TUGAS SARJANA TEKNIK PENDINGIN PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK KEBUTUHAN PENGKONDISIAN UDARA PADA BANGUNAN KANTOR ADPEL DI MEDAN

TUGAS SARJANA

TEKNIK PENDINGIN

PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK KEBUTUHAN PENGKONDISIAN UDARA PADA BANGUNAN KANTOR ADPEL DI MEDAN

Oleh : Madi Margoyungan (030401010)

JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2008 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, karena atas rahmat dan berkat-Nyalah penulis dapat menyelesaikan penulisan tugas sarjana ini dengan baik. Tugas Sarjana ini merupakan salah satu syarat kelulusan mahasiswa sebagai Sarjana S-1 Jurusan Teknik Mesin FT-USU.Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Adapun judul dari tugas sarjana ini adalah “PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK PENGKONDISIAN UDARA DI SEBUAH BANGUNAN KANTOR ADPEL DI BELAWAN”. Penulis menyadari bahwa skripsi ini mungkin masih jauh dari sempurna, maka penulis sangat mengharapkan adanya saran dan kritik yang membangun dari para pembaca. Dalam kesempatan ini penulis ingin mengucapkan banyak terima kasih kepada: 1. Bapak Ir. H. M. Yahya Nasution selaku dosen pembimbing yang telah banyak membantu dalam penulisan dan penyelesaian skripsi ini. 2. Bapak Dr.Ir.Farel H. Napitupulu,DEA dan Bapak Bapak Ir. Zamanhuri, MT selaku dosen pembanding I dan II yang telah bersedia meluangkan waktu dan membimbing selama proses perbaikan hasil seminar. 3. Bapak Dr-Ing Ir.Ikhwansyah Isranuri , selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara 4. Bapak Tulus Burhanuddin ST, MT, selaku Sekretaris Jurusan Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. 5. Seluruh anggota keluarga terutama kedua orang tua saya yang telah banyak memberikan dorongan semangat dan mendampingi dalam penyelesaikan skripsi ini. 6. Bapak Joner dari PT. Seltech Utama yang telah memberikan bantuan atas Tugas Sarjana ini. 7. Seluruh staf dan karyawan PT. Seltech Utama yang telah banyak membantu dalam proses penyelesaian skripsi ini. 8. Teman-teman mahasiswa antara lain Frans, Johnson, Yapto, Soekimin dan temanMadi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

teman lain yang tidak dapat disebutkan di sini satu-persatu yang telah banyak memberikan bantuan, support dan inspirasi khususnya angkatan 2003 baik selama masa kuliah maupun dalam penyelesaian skripsi ini. Semoga Tuhan Yang Maha Esa membalas budi baik mereka atas bantuan yang telah diberikan dan akan selalu diberkahi oleh-Nya.

Medan, Maret 2008 Penulis

Madi Margoyungan 030401010

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

DAFTAR ISI Kata Pengantar ...................................................................................................... i .............................................................................................................................. Daftar Isi ............................................................................................................... iii Nomenklatur (Daftar Simbol) ................................................................................ vii Daftar Tabel .......................................................................................................... xii Daftar Lampiran .................................................................................................... xiii BAB 1. PENDAHULUAN ................................................................................. 1 1.1. Latar Belakang .................................................................................... 1 1.2. Tujuan Perencanaan ............................................................................ 1 1.3. Batasan Masalah ................................................................................. 1 BAB 2. TINJAUAN PUSTAKA ........................................................................ 4 2.1. Definisi Mesin Pendingin dan Komponennya ...................................... 4 2.2. Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara ............................................. 7 2.2.1.All-Air System ............................................................................. 7 2.2.2.All-Water System ......................................................................... 10 2.2.3.Air-Water System ........................................................................ 12 2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE ........................................................... 13 2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Awal .................................................. 14 2.4.1. Perencanaan Sistem .................................................................... 18 2.4.2. Modifikasi Bangunan ................................................................. 19 2.4.3. Penempatan Mesin Pendingin ..................................................... 19 BAB 3. BEBAN PENDINGIN DAN SIKLUS PENGKONDISIAN UDARA .. 21 3.1. Definisi Beban Pendingin dan Kondisi Perencanaan............................ 21 3.2. Perhitungan Cooling Load................................................................... 21 3.2.1. Perhitungan Cooling Load Dinding ............................................ 21 3.2.2. Perhitungan Cooling Load Atap.................................................. 26 3.2.3. Perhitungan Cooling Load Kaca ................................................. 29 3.2.4. Perhitungan Cooling Load Lantai ............................................... 32 3.2.5. Perhitungan Cooling Load Penerangan dan Alat Elektronik ........ 33 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

3.2.6. Perhitungan Cooling Load Manusia ............................................ 35 3.2.7. Perhitungan Cooling Load Infiltrasi ............................................ 37 3.2.8. Perhitungan Cooling Load Ventilasi ........................................... 40 3.2.9. Total Cooling Load .................................................................... 42 3.3. Siklus Pengkondisian Udara ................................................................ 43 3.2.1. Analisa Grafik Psikometri (Psychometric Chart) ........................ 43 BAB 4. ANALISA TERMODINAMIKA.......................................................... 47 4.1. Analisa Termodinamika Sistem Pendingin .......................................... 47 4.2. Pemilihan Refrijeran ........................................................................... 48 4.3. Analisa Termodinamika Siklus Kompresi Uap .................................... 49 BAB 5. KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP........................... 53 5.1. Kompresor .......................................................................................... 53 5.2. Evaporator .......................................................................................... 55 5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal........................... 56 5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ............................. 57 5.2.3. Faktor Pengotoran ..................................................................... 58 5.2.4. Tahanan Kontak ........................................................................ 59 5.2.5. Perpindahan Panas Pada Sirip .................................................... 59 5.2.6. Perpindahan Panas Global ......................................................... 61 5.3. Kondensor........................................................................................... 65 5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal........................... 67 5.3.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Desuperheating ............................................................. 69 5.3.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Kondensasi ................................................................... 70 5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal ............................. 72 5.3.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Desuperheating ............................................................ 72 5.3.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Yang Terjadi Ketika Refrigeran Mengalami Proses Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

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

5.3.3. Perpindahan Panas Global ......................................................... 74 5.3.3.1. Perpindahan Panas Global Tube Yang Mengalami Proses Desuperheating ................................................ 74 5.3.3.2. Perpindahan Panas Global Tube Yang Mengalami Kondensasi ................................................ 75 5.3.3. Perencanaan Geometri dari Kondensor ...................................... 77 5.4. Katup Ekspansi ................................................................................... 80 5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair .............................................. 81 BAB 6. COOLING TOWER ............................................................................... 86 6.1. Pengertian Menara Pendingin .............................................................. 86 6.2. Fungsi Menara Pendingin .................................................................... 87 6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin .......................................................... 87 6.4. Konstruksi Menara Pendingin ............................................................. 87 6.5. Analisa Perhitungan Pada Cooling Tower............................................ 94 6.5.1. Kalor Yang Dibuang Kondensor ................................................. 94 6.5.2. Massa Aliran Air ........................................................................ 95 6.5.3. Volume Aliran Air...................................................................... 95 6.5.4. Kondisi Udara dan Air pada Cooling Tower ............................... 96 6.5.4.1. Kondisi Udara ................................................................. 96 6.5.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin .......................... 98 6.5.5. Massa Air per Satuan Massa Udara Kering ................................. 98 6.5.6. Kebutuhan Udara Pada Menara Pendingin .................................. 100 6.5.7. Total Kebutuhan udara Luar ....................................................... 101 6.5.8. Air Tambahan Pada Menara Pendingin ....................................... 102 6.5.8.1. Kerugian Akibat Penguapan ............................................ 102 6.5.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan(Drift) ................................... 102 6.5.8.3. Banyaknya Pemakaian Air Tambahan ............................. 103 6.5.9. Perhitungan Dimensi Menara Pendingin ..................................... 103 6.5.9.1. Diameter dan Tinggi Menara Pendingin .......................... 103 6.5.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Udara ....................................... 104 6.5.9.3. Diameter Kepala Sprinkler .............................................. 105 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

6.5.9.4. Diameter Pipa Sprinkler .................................................. 106 6.5.9.5. Diameter Lubang Sprinkler ............................................. 106 6.5.9.6. Kipas .............................................................................. 107 6.6. Analisa Psikometrik Pada Cooling Tower............................................ 107 BAB 7. SISTEM PEMIPAAN AIR DAN UDARA .......................................... 109 7.1. Sistem Pemipaan Air ........................................................................... 109 7.1.1. Kerugian Head Pada Pemipaan Air ............................................ 109 7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air ................................................. 111 7.1.3. Layout Sistem Pemipaan Air untuk Kondensor dan Cooling Tower ........................................................................................ 113 7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor........................... 113 7.1.3.2. Sistem Pemipaan Air pada Cooling Tower .................... 122 7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower ..................................... 124 7.1.4.1. Head Pompa ................................................................. 124 7.1.4.2. Daya Pompa.................................................................. 127 7.2. Sistem Distribusi Udara...................................................................... 128 7.2.1. Package Unit ........................................................................... 128 7.2.2. Pemilihan Package Unit .......................................................... 129 7.2.3. Perencanaan Saluran Udara ..................................................... 130 BAB 8. KESIMPULAN ..................................................................................... 135

LAMPIRAN

DAFTAR PUSTAKA


DAFTAR SIMBOL (NOMENKLATUR)

Ac,b

Luas permukaan dinding dari tube yang ditutupi oleh sirip

ft2(m2)

Af

Luas penampang atas dan bawah permukaan sirip

ft2(m2)

Ai

Luas permukaan dalam tube alat penukar kalor

ft2(m2)

Ao

Luas permukaan luar tube alat penukar kalor

ft2(m2)

At

Luas pemaparan panas dinding luar tube kondensor bersirip

m2

BF

Faktor balast untuk lampu incandescent

---

BF

Faktor bypass untuk udara melalui coil Fan Coil Unit

--3

Cfm)inf

Laju aliran udara infiltrasi yang memasuki gedung

ft /min

CLF

Faktor beban pendingin untuk kaca

---

Cl

Clearance untuk silinder kompressor

in.(mm)

COP

Koefisien performansi dari suatu siklus kompressi uap

cp,l

Kalor jenis refrigeran pada fasa cair jenuh

kJ/kg K

cp,s

Kalor jenis refrigeran pada pipa hisap

kJ/kg K

cp,v

Kalor jenis refrigeran pada fasa uap jenuh

kJ/kg K

cp,w

Kalor jenis air

kJ/kg K

D

Diameter luar dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor

in.(mm)

Db

Diameter baffle

in.(mm)

Ds

Diameter shell evaporator

in.(mm)

d

Diameter dalam dari tube tembaga pada evaporator dan kondensor

in.(mm)

Fc

Faktor koreksi perpindahan panas evaporator dan kondensor

---

f

Koefisien gesekan air karena kekasaran dinding pipa

---

G

Faktor koreksi untuk jumlah dinding luar gedung

---

GSHF

Faktor beban pendingin sensibel untuk mesin pendingin

---

GTH

Beban pendingin untuk mesin pendingin (Grand Total Heat)

---

Btu/h


H

Tinggi gedung

Hp

Head pompa

m(ft)

h1

Entalpi refrigeran masuk ke evaporator siklus kompressi uap

kJ/kg

h2

Entalpi refrigeran keluar evaporator siklus kompressi uap

kJ/kg

h3

Entalpi refrigeran masuk ke kondensor siklus kompressi uap

kJ/kg

h4

Entalpi refrigeran keluar ke kondensor siklus kompressi uap

kJ/kg

h3

Entalpi udara memasuki coil pendingin pada Fan Coil Unit

Btu/lb

h4

Entalpi udara keluar dari coil pendingin pada Fan Coil Unit

Btu/lb

hf

Kerugian head mayor

hi,dspht

Koefisien konveksi panas aliran internal proses desuperheating

W/m·K

hi,eva

Koefisien konveksi panas aliran internal karena proses evaporasi

W/m·K

hi,kond

Koefisien konveksi panas aliran internal karena proses kondensasi

W/m·K

hi

Koefisien konveksi panas aliran internal kondensor dan evaporator

W/m·K

ho

Koefisien konveksi panas aliran eksternal evaporator dan kondensor

ft

m

W/m·K

K

Faktor koreksi untuk warna dinding

---

k

Konduktivitas panas dari material

W/m2 K

kf

Konduktivitas panas refrigeran pada fasa cair jenuh

W/m2 K

ks

Konduktivitas panas refrigeran pada pipa hisap

W/m2 K

kv

Konduktivitas panas refrigeran pada fasa uap jenuh

W/m2 K

L

Panjang tube untuk evaporator dan kondensor

ft (m)

L

Panjang gedung

ft (m)

Lt

Panjang total tube kondensor dan evaporator

ft (m)

LMTD

Rata-rata beda suhu logaritmik

l

Panjang pipa air

ft (m)

lb

Jarak antar baffle

in

r m

Laju aliran massa refrigeran

kg/s

 r’ m

Laju aliran massa refrigeran pada tiap tube kondensor

kg/s

N

Banyaknya sirip di sepanjang tube kondensor

---

Nt

Jumlah total tube pada evaporator

---

NuD

Bilangan Nusselt

---

n

Koefisien isentropis dari refrigeran pada proses adiabatik

---

o

C


P

Daya pompa

kW(hp)

Psiklus

Daya yang dibutuhkan kompressor per satuan laju aliran massa

kW

Pr

Bilangan Prandtl dengan fluida dievaluasi pada suhu film

---

Prw

Bilangan Prandtl fluida dievaluasi pada suhu permukaan tube

---

Q

Kapasitas air

m3/s

Qlantai

Beban pendingin dari lantai

Btu/h

Qkaca

Beban pendingin dari kaca

Btu/h

Qlaten

Beban pendinginan laten

Btu/h

Qpenerangan Beban pendingin dari penerangan

Btu/h

Qsensible

Beban pendinginan sensibel

Btu/h

Qrej

Kalor yang dibuang oleh kondensor ke lingkungan

kJ/kg

Qatap

Beban pendingin dari atap

Btu/hr

Qdinding

Beban pendingin dari dinding

Btu/hr

Q coolingload Beban pendingin total

Btu/hr ft2oF/Btu

R

Tahanan panas dari material

RE

Efek pendinginan yang dihasilkan karena penguapan refrigeran

Re

Bilangan Reynold

Rf

Tahanan termal maksimum dari konfigurasi sirip

m2 K/W

Rf,i”

Faktor pengotoran dari refrigeran di dalam tube

m2 K/W

R”t,c

Tahanan akibat adanya kontak persinggungan

m2 K/W

RH

Kelembaban relatif

%

RSHF

Faktor beban pendingin sensibel untuk ruangan

---

ro

Jari-jari luar tube evaporator dan kondensor

in.(mm)

ri

Jari-jari dalam tube evaporator dan kondensor

in.(mm)

SC

Koefisien faktor koreksi yang bergantung pada jenis kaca

---

SHF

Faktor beban pendingin sensibel

---

SHGF

Faktor koreksi akibat radiasi sinar matahari pada kaca

---

Sn

Jarak vertikal tube di dalam evaporator dan kondensor

in.(mm)

Sp

Jarak horizontal tube di dalam evaporator dan kondensor

in.(mm)

s

Ukuran panjang sirip

in.(mm)

TETD

Total perbedaan temperatur ekivalen dinding

o

TETD

Total perbedaan temperatur ekivalen atap

o

kJ/kg ---

F(oC) F(oC)


TD

Beda suhu ruangan yang dikondisikan dengan suhu tanah

o

F(oC)

Tf

Suhu film

o

Tground

Suhu rata-rata permukaan tanah

o

Tr,i

Suhu refrigeran memasuki evaporator dan kondensor

o

Tr,o

Suhu refrigeran keluar evaporator dan kondensor

o

Tcoil

Suhu rata-rata permukaan tube evaporator dan kondensor

o

Tsat

Suhu saturasi refrigeran pada tekanan evaporasi dan kondensasi

o

Tw,i

Suhu air memasuki evaporator

o

Tw,o

Suhu air keluar evaporator

o

tadp

Suhu pengembunan pada coil di Fan Coil Unit

o

T,o

Suhu udara (DB) di luar ruangan

o

T,r

Suhu udara (DB) di dalam ruangan yang dikondisikan

o

U

Koefisien pindahan panas global untuk material

Uo

Koefisien pindahan panas global untuk evaporator dan kondensor

W

Daya total lampu untuk penerangan dalam gedung

w

Lebar sirip pada kondensor

wi’

Kelembaban udara di dalam ruangan yang dikondisikan

gr/lb

wo’

Kelembaban udara di luar ruangan

gr/lb

Dn

Diameter nominal pipa air (steel pipe)

in.

Dn

Diameter nominal pipa refrigeran (copper tube)

in.

ε

Nilai kekasaran pipa

ηo

Nilai keefektifan total sirip

---

ηf

Nilai keefektifan sirip yang bergantung kepada konfigurasi sirip

---

μ

Viskositas dinamik untuk udara atau air

Pa·s

μl

Viskositas dinamik R-134a pada fasa cair jenuh

Pa·s

μs

Viskositas dinamik R-134a pada pipa hisap

F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC) F(oC)

Btu/ft2 oF W/m2 K W in.(mm)

m(ft)

Pa·s

ν

Viskositas kinematik untuk air dan udara

m /s(ft2/s)

νv

Viskositas kinematik dari R-134a pada fasa uap jenuh

m2/s(ft2/s)

νl ρ

Viskositas kinematik dari R-134a pada fasa cair jenuh

m2/s(ft2/s)

Massa jenis air atau udara

kg/m3

ρl

Massa jenis R-134a pada fasa cair jenuh

kg/m3

ρs

Massa jenis R-134a pada pipa hisap

kg/m3

2


ρu

Massa jenis udara pada tekanan 1 bar

kg/m3

ρv

Massa jenis R-134a pada fasa uap jenuh

kg/m3

υl

Volume jenis refrigeran pada fasa cair jenuh

m3/kg

υv

Volume jenis refrigeran pada fasa uap jenuh

m3/kg

φf

Koefisien tahanan termal maksimum pada sirip kondensor

---

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1

Tabel Total Equivalent Temperatur Different untuk dinding sebelum dikoreksi

Tabel 3.2

Tabel nilai tahanan panas untuk berbagai material

Tabel 3.3

Tabel Total Equivalent Temperatur Different untuk dinding setelah dikoreksi

Tabel 3.4

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

Tabel 3.5

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

Tabel 3.6

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, sebelum dikoreksi

Tabel 3.7

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci dan isolasi 2 inci, setelah dikoreksi

Tabel 3.8

Perhitungan Cooling Load Atap

Tabel 3.9.

Nilai SHGF untuk 4oLU

Tabel 3.10

Tabel SC untuk kaca

Tabel 3.11

Nilai CLF untuk kaca

Tabel 3.12

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

Tabel 3.13.

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

Tabel 3.14

Tabel Estimasi beban listrik bangunan


Tabel 3.15

Tabel Cooling Load penerangan dan alat elektronik untuk Lantai

1,2,dan 3 Tabel 3.16

Tabel panas yang dihasilkan manusia

Tabel 3.17

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

Tabel 3.18

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

Tabel 3.19

Tabel kebutuhan udara untuk ventilasi

Tabel 3.20

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

Tabel 3.21

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

Tabel 4.1

Tabel Perbandingan titik beku, titik didih, dan tekanan evaporator dan kondensor berbagai refrigeran

Tabel 4.2

Tabel Nilai P, h, dan T untuk R134 A

Tabel 5.1

Bagian-bagian Alat Penukar Kalor Shell and Tube berdasarkan standar TEMA

Tabel 5.2

Tebal pelat Baffle

Tabel 5.3

Tabel clearance antara shell dengan baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.4

Tabel ukuran diameter baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.5

Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6

Tabel tebal shell

Tabel 7.1

Tabel kekasaran Pipa Berbagai Material

Tabel 7.2

Tabel sifat fisik air

Tabel 7.3

Harga C untuk berbagai jenis pipa

Tabel 7.4

Tabel perhitungan head pompa

Tabel 7.5

Tabel kecepatan maksimum udara dalam duct system kecepatan rendah

Tabel 7.6

Tabel perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1

Tabel 7.7


Tabel 7.8



DAFTAR LAMPIRAN

L.1.

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

L.2.

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

L.3.

Tabel Saturasi R-134 A

L.4.

Tabel Equivalent Temperature Difference untuk atap beserta koreksinya

L.5.

Tabel Total Equivalent Temperature Difference untuk dinding

L.6.

Tabel Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap

L.7.

Tabel Cooling Load Factor untuk kaca tanpa Interior Shading

L.8.

Tabel C dan m untuk korelasi Zhukaukas

L.9.

Faktor koreksi untuk korelasi Zhukaukas

L.10. Tabel sifat air pada saturasi L.11.

Tabel data tube copper

L.12. Tabel sifat udara pada tekanan 1 atm L.13. Tabel faktor pengotoran L.14. Tabel tahanan kontak L.15. Grafik nilai φf L.16.

Tabel data pipa baja

L.17. Tabel panjang ekivalen aksesoris pipa L.18. Katalog Liang Chi Industry Co., LTD L.19. Jalur ducting Lantai 1 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

L.20. Jalur ducting Lantai 2 L.21. Jalur ducting Lantai 3 L.22. Jalur pemipaan air di lantai 1,2,3 L.23. Katalog Package Unit Model 50BJ054 L.24. Katalog Kelly and Lewis Pump L.25. Denah bangunan kantor ADPEL L.26. Tabel sifat termodinamika air jenuh L.27. Gambar teknik Cooling Tower L.28. Tabel sifat fisik berbagai material L.29. Tabel uap air pada tekanan atmosfer 14,696 psia ( 29,92 in Hg)

BAB 1 PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Dewasa ini, penggunaan mesin pengkondisian udara semakin marak sejak pertama kali ditemukan oleh Carrier pada tahun 1902. Teknologi mesin pengkondisian udara telah berkembang pesat sejak saat itu, dan mengalami perbaikan dari waktu ke waktu. Berbagai sistem pengkondisian udara telah dikembangkan mulai dari direct ekspansion sampai water chiller dan telah menjadi bagian yang tidak terpisahkan dalam kehidupan manusia saat ini. Mesin pendingin menjadi kebutuhan utama untuk tempat-tempat umum seperti gedung perkantoran, hotel, rumah sakit, mal, supermarket, restoran, bar, dsb yang ditempati banyak orang dimana kenyamanan udara menjadi sangat penting. Pada beberapa tahun terakhir ini, kurang lebih setengah dari seluruh biaya pembangunan sarana yang diperlukan suatu bangunan, misalnya untuk sistem mekanikal dan elektrik dan sebagainya, kira-kira 30 sampai 50 persen dihabiskan untuk sistem penyegaran udara saja. Dan seorang ahli kesehatan Frugge pada tahunn 1905 mengatakan jika seseorang berada di dalam suatu ruangan tertutup untuk jangka waktu yang lama, maka pada suatu ketika ia akan merasa kurang nyaman. Manusia dapat diibaratkan seperti sebuah motor bakar. Manusia harus mengeluarkan panas yang dihasilkannya sebagai akibat dari kerja yang dilakukannya. Jika panas tersebut tidak dapat keluar dari badan manusia, misalnya Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

karena temperatur dan kondisi udara di sekelilingnya tidak memungkinkan hal tersebut untuk terjadi dengan baik, maka ia akan merasakan suatu keadaan yang tidak menyenangkan. Dan hasil penelitian tentang lingkungan kerja menunjukkan bahwa di dalam ruang kerja yang berudara segar, karyawan dapat bekerja lebih baik dan jumlah kesalahan dapat dikurangi, sehingga efisiensi kerja dapat ditingkatkan. Sesuai dengan judul tugas sarjana ini, perencanaan mesin pendingin yang akan dibahas adalah pada bidang perkantoran, yaitu pada proyek pembangunan kantor berlantai 3 di Medan, tepatnya di daerah Belawan. Kantor ini merupakan Kantor Administrator Pelayaran (ADPEL) yang bergerak di bidang Pelayaran dan Kelautan.

1.2. Tujuan Perencanaan Tujuan perencanaan sistem penyegaran udara yang dirancang pada bangunan Kantor Administrator Pelayaran ini adalah untuk memperoleh temperatur, kelembaban serta distribusi udara sesuai dengan persyaratan yang diperlukan serta untuk memberikan kenyamanan kepada pengunjung (tamu-tamu) dan karyawankaryawan kantor agar mereka dapat bekerja secara maksimal.

1.3. Pembatasan Masalah Adapun pembatasan masalah pada tugas sarjana ini adalah hanya pada perhitungan termodinamika dan perpindahan panas yang diasumsikan dalam keadaan steady state. Untuk perhitungan termodinamika, dibatasi hanya pada analisa siklus kompresi uap ideal dimana semua penurunan tekanan yang terjadi pada siklus diabaikan karena keterbatasan data survei dan referensi pendukung. Perhitungan perpindahan panas didasarkan pada metode empiris berdasarkan korelasi Zhukaukas dan Pethukov. Perhitungan perpindahan panas dengan metode beda hingga maupun metode elemen hingga tidak dibahas karena faktor keterbatasan. Perencanaan mesin pendingin dibatasi pada komponen utama yaitu evaporator, kompresor, kondensor, katup ekspansi dan cooling tower. Adapun komponen pendukung seperti alat kontrol tidak dibahas karena keterbatasan. Khusus untuk kondensor, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu ukuran sirip, tube dan susunannya. Untuk evaporator, perhitungan dibatasi pada dimensi utama yaitu ukuran sirip, tube dan susunannya. Untuk kompresor, perhitungan dibatasi sampai daya kompresor dan volume displacement. Sedangkan untuk cooling tower, Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

perhitungan meliputi dimensi utama yaitu diameter dan tinggi menara, luas dan tinggi lubang udara, diameter kepala, pipa dan lubang sprinkle. .Perhitungan dimensi lain dari kompresor dan analisa kinematika serta dinamika pada kompresor tidak diuraikan lagi. Untuk sistem pemipaan air dingin dibatasi pada perencanaan jalur pemipaan, perencanaan diameter pipa berdasarkan kerugian head dan kapasitasnya, perencanaan pompa berdasarkan kerugian head. Perencanaan package unit didasarkan pada pemilihan package unit berdasarkan katalog Carrier. Satuan yang digunakan dalam tugas sarjana ini terdiri dari satuan British, metrik, dan SI. Penggunaan satuan yang bervariasi dalam tugas sarjana ini disebabkan bervariasinya satuan yang digunakan pada literatur, grafik, dan tabel empiris yang menjadi dasar perhitungan penulis.

BAB 2 TINJAUAN PUSTAKA Mesin pendingin adalah suatu alat yang digunakan untuk memindahkan panas dari dalam ruangan ke luar ruangan. Adapun sistem mesin pendingin yang paling banyak digunakan adalah sistem kompresi uap. Secara garis besar komponen sistem pendingin siklus kompresi uap terdiri dari: •

Kompresor, berfungsi untuk mengkompresi refrijeran dari fasa uap tekanan rendah evaporator hingga ke tekanan tinggi kondensor.

•

Kondensor, berfungsi untuk mengkondensasi uap refrijeran panas lanjut yang keluar dari kompresor.

•

Katup ekspansi, berfungsi untuk mencekik (throttling) refrijeran bertekanan tinggi yang keluar dari konsensor dimana setelah melewati katup ekspansi ini tekanan refrijeran turun sehingga fasa refrijeran setelah keluar dari katup ekspansi ini adalah berupa fasa cair + uap.

•

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


Secara garis besar, diagram alir dan diagram P-h untuk siklus kompresi uap dapat dilihat pada gambar 2.1 di bawah.

(a)

(b) Gambar 2.1. (a) Diagram alir siklus kompresi uap (b) Diagram P-h

Proses-proses yang membentuk siklus kompresi uap antara lain : 1-2.

Penambahan kalor reversibel pada tekanan tetap di evaporator, yang menyebabkan penguapan menuju uap jenuh.

2-3.

Kompressi adiabatik dan reversibel di kompresor, dari uap jenuh menuju tekanan kondensor.


3-4.

Pelepasan kalor reversibel pada tekanan konstan di kondensor, menyebabkan penurunan panas-lanjut (desuperheating) dan pengembunan refrijeran.

4-1.

Ekspansi tidak reversibel pada entalpi konstan di katup ekspansi, dari cairan jenuh menuju tekanan evaporator.

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

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

-

Dampak Refrijerasi (Refrigerating Effect) atau RE yaitu kalor yang dipindahkan pada proses 1-2 atau h2 – h1 yang dapat dirumuskan: RE = h2 – h1......(2.1)

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

-

Koefisien prestasi (COP) dari siklus kompressi uap ideal adalah dampak refrijerasi dibagi dengan kerja kompressi :

COP =

h2 − h1 ......(2.2) h3 − h2

(literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 71) •

-

Laju alir massa refrijeran ( m r ) dapat dihitung dengan membagi kapasitas refrijerasi dengan dampak refrijerasi : •

mr =

Q Q ( kg/s).....(2.3) = RE h2 − h1

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

-

Daya Per Kilowatt Refrijerasi ( P ) yaitu daya untuk setiap kilowatt refrijerasi merupakan kebalikan dari koefisien prestasi dan dapat dihitung sebagai berikut : •

m × (h3 − h2 ) (kW/kW).....(2.4) P= Q (literatur : Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold., “Air Conditioning and Refrigeration” ,hal 189)

Sistem refrijerasi berdasarkan siklus kompresi uap kadang-kadang dilengkapi dengan penukar kalor jalur cair-ke-hisap (liquid-to-suction), yang menurunkan suhu Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

(subcools) cairan dari kondensor dengan uap isap (suction vapor) yang datang dari evaporator yang dapat dilihat pada gambar 2.2 di bawah.. Membawahdinginkan (subcooling) cairan dari kondensor dilakukan untuk menjamin bahwa seluruh refrijeran yang memasuki alat ekspansi dalam keadaan 100 persen cair. Pemanasan lanjut uap dari evaporator disarankan sebagai pencegah cairan agar tidak memasuki kompressor.

Gambar 2.2. Diagram alir siklus kompresi uap yang dilengkapi penukar kalor.

Dalam aplikasinya, sistem pengkondisian udara (AC) yang pada prinsipnya berdasarkan pada sistem kompresi uap, dilengkapi dengan berbagai peralatan pendukung tambahan dan menggunakan fluida kerja tambahan selain refrijeran untuk meningkatkan efisiensi dan performansinya. Berbagai sistem pengkondisian udara beserta keuntungan dan kerugiannya akan dibahas lebih lanjut pada subbab berikut :

2.2 Klasifikasi Sistem Pengkondisian Udara Secara umum, sistem pengkondisian udara dapat diklasifikasikan menjadi 3 bagian yaitu: 1. All Air Systems 2. All Water Systems Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

3. Air-Water Systems

2.2.1. All Air Systems Sistem ini merupakan sistem pengkondisian udara yang paling banyak dipergunakan. Di dalam sistem ini yang menjadi media pendingin adalah udara yang bertukar panas langsung dengan coil yang didalamnya mengalir refrijeran. Campuran udara luar dan udara ruangan difilter dengan saringan udara, lalu didinginkan dengan koil pendingin dan dilembabkan (udara dapat juga dipanaskan dengan koil pemanas) melalui mesin pendingin, kemudian dialirkan kembali ke dalam ruangan dengan kipas atau blower melalui saluran udara (duct) menuju beberapa bagian ruangan. All Air Systems dapat dilihat pada gambar 2.3.

Gambar 2.3. All Air Systems

Keuntungan dari sistem ini adalah: a. Sederhana, mudah perancangan, pemasangan, pemakaian dan perawatannya. b. Biaya awalnya relatif murah. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Sedangkan kerugian dari sistem ini adalah: a. Kesulitan pengaturan temperatur dan kelembaban dari ruangan yang dikondisikan, karena beban kalor dari setiap ruangan tersebut mungkin berbeda satu sama lain. b. Saluran utama berukuran besar sehingga makan tempat.

Adapun jenis dari All Air Systems adalah: (a)

Window System Pada window system kondensor, kompresor dan evaporator terletak pada satu unit mesin. Dimana letak dari evaporator akan dihadapkan pada ruangan yang dikondisikan, sedangkan letak kondensor dan kompresor akan dihadapkan keluar ruangan yang tidak dikondisikan., seperti Gambar 2.4 berikut

Gambar 2.4. Window System (b)

Split System Unit ini hampir sama seperti halnya window system, hanya saja pada split system ini unit kondensor beserta kompresor dan unit evaporator dan katup ekspansi diletakkan secara terpisah, dimana evaporator dan katup ekspansi diletakkan dalam ruangan dan kondensor serta kompresor diletakkan di luar ruangan yang dikondisika, seperti gambar 2.5. berikut


Gambar 2.5. Split System (c)

Package System Pada package system unit kondensor, kompresor, evaporator, dan katup ekspansi semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin pendingin. Kondensor dapat diletakkan didalam ruangan beserta dengan evaporator. Siklus kerjanya sama seperti tipe windo w system dan split system. Hanya saja kondensor yang dipakai umumnya berupa water-cooled condensor (kondensor pendinginan air) dimana panas dari refrijeran di dalam kondensor akan diserap oleh air pendingin. Air pendingin ini yang telah mengalami kenaikan suhu akan didinginkan di dalam cooling tower. Gambar Package unit dapat dilihat pada Gambar 2.6 berikut


Gambar 2.6. Package System

2.2.2. All Water Systems Pada All Water Systems, udara dikondisikan oleh air dingin sebagai media pendingin yang dialirkan melalui Fan Coil Unit. Mesin pendingin yang digunakan sistem ini dikenal dengan water chiller. Air yang telah menjadi panas setelah menyerap panas udara ruangan yang dikondisikan, dialirkan ke evaporator untuk didinginkan oleh refrijeran menjadi air dingin yang untuk selanjutnya dialirkan kembali ke Fan Coil Unit di tiap ruangan yang dikondisikan. All Water Systems untuk penggunaan komersial dapat dipertimbangkan karena lebih murah dan membutuhkan tempat yang lebih sedikit dibandingkan All Air Systems, tapi tidak sama halnya bila untuk pengguna perumahan. Air memiliki kalor jenis yang lebih tinggi dan massa jenis yang lebih besar dibandingkan dengan udara. Yang berarti kebutuhan akan air lebih sedikit untuk disirkulasikan untuk perpindahan panas yang sama besarnya. Hasil akhirnya adalah luas daerah pengerjaan dibagian pemipaan akan lebih kecil jika dibandingkan dengan pemasangan ducting. All Water Systems sangat berguna sekali ketika tempat yang tersedia benarbenar terbatas. Contoh yang terpenting adalah instalasi sistem pendingin udara di gedung-gedung besar yang telah dibangun lama yang pada dasarnya tidak didesain untuk dikondisikan. Kejelekan dari pengerjaan ducting dan peralatan pengendali udara sentral, dan dalam rangka menghemat tempat yang berharga pada bangunan, maka hasil akhir menunjukkan bahwa All Water Systems pada dasarnya sering lebih murah dibandingkan All Air Systems untuk pekerjaan skala besar, terutama di gedunggedung yang menjulang tinggi. Disamping itu ada pula kerugian-kerugian dari All Water Systems adalah: Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

a. Banyaknya fan coil unit yang berarti membutuhkan banyak biaya perawatan dan biaya-biaya lainnya. b. Pengontrolan dari jumlah udara ventilasi tidak dapat diperhitungkan dengan tepat apabila pada fan coil unit tersebut menggunakan kipas kecil. c. Pengontrolan dari kelembaban sangat terbatas.

All Water Systems sangat populer dengan sistem sentral dengan biaya rendah untuk multi ruangan terutama pada gedung-gedung yang menjulang tinggi. All Water Systems dapat dilihat pada gambar 2.7.

Gambar 2.7. All Water Systems


2.2.3. Air-Water Systems Sistem ini adalah kombinasi dari All Air System dan All Water System dimana sistem ini menggunakan media udara primer yang didinginkan dan media air pendingin yang didistribusikan dari sistem sentral ke unit terminal di tiap ruangan individu. Air-Water Systems menggunakan yang terbaik dari All Air Systems dan All Water Systems. Kebanyakan energi diserap oleh air. Dan biasanya jumlah udara yang terdistribusi hanya cukup untuk ventilasi. Oleh karena itu, besarnya ruangan ceiling yang dibutuhkan juga kecil. Sebagai tambahan, udara biasanya dimasukkan dengan kecepatan tinggi. Fan coil unit dapat digunakan sebagai terminal unit dalam ruangan, diatur untuk menerima distribusi udara dari sentral, atau udara dapat disuplai secara langsung ke dalam ruangan. Biasanya terminal unit yang digunakan dalam All Water Systems adalah Unit Induksi. Udara sentral yang sampai ke tiap unit disebut udara primer. Udara dengan kecepatan tinggi melalui unit tersebut, maka menginduksi udara di dalam ruangan (udara sekunder) melalui coil air. Oleh sebab itu tidak dibutuhkan kipas atau fan atau motor untuk tipe unit seperti ini, yang tentunya mengurangi biaya perawatan yang besar. Unit induksi sistem Air-Water Systems sangat populer di gedung-gedung bertingkat yang menjulang tinggi.Biaya awalnya juga relatif lebih tinggi. Jumlah udara primer dalam sistem induksi mungkin sekitar 25 persen atau kurang dari total penggunaan udara pada sistem All Air Systems yang konvensional. Karena sebab itu sering tidak cukup udara luar mendinginkan, bahkan sekalipun pada musim dingin. Maka pada saat demikian air dingin perlu dialirkan ke dalam unit coil di dalam ruangan. Air-Water Systems dapat dilihat pada gambar 2.8.


Gambar 2.8. Air-Water Systems

2.3. Kondisi Kenyamanan ASHRAE Tujuan sistem pengkondisian udara adalah menghasilkan lingkungan yang nyaman dan sehat bagi manusia yang berada di dalamnya. Adapun faktor-faktor yang mempengaruhi kenyamanan tersebut adalah: a. Temperatur Udara Temperatur udara yang terlalu tinggi akan mengurangi konveksi panas tubuh ke udara sekitar, sehingga suhu tubuh tidak dapat terbuang ke udara dan tubuh akan terasa tidak nyaman. Temperatur udara yang terlalu rendah juga akan mengakibatkan kehilangan panas tubuh yang sangat besar, yang juga menyebabkan tidak nyaman.

b. Kelembaban Udara Kelembaban yang tinggi akan menyebabkan evaporasi pendingin menjadi terhalang dari perspirasi. c. Kecepatan Udara Kecepatan udara yang terlalu tinggi juga akan menyebabkan konveksi yang bertambah dan evaporasi, dimana udara ruangan akan memperbesar kehilangan panas yang terjadi. Sehingga pada akhirnya akan menyebabkan tubuh kehilangan panas tubuh yang berlebihan. ASHRAE (American Society of Heating and Air-Conditioning Engineers) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

melakukan beberapa tes terhadap manusia untuk menentukan kondisi udara yang nyaman berdasarkan kombinasi dari ketiga kondisi diatas, dan hasilnya digambarkan dalam bentuk ASHRAE Comfort Chart. Kondisi suhu dan kelembaban relatif dalam suatu perencanaan harus berdasarkan ASHRAE Comfort Chart seperti gambar 2.9 di bawah.

Gambar 2.9. ASHRAE Comfort Chart

2.4. Pertimbangan dan Perencanaan Awal Dalam merencanakan sistem pendingin, hendaknya juga harus memperhatikan banyak aspek antara lain masalah biaya dan dari segi arsitektur bangunan, agar seni bangunan tidak menjadi rusak. Oleh karena itu, perencanaan sistem refrijerasi dan pengkondisian udara pada bangunan kantor ini didasarkan pada gambar denah bangunan kantor yang diberikan yaitu gambar 2.10, 2.11, dan 2.12 berikut, dan disertakan pada Lampiran secara lengkap. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Gambar 2.10. Denah Lantai 1


BAK TANAMAN

Ruang Serbaguna/AULA

Ruang Tidur Penjaga

R.Istirahat Ka.Adpel

Keamanan/Informasi

MEE

Pantry Umum

LOBBY

Janitor

BAK TANAMAN

Toilet Wanita

Toilet Pria

R.Senjata

Kasi Keamanan

Kasi Penyelamatan

Kabid. KPLP Toilet Kabid

Kasi Kesyahbandaraan

DENAH LANTAI 1

RSG R.Persiapan Pantry

Smoking Area

Bid. KPLP

R. Arsip

Gambar 2.11. Denah Lantai 2


VOID

Toilet Umum

Ruang Istirahat

KORIDOR

VOID

Janitor

Toilet Wanita

Toilet Pria

Bag. Pembukuan

Ruang Kontrol

Toilet Kabid

Kabid. Adminitrasi

Bag. Keuangan

R. Peralatan

DENAH LANTAI 2

VOID

Ruang Perawatan dan Obat-Obatan

Kantin

Smoking Area

R. Fotocopy

Bid. Administrasi

Ruang Arsip

Toilet Kabid

Kab.Lala & Kepelabuhan

sistem kompresi uap

Toilet Kabid.

Ruang Arsip II

adalah

Kasi Keselamatan Kapal

dipilih

refrijerasi Kasi Kepelautan

akan

Smoking Area

2.4.1. Perencanaan Sistem

Kabid. Kelaiklautan Kapal

R. AIS

R.Wudhu

Denah Lantai 3

Sistem

R.Sholat

VOID

Janitor

Toilet Wanita

Toilet Pria

Kasi Lalin & Angla

Kasi Penumpang Angla & TKBM

2.12.

dengan

dan

and tube. Adapun jenis evaporator

yang

Bid. Kelaiklautan Kapal

compressor)

yang

kompresor (reciprocating

Kasi Pengukuran

bolak-balik

DENAH LANTAI 3

Bid.Lala & Kepelabuhan Kasi Was. Fasilitas

Ruang Arsip

Gambar

kondensor tipe shell

direncanakan tergantung pada

sistem

pengkondisian

udara

yang dipilih apakah akan menggunakan sistem AC sentral atau terpisah. Dalam perencanaan sistem pengkondisian udara, ada 2 alternatif yang dapat dipertimbangkan yaitu All-Water Systems atau All-Air Systems. Adapun Air-Water Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

System tidak menjadi pertimbangan karena terdapat kesulitan dalam pemasangan dan pengontrolan sistem tersebut. Pada All-Water Systems terdapat dua metode dalam pengkondisian udara dengan yaitu dengan menggunakan AHU atau Fan Coil Unit. Bila menggunakan AHU, maka air dingin hanya dialirkan ke ruangan AHU untuk mengkondisikan udara ruangan yang dialirkan ke AHU melalui ducting (saluran udara). Sedangkan bila menggunakan Fan Coil Unit, air dingin dialirkan ke setiap Fan Coil Unit yang ditempatkan di setiap kamar yang dikondisikan dan langsung digunakan untuk mengkondisikan udara di setiap kamar tersebut. Sehingga dalam hal ini, tidak diperlukan ducting. Dalam perencanaan unit pendingin untuk gedung perkantoran, pemasangan fan coil unit akan membutuhkan biaya dan waktu perawatan sedangkan gedung perkantoran digunakan setiap jam kerja sehingga akan mengganggu aktivitas kerja yang menyebabkan keefektifan dan produktivitas kerja menurun. Selain fan coil unit, berdasarkan gambar denah bangunan kantor ini, tidak disediakan ruangan khusus untuk AHU. Jadi, menggunakan All-Water System tidak menjadi pertimbangan yang bagus dalam perencanaan ini. Sistem ini dinilai tidak cocok dari segi biaya, pemasangan, performansi, maupun pengontrolan dan pengawasannya. Pada sistem ini, mesin pendingin tidak dapat diletakkan terpisah dari ruangan yang dikondisikan dimana air dingin sebagai media pendingin dalam sistem ini dihasilkan dari evaporator dan dialirkan melalui jalur perpipaan untuk mengkondisikan udara di setiap ruangan kantor. Di samping itu, tidak terhitung berapa biaya listrik yang dihabiskan dalam mengkondisikan ruangan-ruangan yang relatif besar dalam gedung ADPEL ini tetapi pemakaiannya relatif tidak sering dan ruang pemasangan yang relatif lebih besar jika dibandingkan dengan All-Air System. Karena kesulitan-kesulitan itu, sistem pendingin All-Water System tidak cocok digunakan dalam perencanaan ini. Pada All-Air System, terdapat dua pilihan yang dapat menjadi pertimbangan yaitu apakah akan menggunakan split system atau package unit. Split system tidak cocok untuk bangunan kantor yang terdiri dari banyak tingkat dan ruangan. Hal ini disebabkan akan terdapat bagian dari split system yaitu condensing unit (kompresor dan kondensor) yang dipasang pada sisi bangunan sebelah luar. Hal ini tentu saja akan merusak seni arsitektur dari bangunan. Dengan demikian package unit adalah pemiilihan yang tepat dalam bangunan Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kantor ADPEL ini. Package unit untuk aplikasi kantor ditempatkan pada setiap lantai untuk memenuhi kebutuhan udara dingin pada tiap lantai. Hal yang menjadi pertimbangan dalam pemilihan package unit karena adanya ruangan tertentu yang digunakan jika terdapat acara (event) tertentu saja seperti yang telah disinggung. Adapun evaporator yang akan digunakan adalah jenis fin-coil air cool evaporator.

2.4.2. Modifikasi Bangunan Sebelum merencanakan dan menempatkan mesin pendingin di bangunan kantor ini, ada beberapa bagian dari bangunan yang perlu dimodifikasi. Adapun modifikasi yang perlu dilakukan adalah: 

Pada gedung ADPEL, direncanakan suatu shaft yang melalui tiap-tiap lantai sehingga membentuk satu garis dari lantai 1 hingga ke lantai 3. Shaft tersebut direncanakan akan diletakkan di depan tangga utama Lobby Lantai 1. Demikian juga dengan Lantai 2 dan 3 gedung perkantoran ini.

2.5. Penempatan Mesin Pendingin Penempatan perlengkapan mesin pendingin berdasarkan gambar denah bangunan adalah sebagai berikut: 

Package Unit untuk Lantai 1 dan Lantai 2 diletakkan pada Lantai 1-Mezanine, sedangkan mesin pendingin untuk lantai 3 diletakkan pada Lantai 3, di samping ruang arsip.



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

bersama-sama dengan mesin pendingin pada masing-

masing lantai. 

Pipa air dari kondensor dilewatkan dari shaft menuju ke cooling tower melewati bagian atas langit-langit.



Menara pendingin diletakkan di atap lantai 3.

BAB 3 ESTIMASI BEBAN PENDINGIN DAN SIKLUS PENGKONDISIAN UDARA


3.1. Definisi Beban Pendingin dan Kondisi Perencanaan Beban pendingin adalah total seluruh kalor yang harus dikeluarkan dari sebuah ruangan agar temperatur dan kelembaban udara dalam ruangan dapat dipertahankan pada tingkat kenyamanan tertentu. Komponen-komponen yang mengkonstribusikan kalor yang diserap oleh ruangan dapat dituliskan sebagai berikut: a. Transmisi kalor melalui struktur bangunan b. Radiasi panas matahari c. Infiltrasi atau kebocoran udara yang masuk ke dalam ruangan d. Kalor yang masuk dikarenakan oleh kebutuhan ventilasi e. Emisi kalor dari manusia yang berada didalam ruangan f. Kalor dari lampu dan barang elektronik g. Kalor yang bersumber dari dalam ruangan, seperti halnya komputer, pemanas air dan sebagainya. h. Kalor yang berasal dari material atau barang yang dibawa masuk ke dalam ruangan yang dikondisikan, yang berasal dari temperatur yang lebih tinggi.

Kondisi perencanaan meliputi: •

Kondisi suhu dalam ruang direncanakan (T,r) adalah 75,2oF (24 oC) dengan kelembaban relatif (RH) berdasarkan perhitungan grafik Psychometric Chart.

•

Suhu udara luar direncanakan dari suhu udara maksimum berdasarkan tabel data statistik suhu dan kelembaban udara kota Medan pada Lampiran [L.1] yaitu T,o = 35,6 º C DB dengan RH = 77%. Hal ini didasarkan atas Data Badan Meteorologi dan Geofisika (BMG)

3.2. Perhitungan Cooling Load 3.2.1. Perhitungan Cooling Load dari dinding Besarnya panas yang diserap oleh dinding bangunan karena radiasi matahari dihitung dengan: Qdinding = U × A × TETD…………(3.1) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 225)

Dimana:

U

= koefisien perpindahan panas menyeluruh dari dinding


A

= luas permukaan dinding luar yaitu dinding yang menerima sinar matahari secara langsung.

TETD = Total equivalent temperature diference adalah total perbedaan temperatur ekivalen yang ditampilkan pada tabel 3.1 berikut yang terdapat pada Lampiran [L.4]

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

Waktu 8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

-4

-3

-2

1

4

5

6

8

10

11

12

E

0

7

14

15

16

15

14

13

12

13

14

S

-4

-3

-2

5

12

14

16

17

18

17

16

W

-2

-1

0

3

6

7

8

13

18

23

28

SE

-2

4

10

14

18

17

16

15

14

14

14

SW

-2

-2

-2

1

4

3

2

15

22

24

26

NE

-4

4

12

11

10

8

6

8

10

12

14

-4

-3

-2

1

4

5

6

9

12

17

22

NW

Sumber : Jordan, Richard C.,Refrigeration and Air Conditioning ,hal 224

Adapun material dinding pada bangunan kantor ini dengan tahanan panasnya masingmasing berdasarkan Tabel 3.1.1 adalah sbb : -

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

-

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

-

Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak dengan kecepatan 7,5mph (Ro) adalah 0,25 oF hr ft2 / Btu.

-

Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak menurut Jordan [L. 4] dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari hasil pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12 km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5 mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

-

Maka U =

1 1 = =0,47 R1 + R2 + R3 + Ro + Ri 0,8 + 0,2 + 0,2 + 0,25 + 0,68

Btu/ft2hroF Tabel 3.2. Nilai tahanan panas untuk berbagai material



Gambar (3.1). Konstruksi dinding

Menurut Jordan , nilai TETD pada tabel 3.1 harus dikoreksi terlebih dahulu dengan faktor pertimbangan koreksi sebagai berikut: •

Berdasarkan perbedaan temperatur udara luar dengan temperatur udara ruangan yang dikondisikan. a. Jika perbedaan temperatur lebih besar dari 15 derajat, tambahkan kelebihannya ke nilai TETD pada tabel 3.1. b. Jika perbedaan temperatur

lebih kecil dari 15 derajat, kurangkan

kekurangannya ke nilai TETD pada tabel 3.1. •

Berdasarkan daily range temperatur udara luar. a. Jika daily range lebih kecil dari 20 derajat, tambahkan 1 derajat setiap penurunan 2 derajat daily range ke nilai TETD pada tabel 3.1. b. Jika daily range lebih besar dari 20 derajat, kurangkan 1 derajat setiap naiknya 2 derajat daily range ke nilai TETD pada tabel 3.1.

Sehingga faktor koreksi dapat dihitung sbb: -

Daily range yang diperoleh dari hasil pengolahan data temperatur dan kelembaban kota Medan secara statistik pada Lampiran [L.2] yaitu 8,12oF < 20 oF, maka koreksi yang perlu ditambahkan adalah : = (20oF – 8,12oF) / 2 = 5,94oF ≈ 6 oF

-

Perbedaan temperatur udara luar maksimum dengan temperatur udara ruangan yang dikondisikan adalah: To - Tr = 96,08oF – 76oF = 20,08oF > 15oF

maka koreksi yang perlu ditambahkan adalah : = 20,08oF – 15oF = 5,08oF Maka total koreksi yang perlu ditambahkan adalah = 5,94 + 5,08 = 11,02oF Adapun nilai TETD yang telah dikoreksi dapat dilihat pada tabel 3.3 berikut ini. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Tabel 3.3 Nilai TETD setelah dikoreksi ARAH

Waktu 8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

8.04

9.04

9.02

12.02

15.02

16.02

17.02

19.02

21.02

22.02

23.02

E

12.04

19.04

25.02

26.02

27.02

26.02

25.02

24.02

23.02

24.02

25.02

S

8.04

9.04

9.02

16.02

23.02

25.02

27.02

28.02

29.02

28.02

27.02

W

10.04

11.04

11.02

14.02

17.02

18.02

19.02

24.02

29.02

34.02

39.02

SE

10.04

16.04

21.02

25.02

29.02

28.02

27.02

26.02

25.02

25.02

25.02

SW

10.04

10.04

9.02

12.02

15.02

14.02

13.02

26.02

33.02

35.02

37.02

NE

8.04

16.04

23.02

22.02

21.02

19.02

17.02

19.02

21.02

23.02

25.02

NW

8.04

9.04

9.02

12.02

15.02

16.02

17.02

20.02

23.02

28.02

33.02

Berdasarkan gambar 3.3, luas dinding arah utara lantai 1 dapat dihitung sbb: Qdinding = U × A × TETD = 0,47 x 2619,4194 x (8,04) =9898,262

Dengan cara yang sama, arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel 3.4 berikut.

Tabel 3.4 Arah dan luas dinding luar dari lantai 1 sampai 3 Arah dan luas dinding Dinding Lantai 1 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN = TOTAL Adinding Lt.1

M2

ft2

165.85 159 243.35 283.2 851.4

1785.2094 1711.476 2619.4194 3048.3648 9164.4696

Lantai 2 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN = TOTAL Adinding Lt.2

0 36 93.6 58.55 188.15

0 387.504 1007.5104 630.2322 2025.2466

Lantai 3 Luas sebelah TIMUR = Luas sebelah BARAT = Luas sebelah UTARA = Luas sebelah SELATAN = TOTAL Adinding Lt.3

0 36 57.6 60.75 154.35

0 387.504 620.0064 653.913 1661.4234


Dengan cara yang sama, cooling load dari dinding untuk tiap arah di lantai 1 sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel 3.5 berikut. Adapun besar cooling load dari dinding untuk tiap lantai yang diperhitungkan adalah cooling load maksimum yaitu yang ditandai dengan tulisan cetak tebal. Tabel 3.5 Cooling load dari dinding untuk semua lantai mulai pukul 08.00-18.00 Lantai

Waktu

Arah

1

2

3

dinding

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

9898

11129

11104

14798

18491

19722

20953

23416

25878

27109

28340

S

11519

12951

12923

22952

32981

35846

38712

40145

41577

40145

38712

E

10102

15975

20992

21832

22671

21832

20992

20153

19314

20153

20992

W

8076

8880

8864

11277

13690

14495

15299

19321

23343

27365

31387

Total Lt.1

39595

48937

53885

70860

87834

91896

95958

103036

110114

114773

119433

N

3807

4280

4271

5691

7112

7585

8059

9006

9953

10427

10900

S

2381

2677

2671

4745

6818

7411

8003

8299

8595

8299

8003

E

0

0

0

0

0

0

0

0

0

0

0

W

1828

2010

2007

2553

3099

3281

3464

4374

5285

6195

7106

Total Lt.2

8017

8969

8950

12990

17030

18279

19527

21681

23834

24922

26010

N

2342

2634

2628

3502

4376

4668

4959

5542

6125

6416

6708

S

2471

2778

2772

4923

7074

7689

8304

8611

8918

8611

8304

E

0

0

0

0

0

0

0

0

0

0

0

W

1828

2010

2007

2553

3099

3281

3464

4374

5285

6195

7106

Total Lt.3 TOTAL

6642

7423

7407

10979

14551

15639

16728

18528

20329

21224

22118

54255

65329

70243

94830

119417

125815

132213

143246

154279

160921

167563

Sehingga dapat disimpulkan bahwa untuk Cooling Load Dinding yang terbesar (Maksimum) adalah pada waktu Pukul 18:00 dengan Total Cooling Load Dinding sebesar 167563 Btu/Hour.

3.2.2. Perhitungan Cooling Load dari Atap Besarnya panas yang diserap oleh atap bangunan karena radiasi matahari dihitung dengan: Qatap = U × A × TETD……. (3.2) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 222)

Dimana:

U = koefisien perpindahan panas menyeluruh dari atap A = luas proyeksi horizontal dari atap TETD = Total equivalent temperature difference adalah total perbedaan temperatur ekivalen atap.


3/8

Gambar (3.2). Konstruksi Atap

Adapun jenis material atap untuk bangunan kantor ini berdasarkan gambar 3.2 yaitu untuk ruangan yang dikondisikan beserta tahanan panasnya masing-masing berdasarkan Lampiran [L.4] adalah sbb: -

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

-

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

-

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

-

Tahanan konveksi di luar ruangan untuk udara bergerak berdasarkan Lampiran [L.4] dengan kecepatan angin berkisar antara 7,5 - 15 mph. Sedangkan dari hasil pengukuran diperoleh kecepatan angin di Medan berkisar antara 10 - 12 km/jam dan dipilih kecepatan maksimumnya yaitu 12 km/jam atau sekitar 7,5 mph. Sehingga tahanan konveksi di luar ruangan (Ro) = 0,25 oF.hr.ft2/Btu

-

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

F.hr.ft2/Btu

Maka U =

1 1 = = 0,285 Ro + C + R1 + R2 + Ri 0,25 + 1,1 + 0,91 + 0,32 + 0,92

Btu/ft2hroF Perbedaan temperatur ekivalen total untuk atap dapat dilihat pada tabel 3.5 berikut berdasarkan tabel 10.6 Jordan pada Lampiran [L.5] Tabel 3.6. Total Equivalent Temperature Differentials untuk atap konstruksi berat dengan bahan beton 6 inci ,terbuka ke matahari Deskripsi Konstruksi atap 6” concrete

Waktu 8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

6

6

6

13

20

27

34

38

42

43

44

Sumber : Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning ,hal 222

Adapun faktor koreksinya adalah sama dengan faktor koreksi seperti pada tabel 3.7 sehingga memberikan hasil yang sama yaitu 11,02oF. Dengan penambahan Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

faktor koreksi tersebut, perbedaan temperatur ekivalen totalnya dapat ditampilkan sbb: Tabel 3.7 Total Equivalent Temperature Differentials setelah dikoreksi Waktu Deskripsi Konstruksi atap

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

6” concrete

17.02

17.02

17.02

24.02

31.02

38.02

45.02

49.02

53.02

54.02

55.02

Berdasarkan gambar 2.12, luas proyeksi horizontal atap dapat dihitung dan diperoleh sbb: Aatap = 1221,42 m2= 13147,36488 ft2 Maka Cooling Load Atap pada pukul 08:00 dapat dihitung dengan cara sbb: Qatap

= U × A × TETD = 0,285 x 13147,36488 x (17,02) = 63773 Btu/Hour

Dengan cara yang sama, Cooling Load untuk atap dari Pukul 08:00 sampai Pukul 18:00 dapat ditabelkan pada Tabel 3.8 berikut :

Tabel 3.8. Perhitungan Cooling Load Atap Lantai

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

3

63773

63773

63773

90002

116231

142460

168689

183677

198665

202412

206159

TOTAL Aatap

63773

63773

63773

90002

116231

142460

168689

183677

198665

202412

206159

Dengan demikian, dapat disimpulkan bahwa cooling load Atap paling besar (Maksimum) adalah pada pukul 18:00 sebesar 206159 Btu/Hour 2.4.2. Perhitungan Cooling Load dari Kaca Energi radiasi matahari yang dipantulkan dan juga yang diserap oleh kaca jendela ataupun kaca pintu akan masuk ke dalam ruangan dan menjadi beban mesin pendingin. Besarnya panas yang diserap oleh kaca dapat dihitung dengan rumus : Qkaca = SHGF × A × SC × CLF…..(3.3) (literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 102)


Dimana:

SHGF = Solar Heat Gain Factor yaitu panas matahari maksimum yang diserap pada waktu , orientasi , dan garis lintang tertentu dalam satuan Btu/hr-ft2 A

= luas permukaan kaca, ft2

SC

= shade coefficient yaitu suatu koefisien untuk faktor koreksi yang bergantung pada jenis kaca

CLF = cooling load factor yaitu faktor koreksi beban pendingin dari kaca yang bergantung pada waktu. SHGF untuk daerah Medan pada posisi 4oLU.. Dari Interpolasi nilai SHGF untuk 0oLU dan 8oLU, diperoleh nilai SHGF untuk berbagai arah yang ditampilkan pada tabel 3.9 berikut Tabel 3.9. SHGF maksimum untuk kaca pada garis lintang 4o LU Arah 0o LU 8o LU 4ºLU 75 47 61 N 212 216 214 E 38 41 39.5 S 212 216 214 W 112 128 120 SE 112 128 120 SW 187 179 183 NE Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 102

Adapun shading coefficient (SC) untuk kaca jenis reflective glass, no interior shading dari tabel 3.10 berikut bernilai 0,4.

Tabel 3.10.

SC untuk

kaca


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

Untuk harga cooling load factor (CLF), dapat diambil dari tabel 3.11 untuk tipe konstruksi kaca medium berdasarkan Lampiran [L.7] Tabel 3.11. CLF untuk kaca tanpa Interior Shade (termasuk Reflective Glass) untuk tipe konstruksi kaca medium Arah

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

0.46

0.52

0.59

0.65

0.7

0.73

0.75

0.76

0.74

0.75

0.79

E

0.44

0.5

0.51

0.45

0.39

0.35

0.32

0.29

0.26

0.23

0.21

S

0.14

0.21

0.31

0.42

0.52

0.57

0.58

0.53

0.47

0.41

0.36

W

0.1

0.11

0.12

0.13

0.14

0.19

0.29

0.4

0.5

0.56

0.55

SE

0.38

0.48

0.54

0.55

0.51

0.45

0.4

0.36

0.33

0.29

0.25

SW

0.12

0.13

0.15

0.17

0.23

0.33

0.44

0.53

0.58

0.59

0.53

NE

0.44

0.45

0.4

0.36

0.33

0.31

0.3

0.28

0.26

0.23

0.21

(Sumber : Pita, Edward G., Air Conditioning Systems, hal 105)

Luas dan Arah Bangunan Kantor ini dapat dihitung dan ditabelkan pada Tabel 3.12 sbb:

Tabel 3.12. Perhitungan Luas Kaca pada berbagai arah m

2

ft

2

Kaca Lantai 1 Luas Sebelah TIMUR = Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN = TOTAL Akaca Lt.1

36.15 43 47.65 43.8 170.6

389.1186 462.852 512.9046 471.4632 1836.3384

Lantai 2 Luas Sebelah TIMUR =

117.6

1265.8464


Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN = TOTAL Akaca Lt.2

105.6 168 203.05 594.25

1136.6784 1808.352 2185.6302 6396.507

Lantai 3 Luas Sebelah TIMUR = Luas Sebelah BARAT = Luas Sebelah UTARA = Luas Sebelah SELATAN = TOTAL Akaca Lt.3

141.6 129.6 204 201.65 676.85

1524.1824 1395.0144 2195.856 2170.5606 7285.6134

Dengan menggunakan rumus (3.3), cooling load dari kaca untuk tiap lantai dari lantai 1 sampai lantai 3 mulai dari pukul 08.00-18.00 dapat dihitung dan ditampilkan pada tabel berikut. Sama halnya seperti cooling load dari dinding dan atap, besar cooling load dari kaca untuk tiap kamar yang diperhitungkan adalah cooling load maksimum yang ditandai dengan tulisan cetak tebal

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

Arah

Waktu

Kaca

8:00

9:00

10:00

11:00

12:00

13:00

14:00

15:00

16:00

17:00

18:00

N

5756

6507

7383

8134

8760

9135

9386

9511

9261

9386

9886

S

1042

1564

2309

3128

3873

4245

4320

3948

3501

3054

2681

E

14655

16654

16987

14988

12990

11657

10658

9659

8660

7660

6994

W

3962

4358

4754

5150

5546

7527

11489

15848

19810

22187

21791

Total Lt.1

25417

29084

31434

31402

31171

32567

35855

38966

41232

42288

41354

N

20296

22944

26033

28680

30886

32210

33092

33534

32651

33092

34857

S

4834

7251

10705

14503

17957

19683

20029

18302

16230

14158

12431

E

47676

54178

55261

48760

42259

37924

34674

31423

28172

24921

22754

1

2

W

9729

10702

11675

12648

13621

18486

28216

38919

48649

54487

53514

Total Lt.2

82538

95077

103676

104593

104724

108305

116012

122179

125704

126661

123559

N

24646

27861

31611

34826

37505

39112

40184

40719

39648

40184

42327

S

4801

7201

10631

14403

17833

19548

19891

18176

16118

14060

12346

E

57406

65235

66539

58711

50883

45664

41750

37836

33922

30008

27398

W

11941

13135

14329

15523

16717

22688

34629

47765

59706

66871

65677

Total Lt.3

98795

113433

123112

123465

122939

127013

136455

144497

149395

147749

206751

237595

258223

259461

258835

267887

288323

305644

316332

151124 320074

3

TOTAL

Dengan

demikian,dapat

disimpulkan

bahwa

Cooling

Load

kaca

312663

terbesar

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

3.2.4. Perhitungan Cooling Load dari Lantai Besarnya panas yang diserap oleh lantai bangunan dari tanah dapat dihitung Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

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

Dimana:

U = koefisien perpindahan panas menyeluruh dari lantai A = luas lantai, ft2 TD = Temperature difference: Ttanah – Tdesain ruangan Ttanah = 28oC = 82,4oF TD = (82,4 – 75)oF TD = 7,4 oF

Adapun material lantai bangunan kantor beserta tahanan panasnya masing-masing berdasarkan Tabel 3.2. adalah sbb: -

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

-

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

-

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

Gambar 3.3. Konstruksi lantai Maka U =

1 1 = = 0,77 R1 + R2 + R3 0,08 + 0,81 + 0,4


Berdasarkan gambar 2.10, luas lantai 1 dapat dihitung dengan hasil sebagai berikut: Alantai = 1540 m2 = 16576.56 ft2 Adapun cooling load dari lantai lantai 1 dapat dihitung sebagai berikut: Qlantai = U × Alantai × TD = 0,77 × 16576,56 × 7,4 = 94453,23 Btu/hr

3.2.5. Perhitungan Cooling Load dari Lampu / Penerangan dan Alat Elektronik Besarnya beban pendingin yang dihasilkan oleh penerangan / lampu dapat dihitung dengan rumus : Qpenerangan

= 3,4 × W × BF…..(3.5)

(literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 108)

Dimana : W = total daya lampu keseluruhan BF = Balast Factor Untuk lampu fluorescent BF = 1,25 Untuk lampu incandescent BF = 1,0

Adapun daya lampu yang dibutuhkan untuk penerangan pada bangunan Kantor dipilih sebesar 30 Watt/m2 untuk daya lampu daerah komputer berdasarkan Tabel

3.14,

lampu

dengan

incandescent

dengan BF = Sedangkan

1,0. alat elektronik

yang ada

jenis

diperkirakan sesuai

standar

hanyalah TV 200Watt

dan

dengan

125

hotel dengan

computer Watt.

Tabel 3.14.

Estimasi Beban

listrik suatu

Bangunan


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

Dengan cara tabulasi sebagai berikut, cooling load dari lampu dan alat elektronik untuk tiap ruangan mulai dari lantai 1 sampai lantai 3 dapat dilihat pada tabel 3.15.

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

Ruang

Daya/Luas 2

1

Alat

Elektronik

Q lampu 2

Q elektronik

Q lampu &

(Watt/m )

TV

Komputer

Ruang(m )

(Btu/h)

(Btu/h)

Elektronik (Btu/h)

Lobby

30

1

2

595.6

75939

2231.25

78170.25

Ruang Serbaguna/Aula

30

1

2

331.8

42304.5

2231.25

44535.75

Ruang Istirahat Ka.Adpel

30

1

1

50.4

6426

1381.25

7807.25

Kabid.KPLP

30

1

2

36

4590

2231.25

6821.25

Kasi Kesyahbandaraan

30

-

1

13

1657.5

850

2507.5

Kasi Penyelamatan

30

-

1

13

1657.5

850

2507.5

Kasi Keamanan

30

0

1

11.4

1453.5

127.5

1581

Ruang Senjata

30

-

-

11.4

1453.5

-

1453.5

Ruang KPLP

30

1

5

330.4

42126

4781.25

46907.25

1393

177607.5

14683.75

192291.25

TOTAL LANTAI 1 2

Luas

Bid.Lala & Kepelabuhan

30

1

5

311.8

39754.5

4781.25

44535.75

Ruang Kab.Lala & Kepelabuhan

30

1

1

36

4590

1381.25

5971.25


Ruang Kontrol

30

-

3

11.4

1453.5

2550

4003.5

Ruang Peralatan

30

-

-

11.4

1453.5

-

1453.5

Bag. Pembukuan

30

-

2

13

1657.5

1700

3357.5

Bag. Keuangan

30

-

2

13

1657.5

1700

3357.5

Ruang Istirahat

30

2

1

64.8

8262

1912.5

10174.5

Ruang Obat-obatan

30

-

-

21.6

2754

-

2754

Kantin

30

2

-

9

1147.5

1062.5

2210

Koridor

30

-

-

118.08

15055.2

-

15055.2

610.08

77785.2

15087.5

92872.7

Bid.Lala & Kepelabuhan

30

1

5

337.86

43077.15

4781.25

47858.4

Kabid.Lala & Kepelabuhan

30

1

1

36

4590

1381.25

5971.25

TOTAL LANTAI 2 3

Kasi Was.Fasilitas

30

-

2

25.2

3213

1700

4913

Kasi Lalin dan Angla

30

-

2

10.08

1285.2

1700

2985.2

Kasi penumpang Angla & TKBM

30

-

2

35.28

4498.2

1700

6198.2

Ruang Wudhu

30

-

-

19.8

2524.5

-

2524.5

Koridor

30

-

-

75.6

9639

-

9639

Kabid.Kelaiklautan Kapal

30

1

2

46.8

5967

2231.25

5967

Ruang AIS

30

-

-

15.12

1927.8

-

1927.8

Bid.Kelaiklautan Kapal

30

1

5

321.9

41042.25

4781.25

45823.5

Kasi Keselamatan Kapal

30

-

2

15.3

1950.75

1700

3650.75

Kasi Kepelautan

30

-

2

15

1912.5

1700

3612.5

Kasi Pengukuran

30

-

2

TOTAL LANTAI 3

15

1912.5

1700

3612.5

968.94

123539.85

23375

144683.6

378932.55

53146.25

429847.55

TOTAL COOLING LOAD PENERANGAN & ALAT ELEKTRONIK

Dengan demikian, Beban Pendingin dari Penerangan dan Alat Elektronik adalah sebesar 429847 Btu/Hour.

3.2.6. Perhitungan Cooling Load dari Manusia Total kalor yang dilepas oleh tubuh manusia sangat tergantung kepada kegiatan yang dilakukan oleh manusia tersebut. Untuk menghitung besarnya kalor yang dilepas oleh tubuh manusia dapat digunakan rumus sebagai berikut: Qsensibel = qsensibel × n…...(3.6) Qlaten = qlaten × n………..(3.7) (literatur : Pita, Edward G., “Air Conditioning Systems”, hal 111)

Dimana: Qsensibel dan Qlaten = total panas sensibel dan laten dari tubuh manusia qsensibel dan qlaten = panas sensibel dan laten untuk tiap orang n

= banyaknya jumlah orang didalam ruang

Tabel 3.16. Panas yang dihasilkan dari manusia Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

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

-

Dari tabel 3.16, untuk aktivitas pekerja kantor dan aktivitas berdiri, berjalan lambat pada aplikasi hotel, besarnya panas sensibel dan panas laten untuk temperatur ruangan 76oF masing-masing didapat 235 Btu/hr dan 215 Btu/hr per orang.

Selanjutnya cooling load dari manusia untuk tiap ruangan mulai dari lantai 1 sampai lantai 3 berdasarkan denah bangunan dapat dilihat pada tabel 3.17.

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

Ruang Lobby Ruang Serbaguna/Aula Ruang Istirahat Ka.Adpel Kabid.KPLP Kasi Kesyahbandaraan Kasi Penyelamatan Kasi Keamanan Ruang Senjata Bid. KPLP

n 13 0 0 2 2 2 2 2 11

Qs (Btu/h) 2450 0 0 490 490 490 490 490 2450

Ql (Btu/h) 2050 0 0 410 410 410 410 410 2050

Q manusia (Btu/h) 5000 0 0 900 900 900 900 900 4950


TOTAL Qmanusia Lantai 1 2

Bid.Administrasi Ruang Kab.Administrasi Ruang Kontrol Ruang Peralatan Bag. Pembukuan Bag. Keuangan Ruang Istirahat Ruang Perpustakaan Mini Kantin Koridor

50 7 2 2 2 2 2 2 4 2

7350 12250 1715 490 490 490 490 490 490 980 490

6150 10250 1435 410 410 410 410 410 410 820 410

14450 22500 3150 900 900 900 900 900 900 1800 900

50 7 5 2 7 0 2 2 3 48 2 2 2

18375 12250 1715 1225 490 1715 0 490 490 735 11760 490 490 490

15375 10250 1435 1025 410 1435 0 410 410 615 9840 410 410 410

33750 22500 3150 2250 900 3150 0 900 900 1350 21600 900 900 900

32340 58065

27060 48585

59400 107600

TOTAL Qmanusia Lantai 2 3

Bid.Lala & Kepelabuhan Kabid.Lala & Kepelabuhan Kasi Was.Fasilitas Kasi Lalin dan Angla Kasi penumpang Angla & TKBM Ruang Wudhu Koridor Kabid.Kelaiklautan Kapal Ruang AIS Bid.Kelaiklautan Kapal Kasi Keselamatan Kapal Kasi Kepelautan Kasi Pengukuran TOTAL Qmanusia Lantai 3

TOTAL COOLING LOAD MANUSIA

3.2.7. Perhitungan Cooling Load dari Infiltrasi Biasanya kebutuhan udara luar sangat cukup untuk menghasilkan tekanan yang sedikit berbeda dari ruangan dan menyeimbangkan infiltrasi. Tidak perlu untuk memikirkan infiltrasi hanya jika volume udara luar dapat ditangani oleh peralatan yang mampu untuk menyeimbangkan besarnya total infiltrasi yang diperhitungkan. Tapi jika peralatan tidak mampu untuk menangani infiltrasi yang terlalu besar, maka infiltrasi perlu diperhitungkan sebagai total beban pendingin. Besarnya infiltrasi dalam ruangan yang terjadi dapat dihitung dengan menggunakan rumus: Cfm)inf =

H × L × W × G VolumeRuangan …..(3.8) = 60 60

(literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 234) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dimana :

H = tinggi gedung (ft)

L = panjang gedung (ft)

W= lebar gedung (ft)

G = faktor dinding

G = 1 , jika ruangan memiliki satu dinding luar G = 1,5 , jika ruangan memiliki dua dinding luar G = 2 , jika ruangan memiliki tiga buah atau lebih dinding luar

Yang dimaksud dengan dinding luar adalah dinding yang berhubungan dengan bagian ruangan gedung yang tak dikondisikan yaitu dinding yang memiliki jendela ataupun pintu yang memungkinkan terjadinya infiltrasi. Jika celah-celah pintu dan jendela diisolasi dengan strip, maka infiltrasi yang terjadi adalah setengah dari besarnya infiltrasi yang diperoleh dari persamaan 3.8. Infiltrasi pada bangunan kantor ini berdasarkan gambar 2.10-2.12, dan ditinjau pada lantai 1,2 dan 3 yaitu pada lobby dan Ruang Serbaguna serta Ruang yang yang memiliki pintu yang berhubungan langsung dengan udara luar dan alirannnya ke tingkat selanjutnya. Tidak adanya infiltrasi melalui jendela karena tidak terdapat jendela pada Gedung ini. Besarnya infiltrasi tersebut diatur dengan putaran exhaust fan dan disesuaikan dengan kebutuhan udara ventilasi untuk ruangan-ruangan tersebut. Sehingga besar infiltrasi ini identik dengan kebutuhan udara ventilasi dan oleh sebab itu menjadi bagian dari perhitungan cooling load dari ventilasi Adapun perhitungan infiltrasi pada lantai yaitu perhitungan infiltrasi untuk lobby yang memiliki pintu depan dan ruang serbaguna yang memiliki pintu samping serta ruang lain yang memiliki ruang kontak dengan udara luar. Dengan tinggi lobby 4 m (13,123 ft) dan luas lantai lobby 6411.0384 ft2 berdasarkan tabel 3.19, dimana dinding ruangan lobby ini memiliki 1 buah dinding luar, maka Cfm)inf lobby dapat dihitung sbb: Cfm)inf =

16,404 x6411,0384 x1 x50% 60

Cfm)inf = 2629.166848cfm ≈ 2629 cfm Udara infiltrasi yang masuk ke dalam ruangan ini memiliki nilai kalor sensibel dan kalor laten. Besarnya kalor sensibel dan kalor laten inilah yang akan menjadi Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

beban pendingin yang selanjutnya akan dibuang oleh mesin pendingin ke lingkungan. Besarnya kalor sensibel dan laten udara luar infiltrasi dihitung dengan persamaan: Qsensibel = 1,08 × Cfm)inf × (T,o – T,r)….(3.9) (literatur : Jordan, Richard C., “Refrigeration and Air Conditioning” ,hal 233)

Dimana: T,o – T,r = perbedaan temperatur udara luar dengan temperatur ruang yaitu 96,08oF dan 75oF.

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

Dimana: wo’ – wi’ = perbedaan rasio kelembaban udara luar dengan udara ruang. Nilai wo’ dan wi’ini didapat

dari grafik

psikometrik

berdasarkan T,o= 96,08oF dan T,r= 76oF, diperoleh 200 lb/lb dry air dan 65 lb/lb dry air.

Maka Rumus untuk mencari Cooling Load Infiltrasi total adalah: Qinfiltrasi = Qsensibel + Qlaten Dengan cara Tabulasi pada Tabel 3.18 berikut ini dapat dihitung nilai Beban Pendingin yang berasal dari Infiltrasi sebagai berikut:

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

2

3

Ruang

Tinggi(ft)

Alantai(m 2)

Alantai(ft2)

Cfm) inf

Qs

Ql

Qinfiltrasi

Lobby

16.404

595.6

6411.0384

2629.1668

64456.6544

241357.516

305814.1

Ruang Serbaguna/Aula

16.404

331.8

3571.4952

1952.8935

47877.1388

179275.63

227152.7

Ruang Istirahat Ka.Adpel

16.404

50.4

542.5056

148.32103

3636.238397

13615.8706

17252.1

TOTAL Lantai 1

16.404

977.8

10525.0392

4730.38133

115970.032

434249.0166

550218.9

Koridor

13.123

118.08

1271.0131

138.99587

3407.622907

12759.8214

16167.44

TOTAL Lantai 2

13.123

118.08

1271.0131

138.99587

3407.62291

12759.8214

16167.44

Ruang Wudhu

13.123

19.8

213.1272

23.307235

571.4001826

2139.6042

2711.004

Koridor

13.123

75.6

813.7584

88.991262

2181.709788

8169.39788

10351.1

TOTAL Lantai 3

13.123

95.4

1026.8856

112.298497

2753.10997

10309.00208

13062.104


3.2.8. Perhitungan Cooling load dari Ventilasi Untuk tetap menjaga agar ruangan tetap segar, maka udara luar juga harus dimasukkan ke dalam ruangan yang dikondisikan untuk menghilangkan atau mengurangi kadar konsentrasi dari asap rokok, bau badan, karbon dioksida, dan yang lainnya. Dalam aplikasi kantor ini, Kebutuhan udara ventilasi ruangan kantor disuplai dari koridor sebagai udara infiltrasi yang masuk lewat celah pintu. Udara ventilasi tersebut menjadi cooling load koridor karena udara tersebut telah dikondisikan di koridor sebelum disuplai ke tiap ruangan kantor. Adapun besar ventilasi ini akan dibandingkan dengan besar infiltrasi, jika ventilasi lebih besar dari infiltrasi, maka infiltrasi dapat diabaikan dan besar cooling load dari ventilasi inilah yang akan diperhitungkan untuk cooling load total. Dari tabel 3.19 berikut, diperoleh kebutuhan ventilasi untuk aplikasi Office Room untuk recommended cfm berkisar antara 35 per orang dalam hal ini dipilih 15 cfm per orang.

Tabel 3.19 Kebutuhan udara untuk ventilasi


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

Dengan cara yang sama seperti menghitung cooling load dari infiltrasi, cooling load dari ventilasi dapat dihitung sebagai berikut: Qsensibel = 1,08 × Cfm)inf × (T,o – T,r) Qlaten = 0,68 × Cfm)inf × (wo` - wi`) Qventilasi = Qsensibel + Qlaten Perhitungan Cooling Load dari Ventilasi ini dapat ditabelkan sebagai berikut: Tabel 3.20 Cooling load dari ventilasi yang disuplai pada ruangan tertentu dari lantai 1 sampai lantai 3 Lantai 1

2 3

Ruang Lobby Ruang Serbaguna/Aula TOTAL Lantai 1 Koridor TOTAL Lantai 2 Ruang Wudhu Koridor TOTAL Lantai 3

n 10 0 10 2 2 0 15 15

cfm 350 0 350 70 70 0 525 525

Qs 8580.6 0 8580.6 1716.12 1716.12 0 12870.9 12870.9

Ql 32130 0 32130 6426 6426 0 48195 48195

Qventilasi 40710.6 0 40710.6 8142.12 8142.12 0 61065.9 61065.9

Terlihat bahwa kebutuhan udara ventilasi dan cooling load dari ventilasi lebih kecil dari infiltrasi, sehingga cooling load dari infiltrasi yang akan diperhitungkan pada cooling load total. 3.2.9 Total Cooling Load Besarnya cooling load secara keseluruhan yang menjadi beban dari mesin pendingin dapat dihitung dengan: Qcooling load = Qatap+ Qdinding + Qkaca + Qinfiltrasi+ Qmanusia+ Qpenerangan dan elektronik +Qlantai Adapun cooling load secara keseluruhan ini dapat dibagi menjadi 2 bagian yaitu: -

Beban laten, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin untuk menurunkan kelembaban dalam ruangan. Beban ini berasal dari manusia dan infiltrasi atau ventilasi.

-

Beban sensibel, yaitu beban yang harus dibebankan kepada mesin pendingin untuk menurunkan suhu ruangan. Beban ini berasal dari struktur bangunan yang


mencakup dinding, kaca, lantai, atap dan juga beban manusia, penerangan , alat elektronik, dan infiltrasi/ventilasi

Tabel 3.21 Cooling load total tiap kamar dari lantai 1 sampai lantai 6 Qdinding

Qkaca

Qlantai

Qlampu

Qmanusia

Qinfiltrasi

Qatap

(Btu/hr)

(Btu/hr)

(Btu/hr)

(Btu/hr

(Btu/hr

(Btu/hr

(Btu/hr

1

119433

41354

94453

192291

14450

550218

2

26010

123559

-

92872

33750

3

22118

147749

-

144683

TOTAL

167561

312662

94453

429846

lantai

Q total (Btu/hr)

Qsensibel (Btu/hr)

-

1012199

378560

16167

-

276191

264223

59400

13062

206159

387012

581527

107600

579447

206159

1675402

1224310

Berdasarkan tabel 3.21 di atas, terlihat bahwa cooling load total dari lantai 1 sampai lantai 3 adalah sebesar 1675402 Btu/hr atau setara dengan 492,75 kW atau 140 Ton of Refrigeran (TOR). Menurut Jordan ,cooling load total ini dalam perencanaan biasanya ditambah 10% dari nilainya sebagai faktor keamanan (safety factor). Dengan demikian, cooling load total tersebut menjadi 1.842.942 Btu/hr atau setara dengan 542 kW atau 153,57 TOR. Selanjutnya akan diuraikan perhitungan beban mesin pendingin dengan menggunakan analisa psychrometric chart. Perhitungan dengan psychrometric chart maupun dengan estimasi cooling load seperti diuraikan sebelumnya akan memberikan hasil yang kurang lebih sama.

3.3. Siklus Pengkondisian Udara Adapun siklus pengkondisian udara yang akan diuraikan dalam subbab ini adalah pada semua ruangan pada lantai 1,2 dan 3, dimana terdapat beban pendingin dari udara luar yaitu udara ventilasi bagi manusia di dalamnya sehingga siklus pengkondisian udara yang terjadi dapat dianalisa secara lengkap. Dari grafik psikrometrik, siklus pendingin udara dapat dilihat dimana udara luar (1) dan udara dari ruangan yang dikondisikan (2) bercampur di titik (3) dibalikkan kembali ke kondensor. Di dalam coil kondensor mengalir air bersuhu sekitar 37,4oF(3ºC) yang berasal dari evaporator. Udara yang melewati coil pendingin, suhu dan kelembabannya akan turun (4). Udara keluar dari coil inilah yang akan dihembus dengan blower ke dalam ruangan.


1 3 4

2

2

2

ruangan dikondisikan udara supplai ke ruangan 3 udara balik dari ruangan 1

udara supplai ke ruangan 4

udara balik dari ruangan

4 blower

Gambar 3.4. Siklus pengkondisian udara

3.3.1.Analisa Grafik Psikometrik (Psychometric Chart) Pertama-tama, siklus pengkondisian udara pada koridor lantai 1 yang akan dianalisa. Adapun kondisi perencanaan seperti yang telah diuraikan pada subbab sebelumnya yaitu: ♦

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

♦

Suhu udara luar T,o = 35,6ºC(96,08ºF) DB dengan RH = 77% Dengan mengacu pada gambar 3.4, langkah untuk menganalisa psychrometric

chart adalah: 1. Karena percampuran udara (titik 3) terjadi di dalam ruangan, maka kondisi udara campuran inilah yang harus diperhitungkan sebagai kondisi udara perencanaan pada ruangan tersebut yaitu T,r = 76oF dan RH yang akan dicari. Dengan kondisi udara luar (titik 1) yang telah diketahui yaitu T,o = 96,08oF dan RH = 77%, maka dapat ditarik suatu garis lurus penghubung antara titik 1 dengan titik 3. 2. Pada titik perpotongan suhu 80ºF dan RH = 50%, terdapat sebuah titik yang disebut “titik setan”. Dari titik ini ditarik garis lurus ke sumbu GSHF (Global Sensible Heat Factor) yang dapat dihitung dengan rumus: GSHF =

Qsensibel 550571 = = 0.69 Qcooling load 800783


Dari titik 3 kemudian ditarik garis sejajar dengan garis GSHF hingga ke garis saturasi pada psychrometric chart. 3. Temperatur coil didapat dari perpotongan garis tersebut pada garis saturasi yaitu pada suhu 37,8o F yang untuk selanjutnya disebut tadp. 4. Ketika udara campuran tersebut melewati coil pendingin, ternyata tidak semua udara tersebut mengalami penurunan suhu dan terkondensasi. Sebagian kecil udara ada yang lolos melewati coil tanpa mengalami penurunan suhu. Perbandingan antara jumlah udara yang lolos tanpa mengalami penurunan suhu dengan jumlah udara total yang melewati coil disebut dengan Bypass Factor (BF). Untuk kecepatan udara melewati coil yang tidak melebihi 500 fpm, dan 2 baris coil, By-pass Factor direncanakan 0.313. 5. Kemudian titik 4 yaitu kondisi udara setelah melewati coil dapat dicari berdasarkan harga By-pass Factor dengan menggunakan rumus: BF =

t 4 − t adp t 3 − t adp

⇔ t 4 = 0.313 × (75,2 − 37,4) + 37,4 = 49,2 0 F

6. Selanjutnya pada titik 4 tarik garis lurus dengan kemiringan garis RSHF(Room Sensible Heat Factor) yaitu garis dengan kemiringan SHF yang didapat dengan tanpa memperhitungkan udara ventilasi atau infiltrasi hingga memotong perpanjangan garis yang menghubungkan titik 1 dan 3. Adapun titik yang didapat dari perpotongan kedua garis tersebut merupakan kondisi udara setelah menyerap panas dari cooling load ruangan sebelum bercampur dengan udara luar, yang untuk selanjutnya disebut titik 2. 7. Dari psychrometric chart, diperoleh h4 = 19 Btu/lb udara dan h3 = 30 Btu/lb udara. 8. Kuantitas udara suplai yang diperlukan (cfm) dapat dicari dari rumus: cfm =

Qsensible 550771 = = 19607,2 cfm 1,08 × (t 3 − t 4 ) 1.08 × (75,2 − 49,2)

9. Beban mesin pendingin di lantai 1 dapat dicari dengan persamaan: Q lobby = 4,55·cfm·(h3 – h4) = 4,55·19607,2·(30 – 19) = 981340,36 Btu/h


Ternyata perhitungan Q lantai 1 dengan grafik psikrometrik memberikan hasil yang hampir sama dengan perhitungan Q lantai 1 dari cooling load sebelumnya yaitu 1052170 Btu/hr. Dengan cara yang sama, dan harga Bypass Factor, T1, dan T3 yang sama, maka GSHF, RSHF, t adp, t4, t2, h3, h4, serta Q koridor lantai 2,3 dapat dicari dan memberikan hasil sebagai berikut:

Lantai 2

Lantai 3

GSHF = 0,81

GSHF = 0,93

cfm = 12093,7 cfm

cfm = 22690,36 cfm

tadp = 37,4oF

tadp = 37,4oF

t4 = 49,2oF

t4 = 49,2oF

h3 = 26,4 Btu/lb

h3 = 25,2 Btu/lb

h4 = 18,2 Btu/lb

h4 = 17,6 Btu/lb

Untuk lebih jelasnya, grafik psikometrik untuk kondisi lantai 1 dan lantai 2 serta lantai 3 seperti yang diuraikan sebelumnya, dapat dilihat pada halaman berikut.

BAB 4 ANALISA TERMODINAMIKA Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

4.1 Analisa Termodinamika Sistem Pendingin Diagram alir dari sistem pendingin yang direncanakan dapat dilihat pada gambar 4.1 berikut.

Gambar 4.1. Diagram alir sistem pendingin.

Pada diagram alir tersebut, terdapat 3 jenis jalur fluida yang digunakan yaitu jalur refrijeran berdasarkan siklus kompresi uap, jalur udara dan jalur air dingin. Udara digunakan untuk mengkondisikan udara di ruangan kantor dan menyerap cooling load dari ruangan tersebut, yang kemudian dialirkan ke evaporator untuk didinginkan kembali oleh refrijeran melalui ducting. Dengan demikian, pada evaporator terjadi perpindahan panas dari refrijeran, dimana panas yang diserap refrijeran dari udara yang dihisap exhaust fan adalah cooling load ruangan yang dikondisikan. Ini merupakan sistem pendingin tidak langsung (Indirect Ekspansion). Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dalam hal ini, ada beberapa parameter suhu yang perlu ditetapkan sebagai tahap awal perencanaan yaitu suhu refrijeran dan suhu air dingin. Suhu refrijeran di evaporator direncanakan 32 ºF (0 ºC) untuk menghindari pembekuan pada fluida air bila suhu refrijeran direncanakan di bawah titik beku air. Suhu air dingin setelah didinginkan refrijeran dan disuplai ke ruangan tentu saja berada sedikit di atas suhu tersebut. Menurut Edward G. Pita ,suhu air dingin yang disuplai ke ruangan biasanya berkisar

antara 40-50oF (4,4-10oC)

sedangkan kenaikan suhu

air

setelah

mengkondisikan ruangan biasanya berkisar antara 5-15oF (2,8-8,3oC). Dalam perencanaan ini, suhu air dingin suplai direncanakan 3oC (37,4oF) dan kenaikan suhu air dingin direncanakan 7oC (44,6oF). Pada kenyataannya, karena suhu ruangan yang telah dikondisikan relatif lebih tinggi dari suhu air dingin baik pada jalur pipa suplai maupun jalur balik, terjadi perpindahan panas dari ruangan ke air dingin. Walaupun pada pipa air dingin dililitkan isolasi, pindahan panas tetap terjadi dalam skala kecil. Khusus untuk perencanaan ini, dimana semua ruangan kantor dikondisikan, panas dari ruangan yang berpindah ke air dingin telah menjadi bagian dari cooling load total ruangan yang diserap oleh air dingin. Meskipun demikian, perlu dilakukan penambahan terhadap cooling load total yang telah dihitung untuk mengantisipasi hal ini. Adapun cooling load total yang telah dihitung pada bab 3 yaitu sebesar 1.675.402 Btu/hr, telah ditambahkan 10% dari nilainya menjadi 1.842.942 Btu/hr. Dengan demikian, penambahan terhadap cooling load total tidak perlu lagi dilakukan dan untuk selanjutnya nilai cooling load ini yang akan menjadi dasar perencanaan komponenkomponen sistem pendingin.

4.2. Pemilihan Refrijeran Dalam subbab ini, akan dipilih refrijeran yang sesuai untuk sistem refrijerasi ini. Adapun refrijeran tersebut akan dipilih dari beberapa refrijeran yang telah digunakan secara luas untuk pengkondisian udara pada bangunan komersial antara lain R-11, R-12, R-22, R-113, dan R-134a. Adapun pemilihan refrijeran ini didasarkan pada temperatur dan tekanan pada evaporator dan kondensor Dalam perencanaan ini, temperatur kondensor direncanakan 122º F (50ºC ) berdasarkan kenyataan di lapangan, sedangkan temperatur di evaporator direncanakan 32 ºF (0 ºC) Adapun refrijeran yang dipilih, tekanan evaporator dan kondensornya Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

harus berada di atas tekanan atmosfer. Hal ini untuk menghindari masuknya udara dan embun ke dalam sistem bila terjadi kebocoran. Selain itu, refrijeran tersebut harus memiliki titik beku di bawah kedua temperatur tersebut. Perbandingan refrijeranrefrijeran tersebut berdasarkan titik beku, titik didih pada tekanan atmosfer, dan tekanan evaporator serta kondensornya berdasarkan Lampiran [L.9 – L.15] dapat dilihat pada tabel 4.1 di bawah :

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

Titik beku Titik didih o

o

Tekanan

Tekanan

( C)

( C)

evaporator (Bar) kondensor(Bar)

R-11

-111

23,7

0,4

2,361

R-12

-136

-29,8

3,081

12,17

R-22

-160

-40,8

4,98

19,43

R-113

-36,6

45,9

0,1504

1,097

R-134a

-96,6

-26,15

2,928

13,18

Dari tabel di atas, terlihat bahwa R-11 dan R-113 tekanan evaporatornya di bawah tekanan atmosfer sehingga ketiga refrijeran tersebut tidak dipilih dalam perencanaan ini. Karena R-12, dan R-22 termasuk bahan perusak ozon (BPO), maka dalam perencanaan ini dipilih R-134a.

4.3. Analisa Termodinamika Siklus Kompresi Uap Perencanaan sistem refrijerasi ini juga dilengkapi penukar kalor. Adapun diagram alir sistem refrijerasi, diagram P-h dan diagram T-s berdasarkan siklus kompresi uap dapat dilihat pada gambar 4.1, 4.2, dan 4.3 berikut.


Gambar 4.2. Diagram alir sistem refrijerasi siklus kompresi uap

Gambar 4.3. Diagram P-h siklus kompressi uap

Gambar 4.4 Diagram T-s siklus kompressi uap Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

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

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



Jalur Hisap ( Suction Line ) (2-3), terjadi kenaikan temperatur pada tekanan konstan yang disebabkan oleh pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada Heat Exchanger Double Pipe. Hal ini dilakukan untuk memastikan refrijeran yang masuk ke kompresor tidak lagi mengandung kondensat.



Proses kompresi isentropis di kompresor (3-4)



Proses pembuangan kalor di kondensor (4-5-6), yang terbagi dua yaitu proses desuperheating (4-5) dan proses kondensasi (5-6). Proses kondensasi berlangsung pada suhu dan tekanan konstan.



Jalur Cair (liquid line) (6-7), terjadi penurunan temperatur pada tekanan konstan yang disebabkan pindahan panas antara pipa hisap dan pipa cair pada Heat Exchanger Double Pipe untuk memastikan refrijeran yang masuk ke katup ekspansi berada dalam fase cair seluruhnya. Penurunan temperatur biasanya direncanakan berkisar antara 5oF – 15oF berdasarkan buku pedoman Carrier [Lit.12]. Dalam sistem ini, penurunan temperatur direncanakan sebesar 5oF. Berdasarkan proses-proses di atas, keadaan fisik refrijeran R-134a dari titik 1

– 7 dapat ditentukan secara lengkap sebagai berikut. Titik 2: T2 = 0oC °

Dari tabel saturasi [L.14], P2 = 0,2927 MPa h2 = hg @ 0,2928 MPa = 398,68 kJ/kg

Titik 5: T5 =40oC°

Dari tabel saturasi [L.14], P5 = 1,0165 MPa h5 = hg @ 1,0165 MPa = 419,58 kJ/kg

Titik 6: T6 =40oC°

P6= P5 = 1,0165 MPa Dari tabel saturasi [L.14], h6 = hf @ 1,0165 MPa = 256,35 kJ/kg

T7 direncanakan turun 5oF atau sekitar 2,78oC dari T6 sehingga didapat: T7 = 40oC – 2,78oC = 37,22oC

Dari tabel saturasi [L.14], didapat:

P7 = P6 = 1,0165 MPa

h7 ≈ hf @ 1,0165 MPa = 252,21 kJ/kg

h3 dapat ditentukan dari persamaan kesetimbangan energi pada penukar kalor sebagai berikut:

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

m r × (h3 – h2) = m r × (h6 – h7) (h3 – h2) = (h6 – h7) (h3 – 398,68) = (256,35 – 252,21) h3 = 402,82 kJ/kg

Titik 3: P3 = P2 = 0,2928 MPa

Dari tabel uap jenuh [L.15], didapat: T3 = 4,58 oC

h3 = 402,9 kJ/kg

s3 = 1,743 kJ/kg.K Titik 4: s3 = s4 = 1,743 kJ/kg.K (isentropis) Dari tabel uap jenuh [L.15], didapat: T4 = 48,83oC, h4 = 429,3kJ/kg

P4= P5 = 1,0165 MPa Titik 1: h1 = h7 = 252,21 kJ/kg.K (throttling) T1 = 0oC

Secara lengkap, hasil perhitungan sifat-sifat fisik refrijeran di atas dapat ditampilkan pada Tabel 4.2 berikut. Tabel 4.2 Nilai P, h, dan T dari titik 1 – 7.

Titik

P ( kPa )

h ( kJ/kg )

T(°C)

1. 292.8 252,21 0 2. 292.8 398.68 0 3. 292.8 402.98 4,58 4. 1016,5 429,3 48,83 5. 1016,5 419,58 40 6. 1016,5 256,35 40 7. 1016,5 252,21 37.22 Berdasarkan sifat-sifat fisik di atas, dapat dihitung besaran-besaran penting siklus kompresi uap sebagai berikut: - RE = h2 – h1= 398,68-252,21= 146,47 kJ/kg - COP =

h2 − h1 398,68 − 252,21 = = 5,5 h4 − h3 429,3 − 402,98

- Qevaporator = Q cooling load = 542 kW = m r × (h2 – h1) -

m r =

-

P=

Qcooling load h2 − h1

=

542 = 3,7 kg/s (398,68 − 252,21)

m r × (h4 − h3 ) 3,7 × (429,3 − 402,98) = = 0,1796kW / kW Q, cooling load 542


BAB 5 KOMPONEN UTAMA SIKLUS KOMPRESI UAP 5.1. Kompressor Jenis kompresor yang direncanakan adalah kompresor bolak-balik (reciprocating compressor) sebanyak tiga unit.

Clearance volume

Gambar (5.1). Potongan silinder kompressor

Daya teoritis yang dibutuhkan kompressor tiap satuan laju aliran massa untuk keadaan isentropis :

W siklus

   P2 .V2 − P1 .V1   P2  . ln  ….(5.1) =    P1   P2 .V2  ln P1 .V1    

P


V (m3)

Gambar (5.2) Siklus Kompressor



P1 = tekanan pada sisi masuk kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P1 = 0,2928 MPa dengan V1 = 0,080128 m3/kg.



P2 = tekanan pada sisi keluar kompressor Dengan mengacu pada tabel 4.2, P2 = 1,0165 MPa dengan V2 = 0,020829 m3/kg. Laju aliran refrijeran untuk tiap unit kompressor adalah m r = 1,233 kg/s dari

m r total = 3,7 kg/s. Maka daya teoritis yang dibutuhkan oleh kompressor pada keadaan isentropis adalah

   1016 × 1000 × 0,020829 − 292,8 × 1000 × 0,080128   1016 × 1000  W = mr . . ln 292,8 × 1000  1016 1000 0 , 020829 × ×     ln   292,8 × 1000 × 0,080128     = 1,233 × 29925,66 = 36,898 kW •

Perhitungan silinder kompressor :  Theoritical volume displacement dihitung dengan: •

= m r × V1 …..(5.2) = 1,233 kg/s x 0,080128 m3/kg = 0,0987 m3/s  Volume displacement: •

= =

m r × V1

η cv

…..(5.3)

0,099 = 0,1029 m3/s 0,9617

dimana ηcv merupakan effisiensi volumetri yang dirumuskan: ηcv = 1 + C – C·(pd/ps)1/n…..(5.4) dimana :

Pd = P2


Ps = P1 n = γ = Cp/Cv, konstanta pada proses isentropis. Adapun nilai Cp dan Cv

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

Sehingga didapat nilai n = 1,163 Dalam perencanaan kali ini piston direncanakan memiliki clearance C = 2%. 1

 1016  1,163 ηcv = 1 + 0,02 – 0,02·  = 0,9617   292,8 

5.2. Evaporator Evaporator yang direncanakan adalah evaporator jenis Fin coil air-cooled evaporator. Adapun konstruksi evaporator dapat dilihat pada gambar berikut :

fan

pipa

sirip

Gambar 5.3. Konstruksi evaporator jenis Fin coil air-cooled

. Refrijeran mengalir di dalam tube evaporator sementara udara dengan bantuan fan mengalir menyilang melintasi tube evaporator. Udara yang melewati tube evaporator akan menyerap kalor dari refrijeran . Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang harus diterima evaporator adalah sebesar cooling load total yaitu 542 kW. Dalam perencanaan dirancang tiga buah evaporator yang identik, yang berarti Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

tiap–tiap evaporator melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a. Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi evaporator berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi.

5.3.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Di sebelah luar tube terjadi perpindahan panas aliran eksternal karena udara yang mengalir menyilang melewati tube. Bentuk

susunan tube akan dipakai pada evaporator diambil perencanaan

dengan menggunakan : Copper tube berdiameter nominal 5/8 in tipe L dan diperoleh ukuran : Outer diameter

:

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

Inside diameter

:

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

Tebal dinding tube

:

t = 1,07 mm

Susunan tube

:

Sn = 0,938 in. (23,8252 mm) dan Sp = 0,814 in. (20,6756 mm)

Menurut Jordan, kecepatan udara melintasi coil pendingin, yang dihasilkan oleh fan (Coil Face Velocity) biasanya digunakan antara 400-500 fpm. Dalam perencanaan ini, Kecepatan udara yang dihasilkan fan, Vfan (Coil Face Velocity) direncanakan 500 fpm ( 2,5 m/s ). Temperatur coil pada evaporator, berkisar 3 – 4 ºC lebih tinggi dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk dan keluar evaporator adalah sama yaitu, T,ri= T,ro = 0 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil, T,coil = 0 + 3,5 = 3,5 ºC. Temperatur udara masuk, T,udara in = 35,6 ºC. Sifat fluida udara dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film,

T, f =

T , udara in +T , coil 2

=

35,6 + (3,5) = 19,55 ºC (292,55 K), dari Lampiran [L.12], 2

diperoleh: ρ

= 1,2125 kg/m3

Cp

= 1005,64 J/kg.ºC

μ

= 1,8434.10-5 kg/m.s

k

= 0,025648 W/m.ºC


Pr

= 0,710086

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

Vmax =

Sn 23,8252 × Vkipas = × 2,5 = 12,4734 m/s. Sn − D 23,8252 − 19,05

Nilai Re D ,max =

ρ ⋅ Vmax ⋅ D 1,2125 ⋅ 12,4734 ⋅ 0,01905 = = 15629,4 0,000018434 µ

Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan

korelasi empiris yang dirumuskan oleh

Zhukauskas Nu , D = C × (Re, D max ) × Pr m

1

0 , 36

 Pr  4  …..(5.8) ×   Prw 

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

Korelasi empiris di atas berlaku untuk bilangan Reynold diantara 1000 sampai 2×106. Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Dengan nilai dari ( Sn/Sp ) = 1,1523 maka nilai C = 0,35( Sn/Sp )1/5 = 0,35.(1,1523)1/5 = 0,36 dan m = 0,6 [L.8]. Sehingga: Nu D = 0,36 × (15629,4)

0, 6

× (0,710086 )

0 , 36

 0,710086  ×   0,71458 

1

4

= 104,34

Untuk jumlah tabung paralel di bawah 20, maka harus dikalikan faktor koreksi pada koefisien konveksi aliran eksternal di mana nilai koreksi tersebut dapat diambil dari Lampiran [L.9]. Dalam perencanaan ditetapkan jumlah tabung paralel adalah 3, maka faktor koreksinya adalah 0,84. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k …..(5.9) D


Maka, ho =

k1 × Nu , D ×k 0,84 × 104,34 × 0,025648 = = 118 W/m 2 ⋅ K 0,01905 D

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


5.3.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Untuk menghitung besarnya perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan korelasi empiris yang diajukan oleh: 1

 g ⋅ ρ l ( ρ l − ρ v )k l 3 h' fg  4 hi = 0,555  ......(5.9) µ l (Tsat − Ts ) D   dengan h' fg = h fg + 3 8 c p ,l (Tsat − Ts ) (literatur : Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, “Fundamental of Heat and Mass Transfer”, hal 568)

Besarnya T,sat = T,r = 0ºC dan Ts = T,coil = 3,5 ºC. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada T,sat = 0 ºC, dari Lampiran [L.3], diperoleh: ρL

= 1293,7 kg/m3

hfg

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

Sifat fisik R-134a saturasi vapor dievaluasi pada T , f = ρv

= 15,33 kg/m3

Cpv

= 0,89088 kJ/kg.K

kv

= 0,01193 W/m.K

μv

= 11,02.10-6 Pa.s

T, sat + T, s 2

=

0 + 3,5 = 1,75 0 C : 2

Dengan demikian : 

h' fg = 146780 + 0,8 × 890,88 = 149274,5 J/kg



 9,81 × 15,33 × (1293,7 − 15,33) × 149274,5 × 0,01692 3  Nu , d = 0,62  10,8 × 10 −6 × 0,01193 × (3,5 − 0 )  



hi =

1

4

= 745,13

k v × Nu , d 0,01193 × 745,13 = = 525,4 W/m2.K d 0,01692

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

5.3.3. Faktor Pengotoran Faktor pengotoran adalah besarnya tahanan termal yang terjadi karena adanya Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kotoran pada fluida kerja setelah sekian lama beroperasi. Faktor pengotoran ini akan menghambat laju perpindahan panas dan membentuk suatu tahanan termal. Dari Lampiran [L.16], diambil faktor pengotoran : -

R”f,i = 0,0002 m2 K/W untuk refrijeran.

-

R”f,o = 0,0004 m2K/W untuk udara. Berdasarkan nilai faktor pengotoran di atas, dapat dihitung koefisien

perpindahan panas aliran eksternal dan internal sebagai berikut: -

koefisien perpindahan panas konveksi aliran eksternal kotor :

1 1 − ho' ho 1 1 0,0004 = − ho' 118 R" fo =

ho' = 112,68 W / m 2 .K -

koefisien perpindahan panas konveksi aliran internal kotor :

1 1 − hi ' hi 1 1 0,0002 = − hi ' 525,4 R" fi =

hi ' = 475,44 W / m 2 .K

5.3.4. Tahanan Kontak Sirip yang dipasang pada kondensor memiliki tahanan persinggungan (R”t,c) pada daerah kontak antara sirip dengan dinding tube. Besarnya tahanan persinggungan antara sirip dengan permukaaan luar dinding tube dapat dilihat pada Lampiran [L.14]. Untuk sirip yang terbuat dari material aluminium dan tube dari bahan tembaga, maka tahanan kontak persinggungan antara kedua material adalah R”t,c = 0,04·10-4 m·K/W 5.3.5. Perpindahan Panas Pada Sirip Pemasangan sirip sangat penting dalam fin coil air-cooled evaporator ini. Dengan pemasangan sirip, maka luas pemaparan panas akan semakin besar sehingga panas yang berpindah juga akan semakin besar. Sirip direncanakan dipasang sebanyak 14 sirip/in. dengan tebal sirip 0,15 mm, maka sepanjang satu meter panjang pipa akan terdapat 551 buah sirip. Dengan menyesuaikan dengan jarak antar pipa, maka sirip dirancang dengan panjang sirip sl = Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

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

(a) R”t,c/N·Ac,b

(NηfhoAf)-1

[ho(At – NAf)]-1

[(ηohoAt)]-1 (b) Gambar 5.4. Tahanan termal untuk sirip

Berdasarkan pada Lampiran [L.15], untuk nilai SL/W = 1,1523 dan W/ro = 1,0853 maka diperoleh nilai dari ϕ f = 0,1462. Af adalah luas permukaan dari sirip yang dirumuskan dengan:

A f = w.l − π .r 2 A f = (20,6756 × 10 −3 × 23,8252 × 10 −3 ) − π .(9,525 × 10 −3 )

2

A f = 0,0002077 m 2 At adalah luas pemaparan panas total yang dirumuskan dengan: At = N × Af + 2π × r × (L – N·t) At =551×L×0,0002077+2π×0,009525×(L– 551×L·0,00015) At = 0,16932L m2 Ac,b adalah luas penampang dari dinding bagian luar pipa yang ditutupi oleh sirip dan dirumuskan dengan: Ac,b = 2π×r×t×L Ac,b = 2π×0,009525×0,00015×551×L Ac,b = 0,004944L m2 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

5.3.6. Perpindahan Panas Global Keseluruhan tahanan termal yang dibahas di atas akan membentuk suatu rangkaian tahanan termal yang dapat dilihat pada gambar di bawah ini: [ho,kotor(At – NAf)]-1 1/hi,kotor·Ai ln(R/r)/2πkLt

R”t,c/NAc,b (Nηfho,kotorAf)-1 1/hi,kotor.Ai ln(R/r)/2πkLt 1/ηo.ho,kotor.Ao

Gambar 5.5. Tahanan panas untuk evaporator Nilai tahanan termal maksimum dari sirip dihitung dengan :

Rf =

ϕ r .W 2 t.k fin

(

0,1462 × 10,3378 × 10 −3 = 0,15 × 10 −3 × 202,14

)

2

= 5,327 × 10 − 4 W / m 2 .K

Dimana ksirip adalah konduktivitas termal untuk sirip dari bahan aluminium. Dari Lampiran [L.17] pada T,sirip =T,pipa = 3,5 ºC diperoleh nilai konduktivitas ksirip = 202,14 W/m2·K.

Efisiensi sirip dapat dihitung dengan menggunakan persamaan :

ηf =

1 1 = = 0,94 1 + ho .R f 1 + 118 × 5,327 × 10 − 4

Keefektifan total sirip dirumuskan dengan: N ⋅ Af  η f 1 − At  C1

  

 R" dengan C1 = 1 + η f ho A f  t ,c  A  c ,b

   

ηo = 1 −


Iterasi 1 Panjang total pipa kita misalkan Lt = 60 m, sehingga: At = 0,16932×60 = 10,1592 m2 Ac,b = 0,004944×60 = 0,29664 m2 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dengan demikian nilai C1 dapat kita hitung:

 R"t ,c C1 = 1 + η f ho A f   Ac ,b

   

 0,04 ⋅ 10 −4 C1 = 1 + 0,94 ⋅ 118 ⋅ 0,0002077  0,29664

  

C1 = 1,000000311 sehingga keefektifan sirip dapat dihitung:

ηo = 1 −

551 ⋅ 60 ⋅ 0,0002077  0,943  1 −  = 0,9615 10,1592  1,000000311 

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

Uo =

1 Ao 1 R R + ln  + Ai hi ' k  r  η o ho '

dengan Ao adalah luas pemaparan panas sebelah dinding luar pipa. dengan nilai dari Ao = At = 0,16932Lt seperti yang dibahas sebelumnya, maka: Ao = At = 10,1592 m2 Ai adalah luas permukaan dalam dari pipa. Sehingga Ai dihitung dengan: Ai = π×d×Lt = π× (16,92×10-3) ×60 = 3,189 m2 k,tembaga adalah konduktivitas bahan tembaga. Dari Lampiran [L.11] pada T,pipa = 3,5 ºC, diperoleh k,tembaga = 385,755 W/m.K.

Uo =

1 −3

10,1592 9,525 ⋅ 10 1  9,525  + ln + 3,189 ⋅ 475,44 382,745  8,46  0,9615 ⋅ 112,68

U o = 62,76 W/m2K Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T,udara out dapat dihitung sbb: •

m udara = ρ .Vkipas .S n .Lt

di mana : ρ = massa jenis udara pada T,udara in = 35,6 °C ( 308,6 K ) dan diperoleh ρ = 1,1465 kg/m3. Maka : •

m udara =

1,1465 × 2,5 × 23,8252 × 60 = 4 kg/s 1000


  T , udara in +T , udara out Q = ho . Ao . T , pipa −  2  

 •   = m udara .Cp.(T , udara in −T , udara out )  

di mana :

T, f =

T , udara in +T , pipa 2

=

35,6 + 3,5 = 19,55 ºC ( 292,55 K ) : 2

Cp = 1005,64 J/kg.K Maka :   35,6 + T , udara out 118 × 10,1592 3,5 −   2   T , udara out = 27,3 °C

   = 4 × 1005,64(35,6 − T , udara out )  

Besarnya kalor yang diserap oleh evaporator adalah : Q = m r (h2 − h1 ) = 1,233 (398,68 − 252,21) = 180,597 kW = 180597 W LMTD adalah rata-rata beda suhu logaritmik yang dihitung dengan: LMTD =

LMTD =

(T ,

ri

−T , udara out ) − (T , ro −T , udara in ) (T , ri −T , udara out ) ln (T , ro −T , udara in )

(0 − 27,3) − (0 − 35,6) ⇔ LMTD = 31,3 ºC  0 − 27,3  ln   0 − 35,6 

dengan Ao = At = 0,16932Lt, besarnya panjang total pipa dihitung dengan: Q = Uo×Ao×LMTD Lt =

Q 180597 = = 542,9 m U o × 0,16932 × LMTD 62,76 × 0,16932 × 31,3

Iterasi 2 Dengan menggunakan panjang Lt = 425,8 m, maka akan dilakukan perhitungan dengan iterasi yang kedua. At = 0,16932×425,8 = 72 m2 dan Ac,b= 4,944×10-3 ×425,8 = 2,1 m2 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Ao = At = 72 m2 dan Ai = π×d×Lt = π× (16,92·10-3) ×425,8 = 22,6 m2 Nilai C1 untuk mencari keefektifan total sirip dihitung:  0,04 ⋅ 10 −4 C1 = 1 + 0,94 ⋅ 118 ⋅ 2,077 ⋅ 10  2,1  −4

  = 1,000000021 

Keefektifan sirip dapat dihitung:

ηo = 1 −

551 ⋅ 425,8 ⋅ 2,077 ⋅ 10 −4  0,94  1 −  = 0,959 72  1,000000021 

Perpindahan panas global dihitung dengan:

Uo =

1 −3

72 9,525 ⋅ 10 1  9,525  + ln + 22,6 ⋅ 475,44 385,755  8,46  0,959.112,68

U o = 62,66 W/m2 K Besarnya temperatur udara keluar proses kondensasi, T,udara out dapat dihitung sbb: •

m udara = ρ .Vkipas .S n .Lt

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

m udara =

1,1465 × 2,5 × 23,8252 × 425,8 = 29 kg/s 1000

  35,6 + T , udara out 118 × 72 3,5 −   2   T , udara out = 27,3°C

LMTD =

   = 29 × 1005,64(T , udara out −35,6 )  

(0 − 27,3) − (0 − 35,6) ⇔ LMTD = 31,3 ºC  0 − 27,3  ln   0 − 35,6 

Panjang total pipa dapat dihitung sbb: Lt =

Q 180597 = = 542,9 m U o × 0,16932 × LMTD 62,76 × 0,16932 × 31,3

Pada iterasi kedua diperoleh panjang pipa Lt = 425,8 meter dan ternyata sama Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dengan panjang pipa yang dimisalkan pada iterasi yang kedua sehingga perhitungan telah benar dan panjang pipa total adalah 425,8 meter. Oleh karena evaporator direncanakan terdiri dari 3 pipa paralel, maka panjang tiap–tiap pipa adalah Lt ' =

Lt 542,9 = = 181 m . 3 3

Dalam hal ini, evaporator direncanakan terdiri dari 4 sisi, dimana masingmasing sisi terdiri dari 3 pipa paralel dan dengan kedalaman 40 pipa di setiap sisi sehingga jumlah pipa total adalah 480 buah. Dengan demikian, panjang masing – masing pipa untuk satu sisi adalah 1,2meter. Dari analisa teknik biaya, menurut Wang nilai paling ekonomis dan optimum untuk air- cooled evaporator dan condenser bila Vca/Qrej = 600 – 1.200 cfm/TR, dimana Vca adalah laju aliran udara yang diperlukan untuk kebutuhan pendinginan di evaporator. Untuk Vca/Qrej = 900 cfm/TR, daya yang dibutuhkan oleh motor air cooled evaporator adalah 0,15 HP/TR. Untuk

kebutuhan

pendinginan

di

evaporator

sebesar

180,597 × 3410 = 51,31TR , maka daya kipas yang dibutuhkan sebesar 6 hp (4,5 kW). 12000

Dalam perencanaan kali ini, akan dipakai 1 buah kipas untuk 1 unit evaporator. 5.3. Kondensor Kondensor yang direncanakan adalah jenis shell and tube condensor yang direncanakan sebanyak tiga unit. Refrijeran mengalir di luar tube kondensor melintasi tube kondensor yang di dalamnya adalah air.Refrigeran yang melewati tube kondensor akan menyerap kalor dari air sementara refrijeran yang bertukar panas dengan air akan mengalami proses kondensasi.


Gambar (5.6). Shell and Tube condenser Dalam perencanaan ini, tube kondensor direncanakan dari bahan tembaga (copper ). Sedangkan shell direncanakan dari bahan baja (steel). Berdasarkan analisa perhitungan pada bab 4, besarnya kalor yang dibuang kondensor adalah :

 r × (h4 – h6) Qrej = m Qrej = 1,233 × (429,3 – 256,35) Qrej = 213,24 kg/s Kalor yang dibuang ini berupa : 

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



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

Dalam perencanaan dirancang tiga buah kondensor yang identik, yang berarti tiap–tiap kondensor melayani 1,233 kg/s R-134a dari total 3,7 kg/s R-134a. Selanjutnya akan dilakukan perhitungan dimensi kondensor shell and tube berdasarkan analisa perpindahan panas yang terjadi. Dengan mengacu pada Tabel 4.2 suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki kondensor (titik 4) adalah bersuhu T,r,i = 48,84 °C untuk selanjutnya mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R134a di dalam kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah dari fasa uap ke fasa cair (titik 6).


T,r,i= 48,83°C refrigeran

T,r,o= 40°C

T,air out=36°C air

T,air in= 30°C

Gambar 5.7. Distribusi suhu kondensor ketika proses desuperheating

T,r,i= 40°C T,air out=36°C

refrigeran

T,r,o= 40°C air

T,air in= 30°C

Gambar 5.8. Distribusi suhu kondensor ketika proses kondensasi

5.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal Susunan tube yang digunakan dalam kondensor menurut standar TEMA ( Turbular Exchanger Manufacturer Association ) dapat dilihat pada Tabel 5.1 berikut

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


Front-end stationary-head types

Shell types

Rear-end head types


E

L

A

M F B

N G P

H

S

C

T J U

D

K

W

(Sumber : Standar TEMA)

Berdasarkan tabel 5.1, diambil perencanaan dengan menggunakan : Copper tube berdiameter nominal 3/8 in tipe L dan dari Lampiran [L.11], diperoleh ukuran : Outer diameter :

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

Inside diameter :

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

Tebal dinding tube : t = 0,89 mm Susunan tube :

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


5.2.1.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk kondensor, T,ri direncanakan sebesar 60 ºC dan temperatur refrijeran keluar kondensor, T,ro =

50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,r

T, ro + T, ri 50 + 60 = =55 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil Tcoil = 55 – 4 = 2 2

51 ºC Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas.

(

Nu , D = C × Re, D max

)

1

n

 4  0 , 36  Pr  …..(5.5) × Pr ×  Prw 


Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k …..(5.6) D


Berikut ini akan dilakukan perhitungan koefisien pindahan panas konveksi aliran eksternal terhadap susunan tube yang berbeda dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair ) yang tetap yaitu direncanakan 1 m/s . Untuk diameter luar tabung D = 0,5 in. (12,7 mm),Sp = Pp = 0,704 in. (17,8816 mm), dan Sn = P’ = 0,812 in. (20,6248 mm), dan dengan susunan tube segitiga/selang-seling (staggered ), koefisien konveksi eksternal dapat dihitung sebagai berikut. Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur refrijerant rata-rata T , f =

T , air in +T , air out 2

=

30 + 36 = 33 ºC 2


Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film, T, f =

T , coil +T , f 51 + 33 = = 42 ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh: 2 2

ρ

= 991,17 kg/m3

Cp

= 4174J/kg.ºC

μ

= 6,318.10-4 kg/m.s

k

= 0,635W/m.ºC

Pr

= 4,1576

Prw dievaluasi pada T,coil = 51 ºC ( 324 K ) : Prw = 3,51 Kecepatan maksimum air, Vmax :

Vmax =

Sn 20,6248 × Vair = × 1 = 2,6 m/s. Sn − D 20,6248 − 12,7

Nilai Re D ,max =

ρ ⋅ Vmax ⋅ D 991,17 ⋅ 2,6 ⋅ 0,0127 = = 51802 0,0006318 µ

Dengan nilai dari ( Sn/Sp ) = 1,1534 maka nilai C = 0,35( Sn/Sp )1/5 = 0,35.(1,1534)1/5 = 0,36 dan n = 0,6 [L.10]. Sehingga Nu D = 0,36 × (51802) Dan ho =

0, 6

× 4,1576

0 , 36

 4,1576  ×   3,51 

1

4

= 422,74

.Nu , D ×k 422,74 × 0,635 = = 21137W/m 2 ⋅ K D 0,0127

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair) direncanakan 1,0 m/s, besarnya koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 21137 W/m2.K.

5.2.1.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Eksternal ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi Temperatur tube pada kondensor, berkisar 3 – 4 ºC lebih rendah dari temperatur refrijeran (dari hasil pengujian di Lab. Pendingin Seltech). Temperatur refrijeran masuk proses kondensasi, T,ri sebesar 50 ºC dan temperatur refrijeran keluar proses kondensasi, T,ro =

50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur tube,, T,r

T, ro + T, ri 50 + 50 = =50 ºC. Sehingga diperoleh temperatur coil Tcoil = 50 – 4 = 2 2

46 ºC Untuk menentukan susunan tube yang paling sesuai, akan dilakukan beberapa Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

perhitungan untuk mengetahui susunan tube yang bagaimanakah yang memiliki koefisien pindahan panas konveksi eksternal terbesar. Untuk menghitung koefisien konveksi aliran eksternal, terlebih dahulu dihitung bilangan Nusselt berdasarkan korelasi empiris yang dirumuskan oleh Zhukauskas [Lit.9].

(

Nu , D = C × Re, D max

)

1

n

 4  0 , 36  Pr  …..(5.5) × Pr ×  Prw 


Nilai C dan m diambil dari tabel pada Lampiran [L.8]. Koefisien pindahan panas konveksi : ho =

Nu , D ×k …..(5.6) D


Temperatur air masuk Tair,in = 30 ºC dan Tair,out = 36 ºC. Maka temperatur refrijerant rata-rata T , f =

T , air in +T , air out 2

=

30 + 36 = 33 ºC 2

Sifat fluida air dievaluasi pada tekanan atmosfer dan temperatur film, T, f =

T , coil +T , f 46 + 33 = = 39,5 ºC, dari Lampiran [L.10], diperoleh: 2 2

ρ

= 992,25 kg/m3

Cp

= 4174J/kg.ºC

μ

= 6,615.10-4 kg/m.s

k

= 0,6321W/m.ºC

Pr

= 4,3781

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

Sn 20,6248 × Vair = × 1 = 2,6 m/s. Sn − D 20,6248 − 12,7

Nilai Re D ,max =

ρ ⋅ Vmax ⋅ D 992,25 ⋅ 2,6 ⋅ 0,0127 = = 49530 0,0006615 µ

Dengan nilai dari ( Sn/Sp ) = 1,1534 maka nilai C = 0,35( Sn/Sp )1/5 = 0,35.(1,1534)1/5 = 0,36 dan n = 0,6 [L.10].


Sehingga Nu D = 0,36 × (49530) Dan ho =

0, 6

× 4,3781

0 , 36

 4,3781  ×   3,847 

1

4

= 415,07

.Nu , D ×k 415,07 × 0,6321 = = 20658,72 W/m 2 ⋅ K D 0,0127

Dengan kecepatan air pada sisi masuk shell (Vair) direncanakan 1,0 m/s, besarnya koefisien konveksi aliran eksternal (ho ) adalah = 20658,72 W/m2.K.

5.2.2. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Laju perpindahan panas konveksi aliran internal terdiri dari dua jenis, yaitu:

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Desuperheating Pada keadaan ini R-134A keluar dari pipa buang pada fasa uap dan bersuhu 50 ºC. Suhu kondensasi untuk kondensor pendinginan udara direncanakan pada 50 ºC. Tekanan saturasi yang bersesuaian dengan suhu kondensasi tersebut adalah 1318kPa. Besarnya koefisien pindahan panas konveksi dapat dihitung dengan korelasi empiris dari Dittus-Boelter : Nu , d = 0,023. Re D

4/5

. Pr 0,3 ….(5.7)

Korelasi empiris di atas berlaku untuk aliran turbulen yaitu dengan bilangan Reynold di atas 10.000. Sifat fisik R-134a saturasi liquid dievaluasi pada P = 1318 kPa, dan

Tf = Cp

= 1205 kg/m3

µ

= 1,25. 10-5 Pa.s

k

= 0,01645 W/m.K

Pr

= 0,952

Tr + Tcoil 51 + 55 = = 53º C 2 2

Laju aliran refrijerant total kondensor adalah mr = 3,7 kg/s Bilangan Reynold

Re d =

4 ⋅ mr 4 ⋅ 3,7 = = 34512720,26 π .µ .d π .1,25.10 −5.0,01092

dengan Re,D>10.000 berarti aliran yang terjadi adalah aliran Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

turbulen Bilangan Nusselt:

Nu , d = 0,023. Re D

4/5

. Pr 0,3

Nu , d = 0,023.(34512720) 4 / 5 .(0,952) 0,3

Nu, d = 24305,37

Koefisien konveksi

hi =

Nu D ⋅ k 24305,37 ⋅ 0,01645 = = 36613,86 W/m2.K d 0,01092

5.2.2.1. Perpindahan Panas Konveksi Aliran Internal Ketika Refrijeran Mengalami Proses Kondensasi Untuk menghitung besarnya laju perpindahan panas konveksi di dalam tube ketika refrijeran mengalami proses kondensasi dapat dihitung dengan menggunakan korelasi empiris yang diajukan oleh Chato :

 g × ρ L (ρ L − ρ v ) × h' fg ×k l 3  h, i = 0,55.  µ L × D × (Ts − Tsat )  

1

4

3 dengan h' fg = h fg + × Cp L (Tsat − TL ) 8 Besarnya Tsat = Tr = 50 º C dan Ts = Tcoil = 46 º C Sifat fisik R-134A saturasi liquid dievaluasi pada Tsat = 50 º C dan Psat=1318kPa: ρL = 1102 kg/m3 CpL= 1,569 J/kg.K kL= 0,0704W/m.K µL= 1,577x10-4Pa.s hfg= hg,T,ro = 50 ºC – hf,T,ro=50 ºC = 423,63 kJ/kg – 271,59 kJ/kg = 152,04 kJ/kg. Sifat fisik saturasi R-134A, vapor dievaluasi pada temperature film, Tf =

Tsat + Ts 46 + 50 = = 48º C 2 2

ρv = 63,03 kg/m3 Nilai h’fg dapat dicari seperti berikut: 3 h' fg = h fg + × Cp L (Tsat − TL ) 8 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

3 = 152000,04 + × 1569(50 − 46) 8 = 154353,54 kJ/kg

Dengan demikian maka koefisien konveksi karena proses kondensasi adalah:

 g × ρ L (ρ L − ρ v ) × h' fg ×k l 3  h, i = 0,55.  µ L × D × (Ts − Tsat )  

1

4

 9,81 × 1102(1102 − 63,03) × 154353,54 × (0,0704) 3  h, i = 0,55.  0,0001577 × 0,01092 × (50 − 46 )  

1

4

h, i = 1683,66W/m2.K

5.2.3. Perpindahan Panas Global 5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Desuperheating Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:

Uo =

1 1 ri  ro + ln ho k  ri

 1  +  hi ,. Ai

Dimana: Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2 Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m2 dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube. kcopper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 51 º C diperoleh = kcopper =383 W/m.K Perpindahan panas global dihitung dengan:

Uo =

1 5,46 × 10 + 21137 383

−3

1 0,039914.L  12,7  ln +  10,92  36613,86 × 0,03432.L

Uo = 12311,18 W/m2.K. Menentukan LMTD: Tri = 60 oC dan Tro=50oC Twi=30 oC dan Two=36oC LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan:


LMTD =

LMTD =

(T

r ,i

− Tw,o ) − (Tr ,o − Tw,i ) (Tr ,i − Tw,o ) ln (Tr ,o − Tw,i )

(60 − 36) − (50 − 30) = 22 0C (60 − 36) ln (50 − 30)

Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat desuperheating adalah: Q = m r × (h4-h5) = 1,233 × (429,3-419,58) = 11,98 kJ/s Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2 Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara: Q = Uo. × Ao × n × LMTD 11980

= 12311,18 x 0,039914L x 200 x 22 Lt = 0,005541 m

Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,001847 m Dengan demikian jumlah tube total untuk 4pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube

5.2.3.1. Perpindahan panas Global Tube yang Mengalami Proses Kondensasi Perpindahan panas global dapat dihitung dengan rumus:

Uo =

1 1 ri  ro  1 + ln  + ho k  ri  hi ,ev. Ai

Dimana: Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2 Ai = π × Di × L = π × 0,01092 × L = 0,03432L m2 dengan Do dan Di adalah diameter luar dan diameter dalam dari tube.


kcopper adalah konduktivitas bahan copper. Dari lampiran pada Tcoil = 46 º C diperoleh = kcopper =382,7 W/m.K Perpindahan panas global dihitung dengan:

Uo =

1 5,46 × 10 + 20658,72 382,7

−3

1 0,039914.L  12,7  ln +  10,92  1683,66 × 0,03432.L

Uo = 1348,9W/m2.K. Menentukan LMTD: Tri = 50 oC dan Tro=50oC Twi=30 oC dan Two=36oC LMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritma yang dapat dihitung dengan: LMTD =

LMTD =

(T

r ,i

− Tw,o ) − (Tr ,o − Tw,i ) (Tr ,i − Tw,o ) ln (Tr ,o − Tw,i )

(50 − 36) − (50 − 30) = 16,82 0C (50 − 36) ln (50 − 30)

Dengan besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor pada saat kondensasi adalah: Q = m r × (h5-h6) = 1,233 × (419,58-256,35) = 201,26 kJ/s Ao = π × Do × L = π × 0,0127 × L = 0,039914L m2 Kondensor direncanakan dengan mengunakan n = 200 buah tube parallel tiap pass. Sehingga panjang tube dapat dicari dengan cara: Q = Uo. × Ao × n × LMTD 201260

= 1348,9 x 0,039914L x 200 x 16,82

Lt = 1,111 m Oleh karena perencanaan kondensor yang dirancang menggunakan 3 pass, maka panjang tube di atas adalah untuk 3 pass. Sehingga untuk masing-masing 1 pass mempunyai panjang tube sebesar 0,3703 m Dengan demikian jumlah tube total untuk 3 pass adalah sebanyak nt = 200 x 3 = 600 buah Tube


Jadi,total panjang untuk kondensor adalah : total panjang tube untuk proses desuperheating ditambah dengan total panjang untuk proses kondensasi , yaitu sebesar 0,3703 + 0,001847 = 0,372147 m

5.2.4. Perencanaan Geometri dari Kondensor Clearance antara shell dan baffle lc

Dbaffle Dshell

Gambar 5.9. Gambar Geometri Kondensor

Di dalam kondensor juga dipasang baffle (sekat) untuk mengarahkan dan mensirkulasikan aliran air di dalam shell melewati tube-tube di dalam shell agar perpindahan panas yang terjadi lebih efektif. Adapun perencanaan baffle berdasarkan standar TEMA meliputi: -

Diameter shell (Ds) yang diperoleh dengan menggunakan persamaan: Ds = 1,4.nt

0 , 47

.S n

di mana : Ds = diameter shell nt = jumlah tube total = 1600 buah S n = jarak antartube dalam arah vertical = 20,6242 m Maka: Ds = 1,4.400 0, 47.20,6248 = 926 mm (36,4 in) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

-

Jarak Baffle (lb) harus berkisar dari 1/5 Ds < lb < Ds. Penulis merencanakan jarak baffle sejauh lb = 21,8 in (556 mm)

-

Untuk jarak antar baffle lb = 21,8 in, maka: lc=

-

Ds − lb 36,4 − 21,8 = = 7,3 in 2 2

Tebal Baffle direncanakan tb ¼ in menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel 5.2

-

Ruang bebas (clearance) adalah jarak atau celah karena adanya kelonggaran antara Baffle dengan shell. Ruang bebas (clearance) menurut standar TEMA dapat dilihat pada tabel 5.3. Clearance direncanakan 0,2 in(5,08mm) untuk diameter dalam shell = 36,4 in.

-

Diameter baffle untuk diameter dalam shell (Ds) = 36,4 in dari tabel 5.4 dapat dihitung: Db = (Ds- 1/16) in = 36,3375 in (922,97mm) Di dalam evaporator juga terdapat tie rods yang berfungsi sebagai penyangga

baffle. Jumlah tie rods untuk diameter dalam shell = 36,4 in dapat dilihat pada tabel 5.5 yaitu sebanyak 8 buah dengan diameter ½ in. Untuk diameter dalam shell 36,4 in maka tebal shell adalah ⅜ in dari steel carbon Sch.20 berdasarkan tabel 5.6. Tabel 5.2 Tebal pelat baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.3 Clearance antara shell dengan baffle (TEMA Standard)


Tabel 5.4 Ukuran diameter baffle (TEMA Standard)

Tabel 5.5 Standar jumlah ukuran tie-rods alat penukar kalor

Tabel 5.6 Tebal shell

5.4. Katup Ekspansi (Thermostatic Expansion Valve) Adapun jenis katup ekpansi yang direncanakan adalah seperti Gambar (5.10).Katup ekspansi ini terdiri dari sebuah sensing bulb untuk mengendalikan suhu superheat dan equalizer antara keluaran tube evaporator dengan inlet dari katup ekspansi untuk menjaga tekanan jatuh (pressure drop) pada evaporator agar tidak terlalu besar. Ketika refrijeran memasuki evaporator berada pada suhu 0°C, dimana tekanan saturasi suhu tersebut adalah 292,8 kPa, refrijeran dapat mengalami superheated hingga suhu tertentu di atas 0°C dan masuk ke kompressor. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

302,8 kPa

10 kPa

292,8 kPa

Gambar (5.10).Thermostatic expansion valve

Sensing thermal bulb dipasang tepat pada keluaran evaporator. Material sensing bulb didesain sedemikian rupa sehingga suhu refrijeran dalam sensing bulb akan sama dengan suhu refrijeran keluar dari evaporator dan tekanan pada suhu ini di atas 292,8 kPa. Bila tekanan pegas diset pada 10 kPa maka suhu refrijeran pada sensing bulb dibatasi pada tekanan saturasi 302,8 kPa. Apabila suhu refrijeran keluar evaporator meningkat di atas suhu pada tekanan tersebut, karena suhu refrijeran dalam sensing bulb sama dengan suhu refrijeran keluar evaporator, maka tekanan sensing bulb akan naik dan menekan diafragma sehingga pegas membuka yang berarti semakin banyak refrijeran yang masuk ke evaporator. Sebaliknya jika suhu keluar refrijeran jatuh di bawah suhu pada tekanan tersebut, tekanan sensing bulb turun, dan arah pegas akan menutup sehingga semakin sedikit refrijeran yang masuk ke evaporator.

5.5 Penukar Kalor Pipa Hisap dan Pipa Cair Sistem refrijerasi pada perencanaan ini dilengkapi dengan penukar kalor jalur cair ke hisap (liquid-to-suction). Sehingga akan terjadi perpindahan kalor dari aliran keluar kondensor yang lebih panas ke aliran keluar evaporator, dimana aliran keluar evaporator mengalami superheating sedangkan aliran yang keluar kondensor mengalami subcooling. Penukar kalor yang direncanakan adalah penukar kalor pipa ganda. Konstruksi penukar kalor tersebut dapat dilihat pada gambar 5.10

berikut. Pada konstruksi

tersebut, diameter pipa cair yang berada di dalam penukar kalor adalah sama dengan Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

diameter pipa cair di luar penukar kalor untuk memudahkan pemasangannya. Dalam hal ini, ukuran diasumsikan ukuran pipa cair sebagai berikut : Pipa cair : Diameter nominal

= 1 1/2 in.

Diameter luar ( D )

= 41,275 mm

Diameter dalam ( d )

= 37,6174 mm

Tebal ( t )

= 3,6576 mm

Pipa hisap

Pipa cair Gambar (5.11 ) Konstruksi penukar kalor pada jalur pipa hisap dan pipa cair.

Sifat fisik refrijeran dikalkulasi pada titik masuk dan keluar dari pipa hisap dan pipa cair. Berikut ini, akan dilakukan perhitungan untuk menentukan dimensi alat penukar kalor tersebut. Untuk selanjutnya simbol s mewakili data – data untuk pipa hisap dan simbol l mewakili data – data untuk pipa cair. T,s in = T,ro dari evaporator = 0 º C. T,s out = 4,58 o C T,l in = T,ro dari kondensor = 40 º C. T,l out = 37,22 º C 

Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada daerah annulus (ho,s): Dalam hal ini, Di direncanakan sama dengan diameter dalam pipa hisap (d,s) yaitu 85,979 mm sehingga Diameter hidrolik (Dh) dapat dihitung sbb: Dh = Di-D,l = 85,979-41,275 = 44,704 mm Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada : P = 292,8 kPa dan Tf,s= 2,418oC, dari Lampiran [L.3], diperoleh:


ρ,s = 14,25 kg/m3

k,s = 0,0117 W/m.K

μ,s = 10,8.10-6 Pa.s

Cp,s = 893,3 J/kg.K

Pr,s =

Cp, s × µ , s 893,3 × 10,8 × 10 −6 = = 0,828 k,s 0,0117 •

4 × mr 4 × 1,233 Re, d , s = = = 3251644,47 π × µ , s ×Dh π × 10,8 × 10 −6 × 44,704 × 10 −3

Nu , d , s = 0,023 × Re, d , s × Pr, s 0 ,8

0, 4

= 0,023 × (3251644,47 )

0 ,8

; Re, d , s > 10.000 .. × (0,828)

0, 4

= 3456,38

ho, s =



Nu , d , s ×k , s 3456,38 × 0,0117 = = 904,61 W/m2.K Dh 44,704 × 10 −3

Menentukan koefisien perpindahan panas konveksi pada pipa cair bagian dalam, hi,l : Sifat fisik R-134a dikalkulasi pada : P = 1016 kPa dan; T,f = 38,61º C, dari Lampiran [L.3]. diperoleh: ρl = 1153 kg/m3 Cpl= 1,48899 kJ/kg.K μl = 1,688.10-4 Pa/s kl = 0,07539 W/m2.K Prl = Cpp × μp/kp = 3,29438

Pr,l =

Cp, l ×µ , l 1,49.1,688 × 10 −4 = = 3,33 0,07539 k ,l •

4 × mr 4 × 1,233 Re, d , l = = = 247236,15 π × µ , l ×d , l π × 1,688 × 10 − 4 × 37,6174 × 10 −3

Nu , d , l = 0,023 × Re, d , l × Pr, l 0 ,8

0,3

; Re, d , l > 10.000 .

= 0,023 × (247236,15) 0,8 × (3,29 ) = 678,22

0,3


hi, l =



Nu , d , l ×k , l 678,22 × 0,07539 = = 1359,25 W/m2.K −3 d ,l 37,6174 × 10

Menentukan koefisien perpindahan panas menyeluruh : Analogi listrik berdasarkan konstruksi penukar kalor pada gambar (5.12) dapat

dilihat pada gambar (5.11) berikut.

Q

T,s

T,l  D, l   ln  d ,l  2 × π × .k , l × L, l

1 Ai, l ×hi, l

1 Ao, l ×ho, s

Gambar (5.12). Analogi listrik perpindahan panas di dalam penukar kalor.

Dengan demikian, koefisien perpindahan panas menyeluruh di dalam penukar kalor pipa ganda tersebut dapat dihitung sebagai berikut :

1  D, l  Ao, l Ao, l 1 + ln + Ai, l ×hi, l 2 × π × k , copper , l × L, l  d , l  .ho, s 1 Uo = π × 0,041275.L π × 0,041275 L  41,275  1 + ln + π × 0,0376174 L × 1359,25 2 × π × 385,832 L  37,6174  904,61

Uo =

Uo = 521,47 W / m 2 .K 

Menentukan panjang penukar kalor pipa ganda

L=

Q Uo × π × D, l × Fc × LMTD

Dengan menyesuaikan data – data temperatur dengan gambar (5.12), diperoleh: t1 = 40 ºC

T1 = 0 ºC

t2 = 37,22 ºC

T2 = 4,58 ºC


R=

T1 − T2 0 − 4,58 = = 0,358 t 2 − t1 37,22 − 50

P=

t 2 − t1 37,22 − 40 = = 0,0695 T1 − t1 0 − 40

Dengan memplotkan garis R dan P di grafik pada gambar (5.12), maka diperoleh Fc = 1.

Gambar (5.13) Faktor koreksi untuk aliran menyilang, single pass, kedua fluida tidak bercampur.

LMTD =

(T ,

l in

−T , s out ) − (T , l out −T , s in )  (T , l in −T , s out ) ln    (T , l out −T , s in )

=

(40 − 4,58) − (37,22 − 0) = 36,31°C  (40 − 4,58)  ln    (37,22 − 0) 

Laju pindahan panas refrijeran di dalam pipa cair dapat dihitung sbb: Q = m r × Cp,l × (T,l in-T,l out) = 1,233 × 1488,99 × (40-37,22) = 5104W Sehingga panjang (L) dari alat penukar kalor tersebut dapat dihitung sbb:


L=

Q Uo.π .D, l .LMTD

5104 521,47.π .0,041275.36,31 L=2m L=

BAB 6 COOLING TOWER

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

Menurut literatur El. Wakil, menara pendingin didefinisikan sebagai alat penukar kalor yang fluida kerjanya adalah air dan udara yang berfungsi mendinginkan air dengan kontak langsung dengan udara yang mengakibatkan sebagian kecil air menguap. Dalam kebanyakan menara pendingin yang bekerja pada sistem pendinginan udara menggunakan pompa sentrifugal untuk menggerakkan air vertikal ke atas melintasi menara. Prestasi menara pendingin biasanya dinyatakan dalam range dan approach seperti yang terlihat pada gambar 6.1. Range adalah perbedaan suhu antara tingkat suhu air masuk menara pendingin dengan tingkat suhu air yang keluar menara pendingin atau selisih antara suhu air panas dan suhu air dingin, sedangkan approach adalah perbedaan antara temperatur air keluar menara pendingin dengan temperatur bola basah udara yang masuk atau selisih antara suhu air dingin dan temperatur bola basah (wet bulb) dari udara atmosfer.

Gambar 6.1. Range dan approach temperatur pada menara pendingin

Temperatur udara sebagaimana umumnya diukur termometer biasa yang sering dikenal sebagai temperatur bola kering (dry bulb temperature), sedangkan temperatur bola basah (wet bulb temperature) adalah temperatur yang bolanya diberi kasa basah, sehingga jika air menguap dari kasa dan bacaan suhu pada termometer menjadi lebih rendah daripada temperatur bola kering. Pada kelembaban tinggi, penguapan akan berlangsung lamban dan temperatur bola basah (Twb) identik dengan temperatur bola kering (Tdb). Namun pada kelembaban rendah sebagian air akan menguap, jadi temperatur bola basah akan semakin jauh perbedaannya dengan temperatur bola kering.

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

Semua mesin pendingin yang bekerja akan melepaskan kalor melalui kondensor, refrijeran akan melepas kalornya kepada air pendingin sehingga air menjadi panas. Selanjutnya air panas ini akan dipompakan ke menara pendingin. Menara pendingin secara garis besar berfungsi untuk menyerap kalor dari air tersebut dan menyediakan sejumlah air yang relatif sejuk (dingin) untuk dipergunakan kembali di suatu instalasi pendingin.

6.3. Prinsip Kerja Menara Pendingin Prinsip kerja menara pendingin berdasarkan pada pelepasan kalor dan perpindahan kalor. Dalam menara pendingin, perpindahan kalor berlangsung dari air ke udara.

Gambar 6.2. Skema menara pendingin

Prinsip kerja menara pendingin dapat dilihat pada gambar 6.2., dari gambar terlihat bahwa air hangat didinginkan dan sebagian kecil air menguap menjadi uap air. Oleh karena adanya perbedaan temperatur air dan udara, maka perpindahan kalor juga terjadi dari air hangat ke udara. Sebaliknya bila temperatur air berada di bawah temperatur bola kering, maka perpindahan kalor akan berlangsung dari udara ke air.

Dalam perancangan ini, penulis merancang menara pendingin basah, yaitu tipe menara pendingin aliran angin mekanik (mechanical draft cooling tower). Jenis menara pendingin ini digunakan karena memiliki beberapa keunggulan, yaitu: Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

1. Pasokan aliran udara terjamin dalam jumlah yang diperlukan 2. Dapat dioperasikan pada segala jenis beban dan cuaca 3. Profil fisiknya rendah, sehingga memudahkan penempatan.

6.4. Konstruksi Menara Pendingin

Gambar 6.3. Konstruksi menara pendingin Konstruksi menara pendingin secara garis besar terdiri atas: 1. Kipas (fan) Kipas merupakan bagian terpenting dari sebuah menara pendingin karena berfungsi untuk menarik udara dingin dan mensirkulasikan udara tersebut di dalam menara untuk mendinginkan air. Jika kipas tidak berfungsi maka kinerja menara pendingin tidak akan optimal. Kipas digerakkan oleh motor listrik yang dikopel langsung dengan poros kipas. 2. Kerangka pendukung menara (tower supporter) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Kerangka pendukung menara berfungsi untuk mendukung menara pendingin agar dapat berdiri kokoh dan tegak. Tower supporter terbuat dari baja yang digalvanis. 3. Rumah menara pendingin (casing) Rumah menara pendingin (casing) harus memiliki ketahanan yang baik terhadap segala cuaca dan umur pakai (life time) yang lama. Oleh sebab itu, casing terbuat dari bahan polister serat kaca (fiberglass reinforced polyester) yang amat ringan, mudah dibersihkan dan tahan korosi. 4. Pipa sprinkler Pipa sprinkler merupakan pipa yang berfungsi untuk mensirkulasikan air secara merata pada menara pendingin, sehingga perpindahan panas air dapat menjadi efektif dan efisien. Pipa sprinkler dilengkapi dengan lubang-lubang kecil untuk menyalurkan air. 5. Penampung air (water basin) Water basin berfungsi sebagai pengumpul air sementara yang jatuh dari fill sebelum disirkulasikan kembali ke kondensor. Sama seperti casing, water basin juga terbuat dari bahan polister serat kaca (fiberglass reinforced polyester), sehingga tahan korosi. 6. Lubang udara (inlet louver) Inlet louver berfungsi sebagai tempat masuknya udara melalui lubang-lubang yang ada. Melalui inlet louver akan terlihat kualitas dan kuantitas air yang akan didistribusikan. Inlet louver terbuat dari paduan aluminium (aluminium alloy). 7. Isian (fill) Fill merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi untuk mencampurkan air yang jatuh dengan udara yang bergerak naik. Air masuk yang mempunyai suhu yang tinggi (35-36oC) akan disemprotkan ke fill. Pada fill inilah air yang mengalir turun ke water basin akan bertukar panas dengan udara segar dari atmosfer yang suhunya (31oC). Oleh sebab itu, fill harus harus dapat menimbulkan kontak yang baik antara air dan udara agar terjadi laju perpindahan kalor yang baik. Isian harus kuat, ringan dan tahan lapuk. Pada dasarnya ada dua jenis isian, yaitu: a.

Isian tipe percik (splash type), yaitu isian yang terbuat dari batang-batang yang

disusun berlapis-lapis yang memecah air menjadi butiran-butiran pada waktu turun Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dari satu lapisan ke lapisan lain di bawahnya. Bahan yang digunakan biasanya adalah kayu merah (redwood), bahan plastik (seperti polystyrene dan polyethylene). Beberapa bentuk isian tipe percik dapat dilihat pada gambar 6.4.(a). b. Isian tipe nonpercik (fill/nonsplash type), yaitu isian yang terbuat dari lembaranlembaran vertikal yang mempunyai permukaan penyerap (absorbent) yang mudah basah, sehingga air jatuh membentuk lapisan film. Dengan demikian, terdapat permukaan air yang luas yang berkontak dengan udara. Bahan yang digunakan biasanya kayu merah (redwood), semen asbes (asbestos-cement), bahan plastik, lembaran logam dan sebagainya. Beberapa bentuk isian tipe nonpercik dapat dilihat

pada gambar 6.4.(b).


Gambar 6.4. Jenis-jenis fill: (a) Tipe percik & (b) Tipe nonpercik 6.4. Analisa Perhitungan pada Cooling Tower 6.4.1. Kalor yang Dibuang Kondensor Di dalam mesin pendingin kondensor berfungsi sebagai pembuang panas ke lingkungan. panas dari ruangan setelah diserap oleh evaporator untuk selanjutnya oleh kondensor akan dibuang ke lingkungan. Pada kondensor, refrijeran mengalami 2 tahap yaitu: •

Tahap desuperheating: dari titik 4 ke titik 5

•

Tahap kondensasi: dari titik 5 ke titik 6

Dimana data-data pada titik 4, 5 dan 6 di atas ditampilkan pada grafik berikut.

P

6

5

4

h (kJ/kg) h6 =256,35

h5=419,58 h4 = 429,3

Gambar 6.5. Proses pada kondesor

Dengan mengacu Tabel 4.3.suhu keluar R-134a dari pipa buang dan memasuki kondensor (titik 4) adalah bersuhu Tr,i = 48,83 °C untuk selanjutnya mengalami proses desuperheating hingga ke suhu 40 °C (titik 5). Pada suhu ini R-134a di dalam kondensor mengalami kondensasi hingga ke suhu 40 °C dan berubah dari fasa uap ke fasa cair (titik 6). Besarnya kalor yang dibuang oleh kondensor untuk 1 evaporator

 r (h4 – h6); dimana m  r = massa aliran refrijeran untuk 1 evaporator = 1,233 Qr = m Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

kg/s Qr = 1,233 · (429,3 – 256,35) Qr = 213,24 kW Oleh karena pada rancangan ini memakai 3 chiller, panas buangan kondensor total untuk 3 evaporator adalah: Qkondensor = 3 x 213,24 = 639,74 kW

6.4.2. Massa Aliran Air Oleh karena pada kondensor air digunakan untuk mendinginkan refrijeran dimana selanjutnya air tersebut akan dipompakan ke cooling tower maka: Qair coolingo tower = Qkondensor m a .c p a .(Ta i − Ta o ) = Qkondensor

Dimana: m a = massa aliran air (kg/s) Ta i = suhu air masuk ke cooling tower direncanakan 36 oC Ta o = suhu air keluar dari cooling tower direncanakan 30 oC T f = temperatur film

cpa

Ta i + Ta o

36 + 30 = 33 oC 2 2 = kapasitas kalor air saat temperatur film = 4,183 kJ/kg.oC

=

=

Qkondensor = Kalor yang dibuang kondensor untuk 3 evaporator = 639,74 kW Maka: m a .4,183.(36 − 30) = 639,74 m a .25,098 = 639,74 m a = 25,49 kg/s (202155,8 lb air/h)→untuk 2 cooling tower Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower, sehingga massa aliran air untuk masing-masing 1 cooling tower adalah

25,49kg / s = 12,745 kg/s (101078 lb 2

air/h).

6.4.3. Volume Aliran Air / Kapasitas Aliran Air Adapun kapasitas aliran air ( Va ) pada menara pendingin, hal ini dapat diperoleh dari rumus berikut ini: Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

m Va = a

ρa

dimana: Va = kapasitas aliran air / volume aliran air (kg/s) m a = massa aliran air (kg/s) =25,49 kg/s ρ a = massa jenis air saat temperatur film, Tf = 33 oC(kg/m3) = 994,8 kg/m3 25,49 = 0,02562 m3/s (405,33 gpm) → untuk 2 cooling tower Maka: Va = 994,8 Diperoleh kapasitas aliran air ( Va ) = 0,02562 m3/s (405,33 gpm) untuk 2 cooling tower. Pada rancangan ini, direncanakan memakai 2 cooling tower, sehingga kapasitas aliran air untuk masing-masing 1 cooling tower adalah

0,02562 m 3 / s = 0,01281m3/s 2

(202,66 gpm). Dengan menyesuaikan data dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD. Lampiran [L.18], maka dipilih menara pendingin dengan spesifikasi sebagai berikut: •

Tipe: LBC 200

•

Kapasitas aliran air: 687 gpm (2600 L/menit)

•

Dimensi:

•

-

Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (1173/4 in)

-

Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (1482/5 in)

Koneksi pipa -

Pipa outlet: 150 mm (6 in)

-

Pipa inlet: 150 mm (6 in)

•

Daya motor kipas (fan): 5 HP

•

Diameter kipas (fan diameter): 1750 mm (681/3 in)

•

Kapasitas aliran udara: 1250 m3/menit (42780 cfm)

6.4.4. Kondisi Udara dan Air pada Menara Pendingin 6.4.4.1. Kondisi Udara a. Temperatur Jenuh Udara Temperatur jenuh udara pada menara pendingin diukur dengan suatu alat yang disebut dengan Thermohygrometer. Dengan alat ini diukur temperatur udara dan kelembaban relatif (RH) udara masuk dan keluar dari menara pendingin. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Temperatur jenuh udara pada menara pendingin adalah sebagai berikut: •

Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan berdasarkan hasil pengukuran diperoleh kelembaban relatif (RH) = 60%.

•

Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC = 96 oF dan direncanakan kelembaban relatif (RH) = 95%.

b. Kelembaban Absolut Udara Kelembaban absolut udara dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan:

ω=

0,622.Pv dengan Pv = RH . Psat P − Pv

dimana: ω = kelembaban absolut pada temperatur tertentu Pv = tekanan parsial aktual uap air di udara (inHg) Pv = RH . Psat Psat = tekanan parsial udara jenuh (inHg) P = tekanan udara bebas pada atmosfer = 1 atm = 101325 Pa = 29,92 inHg

Tekanan parsial aktual dan kelembaban absolut dari udara masuk dan keluar menara pendingin adalah sebagai berikut: •

Udara masuk pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 77% Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08 oF adalah Psat = 1,7138 inHg. Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus: Pv = RH . Psat = 77% . 1,7138 = 1,3196 inHg.

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

ω=

0,622.Pv P − Pv

0,622 × 1,3196 29,92 − 1,3196 = 0,028699 lb air / lb udara ker ing =

•

Udara keluar pada temperatur dry-bulb = 35,6 oC (96,08 oF) dan RH = 90% Dari tabel sifat termodinamik uap air pada standar tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) [L.10], tekanan parsial saturasi pada temperatur 96,08 oF adalah Psat = 1,7138 inHg. Tekanan parsial aktual dapat diperoleh dengan rumus: Pv = RH . Psat = 95% . 1,7138 = 1,6281 inHg.

Kelembaban absolut dapat diperoleh dengan rumus:

ω=

0,622.Pv P − Pv

0,622 × 1,6281 29,92 − 1,6281 = 0,03649 lb air / lb udara ker ing =

6.4.4.2. Temperatur Air pada Menara Pendingin Kondisi air pada menara pendingin diukur dengan termometer dengan mengukur temperatur air masuk ke menara pendingin dan air keluar menara pendingin. Kondisi air pada menara pendingin adalah sebagai berikut: •

Air masuk ke menara pendingin pada temperatur 36 oC (96,8 oF).

•

Air keluar dari menara pendingin pada temperatur 30 oC (86 oF).

6.4.5. Massa Air Persatuan Massa Udara Kering Pada menara pendingin berlaku persamaan massa dan persamaan neraca energi dan persamaan neraca massa yaitu: •

Persamaan neraca energi: hg1 + ω1 .hv1 + W A. h fA = hg 2 + ω 2 .hv 2 + WB h fB

•

Persamaan neraca massa: ω 2 − ω1 = W A − WB


•

Dimana hg 2 − hg1 = c p (T2 − T1 ) dengan cp = 0,24 Btu/(lb.oF) → harga cp udara kering

•

hv = entalpi uap air diambil dari nilai hg tabel uap

•

hw = entalpi air sirkulasi diambil dari nilai hf tabel uap Air panas masuk WA hf A

Udara panas keluar

A

2

1 lbm udara kering, hg2 ω2, hg2

Udara dingin masuk 1 1 lbm udara kering, hg1 ω1, hg1 WB hf B

B

Air dingin keluar

Gambar 6.6. Bagan menara pendingin

Sehingga persamaan neraca energi di atas dapat ditulis sebagai berikut:

ω1 .hg1 + W A. h fA = C p (T2 − T1 ) + ω 2 .hg 2 + [W A − (ω 2 − ω1 )]h fB dimana: ω

= kelembaban absolut = massa uap air persatuan massa udara kering

ω1 = kelembaban absolut udara masuk = 0,028699 lb air/lb udara kering ω2 = kelembaban absolut udara keluar = 0,03649 lb air/lb udara kering hg1 = entalpi uap air masuk = hg @96,08oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L16] =1102,98 Btu/lb air hg2 = entalpi uap air keluar = hg @96,08oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10]. =1102,98 Btu/lb air Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

WA = massa air persatuan massa udara kering masuk (lb air/lb udara kering) WB = massa air persatuan massa udara kering keluar (lb air/lb udara kering) cp

= kapasitas kalor udara kering = 0,24 Btu/(lb.oF)

T1 = suhu udara masuk ke menara pendingin = 96,08 oF T2 = suhu udara keluar dari menara pendingin = 96,08 oF hfA = entalpi air masuk ke menara pendingin = hf @96,8oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10] = 64,8 Btu/lb air hfB = entalpi air keluar ke menara pendingin = hf @86oF dari tabel sifat termodinamik air jenuh pada lampiran [L.10] = 54,05 Btu/lb air Maka: 0,028699 × 1102,98 + W A. 64,8 = 0,24(96,08 − 96,08) + 0,03649 × 1102,98 + [W A − (0,03649 − 0,028699)]54,05 31,65 + 64,8.W A = 0 + 40,247 + 54,05.W A − 0,4211 10,75.W A = 8,1759 W A = 0,76054 lb air/ lb udara kering 6.4.6. Kebutuhan Udara pada Menara Pendingin Banyaknya udara yang diperlukan pada menara pendingin dapat diperoleh dengan cara: m u =

m a Wa

dimana: m u = massa aliran udara (lb udara kering/menit) m a = massa aliran air pada menara pendingin (lb air/menit) = 12,745 kg/s (101078 lb air/h).= 1684,63lb air/menit Wa = kebutuhan air persatuan massa udara kering (lb air/lb udara kering) = 0,76054 lb air/ lb udara kering Maka:

1684,63 lb air / menit 0,76054 lb air / lb udara kering = 2215,04lb udara kering / menit (16,757 kg / s )

m u =

Volume aliran udara dalam menara pendingin adalah sebagai berikut: Vu = m u × υ u Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

dimana: Vu = volume aliran udara (ft3/menit) (cfm)

m u = massa aliran udara (lb udara kering/menit)

υ u = spesifik volume udara masuk menara pendingin, T1= 96,08 oF = υ @ 96, 08o F dari tabel sifat termodinamik uap air pada tekanan atmosfer 14,696 psia (29,92 inHg) pada Lampiran [L.10] = 14,01 ft3/lb udara kering Maka: Vu = 2215,04 lb udara ker ing / menit × 14,01 ft 3 / lb udara ker ing = 31032,71 cfm ≈ 31100 cfm (14,66 m 3 / s )

6.4.7. Total Kebutuhan Udara Luar Total kebutuhan udara luar dapat dihitung dengan rumus: Vu total = Vu (1 + ω1 ) dimana: Vu total = volume aliran udara total(ft3/menit) (cfm) Vu

= volume aliran udara (ft3/menit) (cfm)

ω1

= kelembaban absolut udara masuk = 0,028699 lb air/lb udara kering

Maka: Vu total = 31100 cfm(1 + 0,028699) = 31992,53 cfm (15,058 m 3 / s )

6.4.8. Air Tambahan (Makeup Water) pada Menara Pendingin 6.4.8.1. Kerugian Akibat Penguapan Banyaknya air yang mengalami penguapan dapat dihitung dengan cara: m evaporated = m u .(ω 2 − ω1 )

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

m evaporated = massa aliran air yang menguap (lb air/menit)

m u = massa aliran udara = 2215,04 lb udara kering/menit

ω1 = kelembaban absolut udara masuk = 0,028699 lb air/lb udara kering

ω 2 = kelembaban absolut udara keluar = 0,03649 lb air/lb udara kering Maka: m evaporated = 2215,04 lb udara ker ing / menit.(0,03649 − 0,028699) lb air / lb udara ker ing = 17,257 lb air / menit (0,13 kg / s ) Banyaknya air yang menguap bila dinyatakan dalam bentuk volume alir: Vevaporated = m evaporated .υ fA

dimana : Vevaporated = volume alir air yang menguap (ft3/menit) (gpm) m evaporated = massa alir air yang menguap (lb air/ menit)

υ fA

= spesifik volume air masuk menara pendingin, TA = 96,8 oF = 0,01612 ft3/lb air

Maka:

Vevaporated = 17,257 lb air / menit × 0,01612 ft 3 / lb air = 0,27818 cfm = 0,27818 × 7,48 gpm = 2,081 gpm (1,315 × 10 − 4 m 3 / s )

6.4.8.2. Kerugian Akibat Hanyutan (Drift) Hanyutan (Drift) adalah air yang terbawa oleh arus udara sebagai butiranbutiran air yang tidak ikut menguap. Berdasarkan literatur El. Wakil, banyaknya kerugian akibat hanyutan adalah di bawah 0,2% dari total air yang bersirkulasi. Vdrift = n .Va

Dimana: Vdrift = volume air yang mengalami hanyutan (gpm) n

= batas hanyutan air (%) diambil 0,1%

Va

= volume aliran air/volume sirkulasi air (gpm) = 0,01281m3/s (202,66 gpm).


Maka: Vdrift = 0,1% . 202,66 gpm = 0,20266 gpm (2,0266 × 10 −5 m 3 / s )

6.4.8.3. Banyaknya Pemakaian Air Tambahan Banyaknya pemakaian air tambahan dapat diperoleh dengan cara: Makeup water = Vevaporated + Vdrift dimana :

Makeup water = banyaknya air tambahan menara pendingin (gpm) Vevaporated

= volume air yang menguap (gpm) = 2,416 gpm

Vdrift

= volume air hanyutan (gpm) = 0,20266 gpm

Maka: Makeup water = 2,081 + 0,20266 = 2,28366 gpm (1,444 x 10-4 m3/s)

6.4.9. Perhitungan Dimensi Menara Pendingin 6.4.9.1. Diameter dan Tinggi Menara Pendingin Diameter menara pendingin yang dirancang adalah sesuai dengan Katalog Liang Chi Industry Co., LTD. ( Lampiran [L.18] ) untuk kapasitas aliran air 687 gpm dengan mengacu pada hasil perhitungan kapasitas aliran air ( Va ) = 373,37 gpm pada subbab 6.2.3. Menara pendingin yang dirancang mempunyai spesifikasi seperti Menara Pendingin Tipe LBC 200 dari Katalog Liang Chi Industry Co.,LTD. yaitu sebagai berikut: •

Kapasitas aliran air: 687 gpm

•

Dimensi: -

Tinggi menara pendingin (H): 2990 mm (1173/4 in)

-

Diameter menara pendingin (D): 3770 mm (1482/5 in)

6.4.9.2. Luas dan Tinggi Lubang Udara (Inlet Louver) Luas lubang udara (inlet louver) adalah tempat masuknya udara ke menara pendingin. Luas menara pendingin dapat dicari dengan persamaan: Ainlet louver =

Vu vu

dimana: Ainlet louver = luas inlet louver (m2) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Vu

= kapasitas aliran udara disesuaikan dengan kapasitas aliran pada menara pendingin tipe LBC 200 lampiran [L.18] = 1250 m3/menit (42780 cfm) = kecepatan udara

vu

= 7,5 mph (201,25 m/menit) Maka: Ainlet louver =

1250 m 3 / menit 201,25 m / menit

= 6,211 m 2

Luas menara pendingin merupakan hasil perkalian keliling menara dengan tinggi inlet louver, sehingga tinggi inlet louver dapat dihitung dengan cara berikut ini: Ainlet louver = π .D.t i ti =

Ainlet louver

π .D

dimana: Ainlet louver = luas inlet louver (m2)

D

= diameter menara pendingin = 3770 mm (3,77 m)

ti

= tinggi inlet louver

Maka:

6,211m 2 π .3,77m = 0,524 m (524 mm)

ti =

6.4.9.3. Diameter Kepala Sprinkler (Sprinkler Head) Kepala sprinkler (sprinkler head) dan pipa sprinkler (sprinkler pipe) merupakan bagian dari menara pendingin yang berfungsi mengalirkan air secara merata. Dalam hal ini kepala sprinkler yang dirancang terbuat dari Aluminium alloy.


Gambar 6.7. Kepala sprinkler (head sprinkler) dan pipa sprinkler (sprinkler pipe)

Keterangan: Dh = diameter kepala sprinkler (mm) Kapasitas aliran air pada kepala sprinkler adalah sebagai berikut: Vhead = v. Ahead

dimana: Vhead

= kapasitas aliran air di sprinkler head (m3/s) = kapasitas aliran air pada menara pendingin ( Va ) = 0,01281m3/s (202,66 gpm) = kecepatan aliran air sesuai dengan literatur = 0,9 – 3,0 m/s

v

= direncanakan 2 m/s Ahead = luas sprinkler head (m2) Ahead =

π 4

2

Dh =

Vhead v

Maka persamaan di atas, dapat ditulis dalam bentuk berikut ini: Dh =

4Vhead π .v

dimana: Dh = diameter sprinkler head (m) (mm) Sehingga diameter sprinkler head adalah sebagai berikut:

4.( 0,01281 ) π .2 = 0,0903 m (90,3 mm)

Dh =

6.4.9.4. Diameter Pipa Sprinkler (Sprinkler Pipe) Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 4 buah sprinkler, maka kapasitas aliran air pada sprinkler pipe adalah:

V 0,01281 Vp = head = = 0,0032 m 3 / s 4 4 Sehingga diameter sprinkler pipe adalah sebagai berikut: Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

4Vp

Dp =

π .v

dimana: Dp = diameter sprinkler pipe (m) (mm) Vp = kapasitas aliran air pada sprinkler pipe

v = kecepatan aliran air = 2 m/s Maka:

4.(0,0032) π .2 = 0,045 m (45mm)

Dp =

6.4.9.5. Diameter Lubang Sprinkler (Sprinkler Hole) Oleh karena pada perancangan ini direncanakan menggunakan 10 buah sprinkler hole persprinkler, maka kapasitas aliran air pada sprinkler hole adalah:

Vh =

Vp 10

=

0,0032 = 0,00032 m 3 / s 10

Sehingga diameter sprinkler hole adalah sebagai berikut: Dh =

4Vh π .v

dimana: Dh = diameter sprinkler hole (m) (mm) Vh = kapasitas aliran air pada sprinkler hole

v = kecepatan aliran air = 2 m/s Maka:

4.(0,00032) π .2 = 0,0142 m (14,2 mm)

Dh =

6.4.9.6. Kipas (Fan) Perencanaan kipas (fan) untuk menara pendingin adalah sesuai dengan data dari katalog Liang Chi Industry Co., LTD. (Lampiran L.18) untuk tipe LBC 200: Daya fan

: 5 HP


Diameter fan: 1750 mm (1,75 m)

BAB 7 SISTEM PEMIPAAN AIR

Sistem distribusi yang akan dibahas dalam bab ini adalah sistem pemipaan air dan sistem distribusi udara, di mana air panas keluar dari kondensor di tiap lantai dan dipompakan ke Cooling Tower di lantai 3. Selanjutnya air di cooling tower akan didinginkan untuk kemudian disalurkan kembali ke kondensor untuk mendinginkan refrigerant. Sedangkan sistem distribusi udara berhubungan dengan Package Unit, di mana semua ruangan dikondisikan sama dengan menggunakan Package Unit.

7.1. Sistem Pemipaan Air 7.1.1. Kerugian Head pada Pemipaan Air Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Perencanaan pemipaan air ini berkaitan dengan pemilihan pompa untuk unit mesin pendingin ini. Fluida yang mengalir di dalam pipa akan mengalami kerugian head akibat adanya gesekan dan panjang pipa. Kerugian ini dapat dibagi menjadi dua bagian, yaitu: - Kerugian minor adalah kerugian yang terjadi akibat adanya sambungan dan katupkatup di sepanjang pipa yang dilalui air. - Kerugian mayor adalah kerugian yang disebabkan oleh fluida air karena adanya gesekan fluida dengan permukaan dinding pipa. Faktor yang mempengaruhi gesekan ini adalah kecepatan fluida, panjang dan diameter pipa. Kerugian head yang terjadi karena gesekan ini dirumuskan dengan :

hf = f

l.v 2 2.D.g

dengan : hf = kerugian akibat gesekan (ft) l = panjang pipa (ft) f = koefisien gesekan karena kekasaran pipa (Moody chart) v = kecepatan fluida ( ft/s ) D = diameter pipa ( in )

Tabel 7.1 Kekasaran Pipa Berbagai Material


(Sumber : Fluid Mechanics, Frank M.White)

Adapun fungsi dari tiap aksesoris pipa yang perlu dipasang adalah : •

Gate valve, dipasang pada pemipaan sebelum pompa untuk menghidupkan ataupun mematikan laju aliran air menuju pompa.

•

Globe valve , dipasang pada keluaran pompa untuk mengatur besasr kecilnya aliran air keluar pompa.

•

Swing check valve , dipasang untuk mencegah aliran air kembali ke pompa, katup ini hanya menginzinkan aliran air pada satu arah saja.

Data – data dari valve dapat dilihat pada [L.17].

Kecepatan air mengalir didalam pipa harus dibatasi kecepatannya agar tidak melebihi 500 fpm (2,5 m/s) karena kecepatan air didalam pipa melebihi kecepatan tersebut akan menyebabkan erosi , Bahan dari pipa direncanakan dari bahan galvanized steel sch.40 baru dengan nilai ε=0,0005 .

Data viskositas dinamis dapat diperoleh dari Tabel 7.2.

Tabel 7.2. Tabel sifat fisik air

Kondisi air memasuki kondensor dan Cooling Tower.


•

Kebutuhan kapasitas air untuk kondensor dirancang Tw,ec = 30oC (86oF) dan meninggalkan coil dirancang Tw,lc = 36oC (96,8oF). Setelah keluar dari kondensor air akan didinginkan di cooling tower.

•

Kecepatan air direncanakan 2 – 6 fps ( 0,6 – 1,8 m/s ).Dalam perencanaan ini diambil 1,5 m/s

•

Kenaikan suhu air setelah melewati coil pendingin adalah 36oC - 30oC = 6oC

•

Laju aliran air seperti yang telah dihitung pada subbab 6.2.3 adalah sebesar 0,017385 m3/s (275,05 gpm).

7.1.2. Perencanaan Diameter Pipa Air Dalam perencanaan masalah ekonomi juga harus diperhatikan. Hal ini disebabkan oleh adanya kerugian head pada pipa. Dengan menggunakan diameter pipa yang besar maka masalah kerugian head bisa diperkecil, akan tetapi hal ini mengakibatkan mahalnya material pipa. Sebaliknya dengan menggunakan diameter pipa yang kecil akan mengakibatkan head yang besar. Kerugian head ini akan menyebabkan naiknya daya pompa. Faktor gesekan pipa dapat dilihat pada Moody chart. Panjang ekivalen dari sambungan pipa seperti sambungan 90o dan Tee, kemudian aksesoris pipa seperti globe valve,gate valve,dan swing check valve dapat dilihat pada Lampiran [L.17] Selanjutnya panjang ekivalen dari aksesoris pipa dapat dilihat pada Lampiran juga. Menurut Edward G.Pita, kerugian mayor yang terjadi pada pemipaan air harus berada pada range 6 – 12 ft/100 ft. Dalam perencanaan ini diambil 8 ft/ 100 ft. Faktor kekasaran pipa dan bilangan Reynold dapat dihitung dengan : f =

π 2 .g .hf .φ 5 8.L..Q 2

 8.Q 2 . f .L   φ =  2  π .g .hf 

1/ 5

di mana : Q = mr 2

Re =

4.Q π .υ .φ

Dimana : g = percepatan gravitasi ( 32,2 ft2/s ) hf = head loses pipa ( ft ) Ø = diameter pipa ( in ) L = panjang ekivalen pipa ( ft ) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

mr = massa aliran air ( ft3/s ) υ = viskositas dinamik suhu air masuk kondensor pada 86oF (30oC)

Gambar 7.3. Moody Chart

7.1.3. Layout Sistem Pemipaan Air untuk Kondensor dan Cooling Tower Laju aliran untuk pendinginan 3 kondensor adalah

0,017385 m3/s (275,05

gpm),maka untuk tiap kondensor menerima 0,005795 m3/s (91,683gpm). Adapun layout yang telah direncanakan dapat dilihat pada gambar di bagian lampiran [L.22]

7.1.3.1. Sistem Pemipaan Air pada Kondensor - Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit C-Cond.3 dan D-Cond.3 Dengan laju aliran sebesar 0.01159 m3/s (183,36 gpm = 0,41 ft3/s) sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 3 m = 10 ft 2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = 2 x 7,5ft = 15 ft Panjang ekivalen = 10 + 15 = 25 ft Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Diperoleh :

hf = 25 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 2 ft Ø = 0,555497949 f1/5 Re = 60395.63/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø Ø=0,265625ft Re=2,2737 x 105

ε/ Ø=0,0018823

Dapat

: f=0,024 Ø =0.2634660 ft Re=2,29234 x 105

ε/ Ø=0,0018977

Dapat

: f=0,024 ( sama )

Misalkan : f =0,025

Jadi

Ø= 0,263 ft = 3,163 in diambil stell pipe ID = 3,548 in dengan

diameter nominal 3½ in Sch 40 (lihat lampiran [L16]).

- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit C-H Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m3/s (257,86gpm = 0,576 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Tee = 15 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 7,5) ft = 24,16 ft Diperoleh :

hf = 24,16 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 1,93 ft Ø = 0,63659589 f1/5 Re= 84848.49/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,787 x 105

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi

Re=2,787 x 105

ε/ Ø=0,001642 ε/ Ø=0,001617


diameter nominal 4 in Sch 40 (lihat lampiran [L16]).

- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit G-Pump3 dan H-Pump4 Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m3/s (128,93 gpm = 0,288 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,2306 ft

Re=1,8392 x 105

Dapat

: f=0,029

Ø =0,237 ft

Re=1,7854 x 105

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi

ε/ Ø=0,002167 ε/ Ø=0,002104



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit G-Pump4 dan H-Pump3 Dengan laju aliran sebesar 0,00815 m3/s (128,93 gpm = 0,288 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Tee = 15 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) ft = 19,86 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,2306 ft

Re=1,8397 x 105

ε/ Ø=0,002168

Dapat

: f=0,029

Ø =0,2375 ft Re=1,7859 x 105

ε/ Ø=0,002104

Dapat

: f=0,029 ( sama )


Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit D-Sh.3b Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m3/s (257,86gpm = 0,576 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 39,5 m = 131,65 ft 3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (131,65 + 22,5 + 15)ft = 169,15 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,7868 x 105

ε/ Ø=0,001642

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Re=2,7442 x 105

ε/ Ø=0,001617

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit G-Sh.3a Dengan laju aliran sebesar 0.0163 m3/s (257,86gpm = 0,576 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 38 m = 126,54 ft 3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (126,54 + 22,5 + 15)ft = 164 ft Diperoleh :

hf = 164 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 13,1 ft


Ø = 0,636605544 f1/5 Re= 84848.49/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø Misalkan : f =0,025

Ø=0,30431 ft Re=2,7873 x 105

ε/ Ø=0,001642

Dapat

: f=0,027

Ø =0,309 ft

Re=2,7447 x 105

ε/ Ø=0,001617

Dapat

: f=0,027 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit D-Cond.2 dan C-Cond.2 Dengan laju aliran sebesar 0.004577 m3/s (72,41 gpm = 0,162 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,18321 ft

Re=1,3024 x 105

ε/ Ø=0,002729

Dapat

: f=0,031

Ø =0,1912 ft

Re=1,24764 x 105

ε/ Ø=0,00261

Dapat

: f=0,031 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit A-Cond.1 dan B-Cond.1 Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m3/s (118,65gpm = 0,265 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5) = 10,83 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7498 x 105

ε/ Ø=0,002241

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,6987 x 105

ε/ Ø=0,002175

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit A-F Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m3/s (118,65gpm = 0,265 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5) ft = 9,16 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7485 x 105

ε/ Ø=0,00223

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,6974 x 105

ε/ Ø=0,002174

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit E-Pump1 dan H-Pump2 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m3/s (59,325gpm = 0,1325 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 7,5 + 3,2) ft = 12,36 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,169 ft

Re=1,1543 x 105

ε/ Ø=0,00295

Dapat

: f=0,026

Ø =0,270 ft

Re=7,2263 x 104

ε/ Ø=0,001851

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit E-Pump2 dan F-Pump1 Dengan laju aliran sebesar 0,00375 m3/s (59,325gpm = 0,1325 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 0,5 m = 1,66 ft 1 buah Tee = 15 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (1,66 + 15 + 3,2) = 19,86 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,169 ft

Re=1,1532 x 105

ε/ Ø=0,00295


Ø =0,270 ft

Dapat

: f=0,026

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

Re=7,2194 x 104

ε/ Ø=0,00184



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit B-Sh.3b Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m3/s (118,65gpm = 0,265 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 37,5 m = 124,8 ft 3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (124,8 + 22,5 + 15) ft = 162,3 ft Diperoleh :

hf = 124,8 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 10 ft Ø = 0,491528796 f1/5 Re= 39036.2/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,61227 x 105

ε/ Ø=0,00212

Dapat

: f=0,029

Ø =0,242 ft

Re=1,61227 x 105

ε/ Ø=0,00206

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit E-Sh.3a Dengan laju aliran sebesar 0.0075 m3/s (118,65gpm = 0,265 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 36 m = 120 ft 2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft Panjang ekivalen = (120 + 15) ft = 135 ft Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Diperoleh :

hf = 135 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 10,8 ft Ø = 0,466516775 f1/5 Re= 39036.2/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø

Misalkan : f =0,025

Ø=0,223 ft

Re=1,7498 x 105

ε/ Ø=0,00224

Dapat

: f=0,029

Ø =0,229 ft

Re=1,69871 x 105

ε/ Ø=0,00217

Dapat

: f=0,029 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Sh.3a-T Dengan laju aliran sebesar 0,0236 m3/s (373,35gpm = 0,834 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 11,5 m = 38,3 ft 3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft Panjang ekivalen = (38,3 + 22,5) ft = 60,8 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,352 ft Ø =0,355 ft

Dapat

: f=0,026

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

Re=3,4814 x 105 5

Re=3,4542 x 10

ε/ Ø=0,00141 ε/ Ø=0,00140



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Sh.3b-Q Dengan laju aliran sebesar 0,0236 m3/s (373,35gpm = 0,834 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 6,5 m = 21,6 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft 1 buah Tee = 15 ft Panjang ekivalen = (21,6 + 7,5 + 15) ft = 44,1 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,352 ft

Re=3,4814 x 105

Dapat

: f=0,026

Ø =0,355 ft

Re=3,4542 x 105

Dapat

: f=0,026 ( sama )

Jadi

ε/ Ø=0,00141 ε/ Ø=0,00140



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Q-CT2 Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m3/s (186,675gpm = 0,417 ft3/s) , sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 12 m = 40 ft 3 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (3 x 7,5) ft = 22,5 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (40 + 22,5 + 3,2) ft = 65,7 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 105

ε/ Ø=0,00186

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 105

ε/ Ø=0,00182

Dapat

: f=0,028 ( sama )


Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit Q-CT1 Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m3/s (186,675gpm = 0,417 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 6 m = 20 ft 2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft 1 buah Gate Valve = 3,2 ft Panjang ekivalen = (20 + 15 + 3,2) ft = 38,2 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 105

ε/ Ø=0,00186

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 105

ε/ Ø=0,00182

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 1 Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m3/s (186,675gpm = 0,417 ft3/s), sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 1 m = 3,33 ft 1 buah Elbow 90o = 7,5 ft 1 buah Globe Valve = 84 ft Panjang ekivalen = (3,33 + 7,5 + 84) ft = 94,83 ft Diperoleh :

hf = 94,83 ft x ( 8 ft /100 ft ) = 7,5864 ft


Ø = 0,559272335 f1/5 Re= 61426.77/ Ø ε/ Ø =0,0005/ Ø Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 105

ε/ Ø=0,00186

Dapat

: f=0,028

Ø =0,273 ft

Re=2,245 x 105

ε/ Ø=0,00182

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi



- Perhitungan ukuran diameter pipa pada sirkuit T-CT 2 Dengan laju aliran sebesar 0,0118 m3/s (186,675gpm = 0,417 ft3/s),sifat air dievaluasi pada suhu 30 oC (86oF) dengan viskositas dinamik υ = 0,864 . 10-5 ft2/s . Untuk awal perencanaan diameter pipa dimisalkan 3 in dengan kerugian head 8 ft/ 100ft Panjang pipa = 7 m = 23,3 ft 2 buah Elbow 90o = 7,5 ft = (2 x 7,5) ft = 15 ft 1 buah Globe Valve = 84 ft Panjang ekivalen = (23,3 + 15 + 84) ft = 122,3 ft Diperoleh :


Misalkan : f =0,025

Ø=0,267 ft

Re=2,296x 105

ε/ Ø=0,00186

Ø =0,273 ft

5

ε/ Ø=0,00182

Dapat

: f=0,028

Dapat

: f=0,028 ( sama )

Jadi

Re=2,245 x 10



7.1.4. Pemilihan Pompa untuk Cooling Tower 7.1.4.1. Head Pompa Kapasitas air pada total 3 kondensor adalah 0,017385 m3/s (275,05 gpm). Pada perancangan ini, direncanakan pemakaian pompa sebanyak 6 buah di mana 3 pompa yang diaktifkan sedangkan duanya lagi sebagai pompa cadangan yang tidak Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

diaktifkan. Pompa cadangan ini berfungsi untuk menjaga apabila adanya kerusakan pada pompa, sehingga terdapat pompa backup sebanyak 50%. Dengan demikian mesin pendingin masih mampu dijalankan karena kondensor masih dapat berfungsi dengan adanya pompa cadangan tersebut. Maka 1 buah pompa akan melayani air dengan kapasitas aliran sebesar 0,0028975 m3/s Berikut ini adalah cara untuk menghitung Head Pompa (Hp) : Hp = Hlosses + Hpressure drop + Hz -

Head Losses Head losses = Hf + Hm Di mana Hf = head gesekan (m) Hm = head minor (m) Head gesekan (Hf) adalah head yang timbul akibat dari bergesekannya fluida di dalam pipa dengan permukaan pipa tersebut. Head losses pada pipa ekivalen dihitung dengan menghitung kerugian gesekan pada jalur pipa terpanjang yang terhubung dari pipa tekan pompa P2 pada lantai 1M sampai ke Cooling Tower di lantai 3,lalu kembali ke pipa isap pompa P2. Adapun rumus untuk menghitung head gesekan (Hf) adalah : hf =

10,666.Q 1,85 .L C 1,85 .φ 4,85

Di mana : hf = head gesekan (m) Q = kapasitas aliran air (0,101419 m3/s) C = Konstanta untuk pipa, diambil 130 (steel pipe baru seperti yang

tercantum pada tabel 7.3.

φ = Diameter pipa (m) L = Panjang ekivalen pipa (m) Tabel 7.3. Harga C untuk berbagai jenis pipa

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

Misalnya : Sirkuit C-Cond3 & D-Cond.3 Diameter pipa ( φ ) = 3.548 in = 0,09 m Panjang ekivalen (L) = 25 ft = 7,5 m Kapasitas air (Q) = 0.01159 m3/s Sehingga : hf =

10,666.1,85 10,666.0,011591,85 L = .7,5 = 0,3039 . 1,85 4 ,85 1301,85.0,09 4,85 .

Untuk sirkuit lain dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabulasikan pada Tabel 7.1. sebagai berikut Tabel 7.1. Perhitungan Head pompa SIRKUIT

Q (m3/s)

C

Φin (in)

Φin (m)

L (ft)

L (m)

Hf (m)

C-Cond3 & D-Cond.3

0.01159

130

3.548

0.09

25

7.5

0.303910585

C-H

0.0163

130

4.026

0.102

24.16

7.248

0.300788202

G-Pump3 & H-Pump4

0.00815

130

3.068

0.078

12.36

3.708

0.15679379

G-Pump4 & H-Pump3

0.00815

130

3.068

0.078

19.86

5.958

0.251935652

D-Sh.3b

0.0163

130

4.026

0.102

169.15

50.745

2.10589091

G-Sh.3a

0.0163

130

4.026

0.102

164

49.2

2.041774219

D-Cond.2 & C-Cond.2

0.004577

130

2.469

0.0626

10.83

3.249

0.137292009

A-Cond.1 & B-Cond.1

0.0075

130

3.068

0.078

10.83

3.249

0.117804154

A-F

0.0075

130

3.068

0.078

9.16

2.748

0.099638601

E-Pump1 & H-Pump2

0.00375

130

3.548

0.09

12.36

3.708

0.01863064

E-Pump2 & F-Pump1

0.00375

130

3.548

0.09

19.86

5.958

0.02993564

B-Sh.3b

0.0075

130

3.068

0.078

162.3

48.69

1.765430669

E-Sh.3a

0.0075

130

3.068

0.078

135

40.5

1.46847283

Sh.3a-T

0.0236

130

5.047

0.128

60.8

18.24

0.4990569

Sh.3b-Q

0.0236

130

5.047

0.128

44.1

13.23

0.361980416

Q-CT2

0.0118

130

3.548

0.09

65.7

19.71

0.825654867

Q-CT1

0.0118

130

3.548

0.09

38.2

11.46

0.480061125

T-CT1

0.0118

130

3.548

0.09

94.83

28.449

1.191732892

T-CT2

0.0118

130

3.548

0.09

122.3

36.69

1.536949622

Total Hf =

11.6519595

Sedangkan head minor (Hm) adalah head yang disebabkan akibat dari penggunaan suatu peralatan. Dalam hal ini, head minor dari sirkuit pemipaan ini adalah head tower dari cooling tower. Adapun harga dari head tower diambil dari katalog Liang Chi Industry Co.Ltd. yaitu 4 m (13,2 ft) Dengan demikian, head losses total dari sirkuit pemipaaan air ini adalah : Head losses = Hf + Hm = 11,65 + 4 m Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

= 15,65 m

-

Head pressure drop (Hpressure drop) Oleh karena ketidaktersediaan alat

di laboratorium, sehingga tidak

memungkinkan untuk dilakukan penelitian. Maka pada perancangan ini tekanan kondensor dianggap pada kondisi ideal, sehingga tidak ada penurunan tekanan di kondensor (ΔP = 0)

Hpressure drop = -

∆P

γ

=0

Head ketinggian (Hz) Head ketinggian adalah tinggi kenaikan air dari sumbu pompa, dalam hal ini yang menjadi head ketinggian adalah jarak sumbu pompa di lantai 1M ke Cooling Tower di Lantai 3 yaitu 12 m.

Maka besarnya head pompa adalah sebagai berikut : Hp =15,65 + 0 + 12 = 27,65 m

7.1.4.2. Daya Pompa Dalam perancangan ini direncanakan memakai 6 pompa yang disusun paralel untuk mensirkulasikan air dari kondensor di lantai 1M ke Cooling Tower di Atap lantai 3 dan kondensor dari lantai 3 ke lantai Cooling Tower di Atap Lantai 3. Dari ke-6 pompa ini,hanya 3 pompa diaktifkan, sedangkan 3 pompa lainnya bertindak sebagai cadangan.. Adapun kapasitas aliran untuk 1 pompa adalah sebesar

0,017385m3/s = 0.005795 (0,20473 ft3/s). Head losses yang 3

dilayani tiap pompa adalah 27,65 m (92,16 ft). Dengan demikian daya pompa yang dihitung adalah :

Pp = ρ .g .Q.Hp Di mana : Pp = daya pompa (ft.lbf/s) G = gravitasi bumi (32,2 ft/s2) Ρ = massa jenis air pada suhu air keluar kondensor 96,8oF(1,928 slug/ft3) Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Q = kapasitas aliran = 0,20473 ft3/s Hp = head pompa = 92,16 ft Maka : Pp = ρ .g .Q.Hp = 1,928 x 32,2 x 0,20473 x 92,16 = 1171 ft. lbf/s (2,1 hp) = 1,5 kW

7.2. Sistem Distribusi Udara 7.2.1. Package Unit Package Unit adalah suatu alat yang berfungsi untuk mendinginkan udara ruangan dimana pada package system ini, unit kondensor, kompresor, evaporator, dan katup ekspansi semuanya “dipaketkan” dalam satu unit mesin pendingin. Kondensor dapat diletakkan didalam ruangan beserta dengan evaporator. Siklus kerjanya sama seperti tipe window system dan split system. Hanya saja kondensor yang dipakai umumnya berupa water-cooled condensor (kondensor pendinginan air). Udara ruangan yang mengalir bersirkulasi melewati coil pendingin ini akan menjadi dingin sementara refrigeran yang mengalir di dalam tube evaporator setelah menerima panas dari udara akan menguap . Uap refrigeran unutk selanjutnya akan dimasukkan ke kompresor dan ditekan dari tekanan evaporator hingga ke tekanan tinggi pada kondensor . Keluar dari kompressor , refrigeran mengalir ke dalam kondensor . Di dalam kondensor ini refrigeran ini akan membuang kalor sementara kalor yang dibuang oleh kondensor diterima oleh air dingin yang mengalir melewati kondensor ini akan mengalami kenaikan suhu . Untuk mendinginkan air ini , maka air panas ini akan dipompakan ke cooling tower untuk selanjutnya didinginkan dengan udara yang mengalir menyilang melewatinya. Pada Bangunan kantor ADPEL dipilih menggunakan Package Unit dilihat dari segi biaya,luas ruangan yang dikondisikan dan segi tata keindahan.Dari segi biaya dapat diperkecil jika menggunakan Package Unit daripada AHU di mana pada gedung kantor ADPEL ini terdapat ruangan-ruangan yang tidak berfungsi penuh, tergantung pada waktu dan luas gedung yang tidak terlalu besar.Adapun Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

total Cooling Load pada Lantai 1 adalah sebesar 1052171,81 Btu/h dan dipilih sebanyak 43 buah diffusor,Cooling Load Lantai 2 sebesar 415464,87 Btu/h dipilih untuk 25 buah diffusor dan Cooling Load Lantai 3 adalah sebesar 680921,36 Btu/h untuk 42 buah diffusor.

7.2.2. Pemilihan Package Unit Untuk kebutuhan udara ruangan yang dikondisikan di lantai 1,2, dan 3 direncanakan 1 unit Package unit untuk tiap-tiap lantai. Pembagian cfm pada setiap lantai berbeda-beda sesuai dengan kebutuhan masing-masing lantai.

Gambar 7.4. Package Unit Sistem

-

Untuk Lantai 1

cfm = -

1012199 = 21909,06cfm (30 − 19) x60 x0,07

Untuk Lantai 2

cfm =

276191 = 8019,48cfm (26,4 − 18,2) x60 x0,07


-

Untuk Lantai 3

cfm =

387012 = 12124,43cfm (25,2 − 17,6) x60 x0,07

7.2.2. Perencanaan Saluran Udara Sistem distribusi udara ini dilakukan oleh Blower pada Package Unit, di mana Blower mengalirkan udara dingin yang melewati coil Package Unit untuk selanjutnya didistribusikan ke ruangan melalui ducting. Udara keluar dari ducting menuju ruangan melalui diffusor. Adapun perhitungan jalur distribusi udara dapat dilihat pada Tabel 7.5 di bawah ini :

Tabel 7.5. Kecepatan maksimum udara dalam duct system kecepatan rendah

Jalur distribusi udara atau ducting diletakkan di langit-langit setiap lantai seperti terlihat pada Lampiran [L.19 – L.21]

cfm =

Q di mana : Q = Cooling Load Total (Btu/h) (h3 − h4) x60 xρudara

ρudara = 0,07 -

Untuk Lantai 1

cfm =

1012199 1012199 = = 21909,06cfm (h3 − h 4) x60 x0,07 (30 − 19) x60 x0,07

untuk

43

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

Jadi, setiap diffusor melepaskan 509,51 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 1. Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.2. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 1 Sirkuit

Cfm

Friction Loss/100ft (in.w)

Ukuran Ducting (in)

X-2 1 ke 2 2 ke 3 3 ke 4 2 ke 6 5 ke 6 5 ke 7 7 ke 8 X-Y Y-Z X-V V-W V-T T-U S-T R-S Q-9 P-N N-O L-N L-M L-D D-I I-J J-K C-D B-C B-E C-F F-G G-H A-B Packg.1 - A P - 13 P - 16 P - 15 R-9 S - 13 13 ke 14 13 ke 12 12 ke 11 11 ke 10

182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 105.3 105.3 182.33 99.6 67.47 99.6 64.71 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 114.93 114.93 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 8x8 8x8 5,5 x 5.5 12 x 12 5,5 x 5,5 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40


-

Untuk Lantai 2

cfm =

276191 276191 = = 8019,48cfm (h3 − h4) x60 x0,07 (26,4 − 18,2) x60 x0,07

untuk 25

diffusor Jadi, setiap diffusor melepaskan 320,78 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 2. Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.3. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 2

-

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in)

Packg.2 - A A-B A-C C-D C-E E-F F-G G-H F-K K-I I-J K-L L-M L-O N-O 0-Z Z-P P-Q Z-S R-S S-T T-U S-W V-W W-X X-Y

509.62 509.62 53.04 53.04 186.54 186.54 160.77 160.77 186.54 186.54 186.54 123.62 149.6 123.6 75.56 238.88 135.91 135.91 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

35 x 35 35 x 35 4x4 4x4 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 7,5 x 7,5 11 x 11 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 16 x 16 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16

Untuk Lantai 3

cfm =

387012 387012 = = 12124,43cfm (h3 − h 4) x60 x0,07 (25,2 − 17,6) x60 x0,07

untuk 42

diffusor Jadi, setiap diffusor melepaskan 288,67 cfm ke masing-masing ruangan yang dikondisikan di Lantai 3. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

Untuk sirkuit lainnya dapat dihitung dengan cara yang sama dan ditabelkan sebagai berikut Tabel 7.4. Perhitungan Ukuran ducting pada lantai 3 Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in)

Packg.3 - E E-F E-A A-B B-C C-D F - 14 F - 15 E-F F-G G-H F-I I-J J-K K-L L-M M-N N-O K-P P-Q Q-S R-S S-T T-U S-V V-W W-X X-Y W-Z Z-3 Z - 10 Z-7 10 ke 11 11 ke 12 12 ke 13 7 ke 8 8 ke 9 3 ke 4 4 ke 5 5 ke 6 3 ke 2 2 ke 1

575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 389.99 275.37 275.37 524.69 186.65 220.61 220.61 220.61 145.98 145.98 220.61 220.61 220.61 203.01 586.33 586.33 328.96 328.96 127.6 127.6 328.96 259.15 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 260.08 241.24

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 24 x 24 18 x 18 18 x 18 35 x 35 12 x 12 16 x 16 16 x 16 16 x 16 11 x 11 11 x 11 16 x 16 16 x 16 16 x 16 14 x 14 38 x 38 38 x 38 22 x 22 22 x 22 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 22 x 22 23 x 23 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 23 x 23 23 x 23


BAB 8 KESIMPULAN 8.1. Beban Pendingin 

Beban pendingin dari struktur bangunan adalah 780835 Btu/hr.



Beban pendingin dari infiltrasi udara adalah 579447 Btu/hr.



Beban pendingin dari manusia adalah 107600 Btu/hr



Beban pendingin total adalah 1842942 Btu/hr (153,57 TR) (542 kW).

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

Refrigeran yang digunakan adalah R-134a dengan : 

COP = 5,5



RE = 146,47 kJ/kg



Laju aliran refrigeran = 3,7 kg/s

8.3. Sistem Pendinginan 

Sistem pendinginan yang digunakan adalah All-Air System.



Direncanakan sebanyak 3 buah mesin pendingin (Package Unit) paralel. Mesin pendingin untuk Lantai 1 dan 2 diletakkan bersamaan yaitu pada Lantai 1M sedangkan mesin pendingin untuk Lantai 3 diletakkan di kamar mesin pada Lantai 3 .

8.4. Cooling Tower 

Tipe cooling tower : Menara pendingin aliran angin mekanik (mechnical draft cooling tower)



Kalor yang dibuang 2 cooling tower: 868,14 kW



Kalor yang dibuang 1 cooling tower: 434,07 kW



Kondisi udara: -

Kondisi udara masuk: Temperatur dry-bulb

: 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 77% Tekanan parsial saturasi :1,3196 inHg -

Kondisi udara keluar: Temperatur dry-bulb

: 35,6 oC (96 oF)

Kelembaban relatif (RH) : 95% Tekanan parsial saturasi :1,6281 inHg 

Kondisi air: -

Temperatur air masuk

:36 oC

-

Temperatur air keluar

: 30 oC



Massa aliran air untuk 2 cooling tower: 25,49 kg/s (202155,8 lb/h)



Massa aliran air untuk 1 cooling tower: 12,745 kg/s (101078 lb/h)



Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 2 cooling tower : 0,02562 m3/s (405,33 gpm)




Kapasitas aliran (volume aliran) air untuk 1 cooling tower : 0,01281 m3/s (202,66 gpm)



Dirancang cooling tower seperti spesifikasi berikut yang diambil dari katalog Liang Chi Co.Ltd. [L17]  Tipe : LBC 200  Kapasitas aliran air : 687 gpm (2600 L/menit)  Dimensi: : 2990 mm (1173/4 in)

-

Tinggi (H )

-

Diameter (D) : 3770 mm (1482/5 in)

 Koneksi pipa: -

Pipa outlet: 150 mm (6 in)

-

Pipa inlet : 150 mm (6 in)

 Diameter kipas: 2400 mm (94½ in)  Daya kipas: 5 HP  Kapasitas udara : 1250 m3/menit (42780 cfm) 

Luas inlet louver (lubang udara): 6,211 m2



Tinggi inlet louver: 0,524 m



Diameter Sprinkler Head: 0,0903 m



Diameter Sprinkler Pipe:0,045 m



Diameter Sprinker Hole:0,0142 m

8.5. Sistem Pemipaan Air Kondensor dan Cooling Tower Sistem pemipaan air kondensor meliputi: SIRKUIT

Q (ft /s)

Q (ft /s)

Ф (in)

Фin (in)

Ukuran pipa

Schedule No.

C-Cond3 & D-Cond.3

0.41

0.1681

3.163

3.548

3 1/2

Sch 40

25

C-H

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

24.16 12.36

3

2

3

L (ft)

G-Pump3 & H-Pump4

0.288

0.082944

2.8528

3.068

3

Sch 40

G-Pump4 & H-Pump3

0.288

0.082944

2.8528

3.068

3

Sch 40

19.86

D-Sh.3b

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

169.15

G-Sh.3a

0.576

0.331776

3.71089

4.026

4

Sch 40

164

D-Cond.2 & C-Cond.2

0.162

0.026244

2.29676

2.469

2 1/2

Sch 40

10.83


A-Cond.1 & B-Cond.1

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

10.83

A-F

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

9.16

E-Pump1 & H-Pump2

0.1325

0.01755625

3.243

3.548

3 1/2

Sch 40

12.36

E-Pump2 & F-Pump1

0.1325

0.01755625

3.243

3.548

3 1/2

Sch 40

19.86

B-Sh.3b

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

162.3

E-Sh.3a

0.265

0.070225

2.7594

3.068

3

Sch 40

135

Sh.3a-T

0.834

0.695556

4.27069

5.047

5

Sch 40

60.8

Sh.3b-Q

0.834

0.695556

4.27069

5.047

5

Sch 40

44.1

Sistem pemipaan air Cooling Tower meliputi: SIRKUIT Q-CT2 Q-CT1 T-CT1 T-CT2

Q (ft3/s) 0.417 0.417 0.417 0.417

Q2(ft3/s) 0.173889 0.173889 0.173889 0.173889

Ф (in) 2.7594 2.7594 4.27069 4.27069

Фin (in) 3.548 3.548 3.548 3.548

Ukuran pipa Sch 40 Sch 40 Sch 40 Sch 40

Schedule No. 3 1/2 3 1/2 3 1/2 3 1/2

L (ft) 65.7 38.2 94.83 122.3

8.6. Pompa untuk Cooling Tower 

Head untuk tiap pompa = 27,65 m (92,16 ft)

•

Daya pompa = 2,1 HP (1,5 kW)

8.7. Package Unit 

Untuk Lantai 1

cfm =

800783,93 800783,93 = = 17332,98cfm untuk 43 diffusor (h3 − h4) x60 x0,07 (30 − 19) x60 x0,07

Jadi setiap difusor melepaskan 403,1 CFM ke ruangan pada Lantai 1. Sehingga perhitungan saluran udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel di bawah.

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in2)

X–2 1 ke 2 2 ke 3 3 ke 4 2 ke 6 5 ke 6 5 ke 7 7 ke 8 X–Y Y–Z

182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 182.33 105.3 105.3

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 8x8 8x8


X–V V–W V–T T–U S–T R–S Q–9 P–N N–O L–N L–M L–D D–I I–J J–K C–D B–C B–E C–F F–G G–H A–B Packg.1 - A P – 13 P – 16 P – 15 R–9 S – 13 13 ke 14 13 ke 12 12 ke 11 11 ke 10

182.33 99.6 67.47 99.6 64.71 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 114.93 114.93 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 127.03 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35 657.35

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

5,5 x 5.5 12 x 12 5,5 x 5,5 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40 40 x 40

Ukuran ducting inch x inch

Dengan menyesuaikan keadaan dan ukuran ruangan tempat Package Unit, dari catalog Package Unit pada buku Carrier dipilih Model 50BJ054 yang memiliki kapasitas 15 - 60 Ton.



Untuk Lantai 2

cfm =

415464,87 415464,87 = = 12063,44cfm untuk 25 diffusor (h3 − h 4) x60 x0,07 (26,4 − 18,2) x60 x0,07

Jadi setiap difusor melepaskan 482,53 CFM ke ruangan pada Lantai 2. Sehingga perhitungan saluran

udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel

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

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in )

Packg.2 - A A–B A–C C–D C–E E–F F–G G–H F–K K–I I–J K–L L–M L–O N–O 0–Z Z–P P–Q Z–S R–S S–T T–U S–W V–W W–X X–Y

509.62 509.62 53.04 53.04 186.54 186.54 160.77 160.77 186.54 186.54 186.54 123.62 149.6 123.6 75.56 238.88 135.91 135.91 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88 238.88

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

35 x 35 35 x 35 4x4 4x4 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 12 x 12 7,5 x 7,5 11 x 11 7,5 x 7,5 5,5 x 5,5 16 x 16 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16 16 x 16

2

Ukuran ducting inch x inch Dengan menyesuaikan keadaan dan ukuran ruangan tempat Package Unit, dari catalog Package Unit pada buku Carrier dipilih Model 50BJ054 yang memiliki kapasitas 15 - 60 Ton. 

Untuk Lantai 3

cfm =

680921,36 680921,36 = = 21332,12cfm untuk 42 diffusor (h3 − h 4) x60 x0,07 (25,2 − 17,6) x60 x0,07

Jadi setiap difusor melepaskan 507,9 CFM ke ruangan pada Lantai 3. Sehingga perhitungan saluran

udara atau ducting dapat dilihat pada tabel tabel

dibawah ini:

Sirkuit

Cfm


Ukuran Ducting (in2)

Packg.3 - E E–F E–A

575.05 575.05 575.05

0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38


A–B B–C C–D F – 14 F – 15 E–F F–G G–H F–I I–J J–K K–L L–M M–N N–O K–P P–Q Q–S R–S S–T T–U S–V V–W W–X X–Y W–Z Z–3 Z – 10 Z–7 10 ke 11 11 ke 12 12 ke 13 7 ke 8 8 ke 9 3 ke 4 4 ke 5 5 ke 6 3 ke 2 2 ke 1

575.05 575.05 575.05 575.05 575.05 389.99 275.37 275.37 524.69 186.65 220.61 220.61 220.61 145.98 145.98 220.61 220.61 220.61 203.01 586.33 586.33 328.96 328.96 127.6 127.6 328.96 259.15 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 328.96 260.08 241.24

0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17 0.17

38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 38 x 38 24 x 24 18 x 18 18 x 18 35 x 35 12 x 12 16 x 16 16 x 16 16 x 16 11 x 11 11 x 11 16 x 16 16 x 16 16 x 16 14 x 14 38 x 38 38 x 38 22 x 22 22 x 22 7,5 x 7,5 7,5 x 7,5 22 x 22 23 x 23 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 22 x 22 23 x 23 23 x 23

Ukuran ducting inch x inch Dengan menyesuaikan keadaan dan ukuran ruangan tempat Package Unit, dari catalog Package Unit pada buku Carrier dipilih Model 50BJ054 yang memiliki kapasitas 15 - 60 Ton.


DAFTAR PUSTAKA 1. Jordan, Richard C., Refrigeration and Air Conditioning, Prentice-Hall, New Jersey, 1964. 2. Incropera, Frank P. and David P.DeWitt, Fundamental of Heat and Mass Transfer, Fourth Edition, John Wiley and Son, New York, 1996. 3. Wang, Shan K., Handbook of Air Conditioning and Refrigeration, Mc-Graw Hill, New York, 1993. 4. Pita, Edward G., Air Conditioning System, Mc-Graw Hill, New York, 1982. 5. Stocker, Wilbert F., and William C. Jerold, Air Conditioning and Refrigeration, Second Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1978. 6. Dossat, Roy J., Principles of Refrigeration, Second Edition, John Wiley and Son, New York, 1982. 7. Holman, Jack P., Heat Transfer, Tenth Edition, Mc-Graw Hill, New York, 2001. 8. Cengel, Junus A., Engineering Thermodynamics, An Engineering Approach, Third Edition, Mc-Graw Hill, New York, 1998. Madi Margoyungan : Perencanaan Unit Mesin Pendingin Untuk Kebutuhan Pengkondisian Udara Pada Bangunan Kantor ADPEL Di Medan, 2008. USU Repository © 2009

9. Perry, J. H., Ed., Chemical Engineers Handbook, Mc-Graw Hill, New York, 1997. 10. Arora, C. P., Refrigeration and Air Conditioning, Second Edition, Mc-Graw Hill, Singapore, 2001. 11. ASHRAE, Handbook of Applications, 1996. 12. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 1, Load Estimating, Syracuse, New York, 1984. 13. Carrier Air Conditioning Co., System Design Manual 3, Piping Design, Syracuse, New York, 1984. 14. Tangoro, Dwi. Utilitas Bangunan, UI-Press, Jakarta, 2000.


TUGAS SARJANA TEKNIK PENDINGIN PERENCANAAN UNIT MESIN PENDINGIN UNTUK KEBUTUHAN PENGKONDISIAN UDARA PADA BANGUNAN KANTOR ADPEL DI MEDAN

Recommend Documents