b2: lebar outlet impeller beserta tebal shroud (m) Nilai Kr diperoleh pada Q/Qn = 0 dimana gaya radial besarnya maksimum. Pada ns = 913 nilai Kr = 0,15 𝐹𝑟 = 2237 𝑁 = 502,92 𝑙𝑏𝑓 Koreksi Fr pada modified concentric casing pada flow rate mendekati shut off ( Q/Qn = 0 ) adalah 22 % = 0,22 Sehingga Fr = 0,22 x 502,92 = 110,64lbf Arah dari Fr ditentukan dari gambar 8.
𝐹𝐴 = 𝑇1 − 𝑇2 + 𝑇3 = 673,23 − 62 + (−0,5277) = 610,7 𝑙𝑏𝑓
Free body diagram untuk poros pompa ditunjukkan oleh gambar 9:
Gambar 9. Gaya-gaya yang bekerja pada poros Data untuk perhitungan: FR= 110,64 lbf, Wi = 31,51 T = 3036,42 lbf-in
lbf, FAx = 610,7 lbf,
Untuk gaya yang bekerja secara axial dapat dihitung dengan perumusan; 𝐹𝐷 𝑥 = 𝐹𝐴 𝑥 = 610,7 𝑙𝑏𝑓
Untuk menghitung gaya-gaya pada arah radial gambar FBD diatas dibagi menjadi 2 bidang, bidang horizontal dan bidang vertical. Untuk bidang vertikal dapat dilihat pada gambar 10.
Gambar 8. Grafik Penentuan arah Fr
8”
0
Fr membentuk sudut 153 dari tongue searah aliran.
A
. Beban axial akibat head statis di sisi outlet (T1) dengan asumsi distribusi tekanan pada clearance di depan dan belakang impeller adalah sama, gaya T1 yang bekerja pada area annular antara suction (do) dan shaft sleeve (dsl) dapat dihitung dengan perumusan[9]: 𝑟=𝑟
0 1 𝜔2 𝜔2 𝑇1 = 2 . 𝜋 . 𝛾 . � . 𝐻𝑝 . 𝑟 2 − . 𝑟2 2 . 𝑟 2 + . 𝑟 4� 16𝑔 32𝑔 2 𝑟=𝑟
Dimana : ro rsl r2 Hp ω
: : : : :
𝑠𝑙
Jari – jari inlet = 0,2 ft Jari -jari shaft sleeve direncanakan = 0,128ft Jari – jari impeller = 0,53 ft Head tekanan statis pada outlet Kecepatan angular =
2.π .n 2.π .1775 rad = = 185,78 60 60 s
Sebelum dapat melakukan perhitungan besarnya nilai beban axial pada outlet perlu dilakukan perhitungan terhadap head tekanan statis di outlet impeller (Hp)[9]
B
Wi FrV
FBV
6”
C FCV
Gambar 10 . Free Body Diagram pada bidang vertical 𝐹𝑟𝑉 = 𝐹𝑟 . cos 60 = 110,64 .0,5 = 55,32 𝑙𝑏𝑓
� 𝑀𝑐 = 0 ( 𝐶𝑊 = +)
−(𝐹𝑟𝑉 + 𝑊𝑖) . 𝐿𝐴−𝐶 + 𝐹𝐵𝑉 . 𝐿𝐵−𝐶 = 0 −(55,32 + 31,51) . 14 + 𝐹𝐵𝑉 . 6 = 0 𝐹𝐵𝑉 = 202,6 𝑙𝑏𝑓 � 𝐹𝑦 = 0 (𝐴𝑟𝑎ℎ 𝑘𝑒𝑎𝑡𝑎𝑠+ )
𝐹𝐵𝑉 + 𝐹𝐶𝑉 − 𝐹𝑟𝑉 − 𝑊𝑖 = 0 220,6 + 𝐹𝐶𝑉 − 55,32 − 31,51 = 0 𝐹𝐶𝑉 = − 115,77 𝑙𝑏𝑓 diagram momen pada bidang vertical ditunjukkan oleh gambar 11. C
6
A
8”
B
6”
694,72lbf-in
C
Gambar 11. Diagram momen bidang vertikal Dengan cara yang sama momen bending pada bidang horizontal diperoleh, MH = 770 lbf-in. Resultan momen bending dapat diperoleh dengan persamaan: 𝑀𝑅 = �𝑀𝑉 2 + 𝑀𝐻 2 = �694,72 + 7702 = 1037,08 𝑙𝑏𝑓 − 𝑖𝑛
Bahan poros direncanakan menggunakan AISI type 52100 hot rolled normalized dengan Sy = 139000 psi. pada perencanaan ini digunakan safety factor N = 2 . Dengan menggunakan teori kegagalan maximum shear stress, diameter minimal untuk poros dapat ditentukan dengan persamaan: 1 3
16 . 𝑁 . �16𝑀𝑅 2 + 𝑇 2 � 𝐷 ≥ � 0,5 . 𝑆𝑦 . 𝜋
1
16 . 2 . �16. 1037,082 + 3036,422 3 𝐷 ≥ � � 0,5 . 139000 . 𝜋 𝐷 ≥ 0,91 𝑖𝑛
Perencanaan Bearing Dalam perancangan ini direncanakan menggunakan 2 buah radial bearing dan sebuah thrust bearing. Untuk radial bearing digunakan radial deep groove ball bearing dimension series 03 AFBMA dimana bearing ini mempunyai spesifikasi: Diameter bore = 1,3780 in = 35 mm Diameter luar = 3,1496 in = 80 mm width = 0,8268 in = 21 mm Co = 4020 lb C = 5750 lb b=3
Pada titik B resultan gaya yang bekerja adalah: 𝐹𝑟𝐵 = �(𝐹𝐵𝑉 )2 + (𝐹𝐵𝐻 )2 = �(202,6)2 + (224,6)2 = 302,48 𝑙𝑏𝑓
𝑃 = 𝑋𝑉𝐹𝑟 + 𝑌𝐹𝐴 Dimana nilai X = 0,40 dan Y = 1,37. Fr = 0, Maka 𝑃 = 𝑋𝑉𝐹𝑟 + 𝑌𝐹𝐴 = 1,37 . 610,7 = 836,66 𝑙𝑏𝑓 Umur bantalan diperoleh: 𝐿10 𝐷 = 136111,204 𝑗𝑎𝑚
IV KESIMPULAN Berdasarkan Hasil Perhitungan diperoleh suatu rancangan pipa dengan diameter 6 in. pompa booster dengan dimensi-dimensi berikut ini: diameter inlet impeller = 12.7 in, diameter outlet = 5 i n, type closed backward curved, mounting = overhung. Casing dengan type semiconcentric, menggunakan 2 bearing radial dengan tipe single row deep groove ball bearing AFBMA-03 dan thrust bearing dengan tipe spherical roller bearing AFBMA-23. Material yang digunakan adalah ASTM A532 class 1 type D untuk impeller dan casing, dan AISI 52100 h ot rolled normalized untuk porosnya. UCAPAN TERIMA KASIH Penulis mengucapkan terima kasih sebesar-besarnya kepada Bapak Prof. Dr. Ir. I Made Arya Djoni M.Sc dan Bapak Dr. Ir. Heru Mirmanto M.T atas kerjasama dan bimbingannya dalam penulisan artikel ilmiah ini. 1. 2.
3. 4. 5. 6. 7.
Pada titik B tidak terdapat gaya axial yang bekerja, sehingga bearing hanya menahan gaya radial saja. Perumusan untuk beban ekuifalen adalah modifikasi dari persamaan: 𝑃 = 𝑉. 𝐹𝑟𝐵 = 1 . 302,48 = 302,48 𝑙𝑏𝑓 Umur bantalan diperoleh dengan persamaan:
8.
Dengan metode yang sama umur bantalan C diperoleh: 𝐿10 𝐶 = 345717,33 𝑗𝑎𝑚 Bearing yang dipilih pada titik D adalah spherical roller bearing dimension series 23 AFBMA dengan spesifikasi: Diameter bore = 1,3780 in = 35 mm Diameter luar = 3,1496 in = 80 mm width = 0,8268 in = 21 mm Co = 16100 lb C = 20400 lb b=3
12.
𝐿10 𝐵 =
106 𝐶 𝑏 106 5750 3 � � = � � = 64500,626 𝑗𝑎𝑚 60𝑛 𝑃 60 .1775 302,48
beban ekuivalen dihitung dengan persamaan:
9. 10. 11.
13. 14.
DAFTAR PUSTAKA Abulnaga, B. 2002. Slurry System Handbook. New York : McGraw-Hill Book Company. American Petroleum Institute. 1991. Recommended Practice for Design and Installation of Offshore Production Platform Piping System. Fifth edition. Washington: American Petroleum Institute. Bell & Gosset. Base Mounted Centrifugal Pump Performance curves, series 1510. ITT industries. Burgess,K.E.,Grzina,Anthony.,Rudnev,Alex. 2002. Slurry Pumping Manual. First edition. Warman International ltd. Deutschman, A. D., Michels, W. J., dan Wilson, C. E. 1975. Machine Design. New York : M acmillan Publishing Co. Inc. Fox, R.W., dan McDonald A.T. 1998. Introduction to Fluid Mechanics. Fifth edition. New York : John Wiley and Sons. Karassik, I.J., dan Heald C.C. 2001. Pump Handbook. Third edition. New York : McGraw-Hill Book Company. Khetagurov, M. Marine Auxiliary Machinery and System. Moscow : Peace Publisher. Lazarkiewicz, S., dan Troskolanski A.T. 1965. Impeller Pump. Warsaw : Pergamon Press. Loomis, A.W.,Westaway,C.R.1981. Cameron Hydraulic Data. New Jersey: Ingersol Rand. MatWeb : Material Properties Data
. Nayyar, L.M. 1999. Piping Handbook. Seventh edition. New York : McGraw-Hill Book Company. Warman. 2009. Slurry Pump Handbook. Fifth edition. Weir slurry group.inc. Willson, K. C., dkk. 1999. Slurry Transport Using Sentrifugal Pumps. Third edition. New York : McGraw-Hill Book Company.
