Menjelaskan tentang kesimpulan dari seluruh proses dan hasil perhitungan yang telah dilakukan yaitu dalam bentuk dimensi-dimensi yang telah didapatkan dan juga analisa terhadap hasil perhitungan tersebut.
6 BAB II
TINJAUAN PUSTAKA
2.1. Prinsip Dasar Pompa
Pompa adalah mesin atau peralatan mekanis yang digunakan untuk menaikkan fluida dari suatu tempat ke tempat yang lain, dengan kata lain pompa adalah suatu peralatan yang digunakan untuk mengalirkan fluida dengan cara menaikkan tekanan fluidanya. Hal ini dapat dicapai dengan membuat suatu tekanan rendah pada sisi masuk (suction) dan tkanan tinggi pada sisi keluar (discharge) pada pompa.
Pompa juga dapat digunakan pada proses – proses yang membutuhkan tekanan hidrolik yang besar. Hal ini biasa dijumpai antara lain pada peralatan – peralatan berat. Dalam operasi, mesin – mesin peralatan berat membutuhkan tekanan discharge yang besar dan tekanan hisap yang rendah. Akibat tekanan yang rendah pada sisi isap pompa maka fluida akan naik dari kedalaman tertentu, sedangkan akibat tekanan yang tinggi pada sisi discharge akan memaksa fluida untuk naik pada ketinggian yang diinginkan. Hal ini dapat dilihat pada gambar dibawah.
(Sumber : Google.com)
7 2.2. Cara Kerja Pompa Sentrifugal
Fluida dating pada saluran hisap pompa setelah mengalir melalui pipa hisap. Fluida yang masuk harus memiliki energi yang cukup sehingga pompa dapat bekerja dengan energi yang dibawa oleh zat cair tersebut. Pompa tidak begitu saja dapat menghisap atau menarik fluida masuk kedalamnya (rumah pompa).
Pompa sentrifugal juga membutuhkan fluida yang tersedia pada saluran hisapnya dengan kandungan energi yang cukup sehingga fluida dapat masuk pada rumah pompa. Prinsip dasar pada pompa sentrifugal adalah pada rumah pompa (volute) dan impeller (Gambar 2. 1).
Impeller tersambung pada poros. Poros berputar karena mendapat daya
oleh suatu penggerak, bias berupa motor ataupun driver yang terambung pada puli atau sabuk transmisi. Fluida masuk melalui pusat impeller dan kemudian terjebak diantara sudu impeller. Sudu impeller yang berisi fluida tersebut memberikan kecepatan pada fluida yang bergerak dari pusat impeller ke diameter luar impeller. Saat fluida mengalami percepatan, menimbulkan daerah yang bertekanan rendah disekitaran pusat impeller, sesuai dengan prinsip Bernoulli, saat kecepatan naik, tekanan menurun. Hal inilah yang menjadi alas an mengapa fluida yang masuk ke dalam pompa harus memiliki energi yang cukup.
2.3. Bagian – Bagian Utama Pompa Sentrifugal
Ada beberapa bagian-bagian utama pompa sentrifugal (Gambar 2. 2 ) dan penjelasannya adalah sebagai berikut :
(Sumber: Google.com)
8
1. Stuffing Box
Stuffing box berfungsi untuk mencegah kebocoran pada daerah dimana
poros pompa menembus casing.
2. Packing
Packing digunakan untuk mencegah dan mengurangi bocoran dari casing pompa melalui poros. Biasanya terbuat dari asbes atau Teflon.
3. Shaft
Shaft atau poros berfungsi untuk meneruskan momen punter dari
penggerak selama beroprasi dan tempat kedudukan impeller dan bagian-bagian yang berputar lainnya.
4. Shaft Sleeve
Shaft sleeve berfungsi untuk melindungi poros dari erosi, korosi dan
keausan pada stuffing box. Pada pompa multi stage dapat sebagai leakage
joint, internal bearing dan interstage atau distance sleever.
5. Vane
Vane merupakan sudu dari impeller yaitu sebagai tempat berlalunya
fluida pada impeller.
6. Casing
Casing merupakan bagian paling luar dari pompa yang berfungsi
sebagai pelindung elemen yang berputar, tempat kedudukan diffusor (guide
vane), inlet, dan outle nozzle serta tempat memberikan arah aliran dari impeller dan mengkonversikan energi kecepatan fluida menjadi energi
dinamik (single stage).
7. Eye of Impeller
Eye of impeller merupakan bagian sisi masuk pada arah hisap impeller.
8. Impeller
Impeller berfungsi untuk mengubah energi mekanik dari pompa
menjadi energi kecepatan pada fuida yang dipompakan secara kuntiniu, sehingga fluida pada sisi hisap secara terus menerus akan masuk mengisi kekosongan akibat perpindahan dari fluida yang masuk sebelumnya.
9
Impeller merupakan cakram bulat dari logam dengan lintasan untuk
aliran fluida yang sudah terpasang. Impeller biasanya terbuat dari perunggu, polikarbonat, besi tuang atau stainless steel, namun bahan-bahan lainnya juga digunakan. Sebagaimana kinerja pompa tergantung pada jenis impeller nya, maka penting untuk memilih rancangan yang cocok dan mendapatkan
impeller dalam kondisi yang baik. Jumlah impeller menentukan jumlah
tahapan pompa. Pompa satu tahap memiliki satu impeller dan sangat cocok untuk layanan head (tekanan) rendah. Pompa dua tahap memiliki dua
impeller yang terpasang secara seri untuk layanan head sedang. Pompa
multitahap memiliki tiga impeller atau lebih terpasang seri untuk layanan
head yang tinggi.
2.4. Klasifikasi Pompa Sentrifugal
Pompa sentrifugal diklasifikasikan berdasarkan beberapa kriteria, antara lain :
1. Bentuk arah aliran yang terjadi di impeller
Aliran fluida dalam impeller dapat beupa aliran aksial, aliran campuran, dan aliran radial
2. Berdasarkan kapasitasnya
Kapasitas rendah : <20 m3/jam
Kapasitas menengah : 20 – 60 m3/jam
Kapasitas tinggi : >60 m3/jam
3. Bentuk konstruksi impeller
Impeller yang digunakan dalam pompa sentrifugal dapat berupa open impeller, semi-open impeller, atau closed impeller.Klasifikasi berdasarkan
10 (Sumber : Google.com)
Gambar 2. 3 Bentuk Kontstruksi Impeller 4. Banyaknya jumlah suction inlet
Beberapa pompa sentrifugal memiliki suction inlet lebih dari dua buah. Pompa yang memiliki satu suction inlet disebut single-suction pump sedangkan pompa yang memiliki dua suction inlet disebut double suction
pump.
5. Banyaknya impeller
Pompa sentrifugal khusus memiliki beberapa impeller bersusun. Pompa yang memiliki satu impeller dalam satu casing disebut single-stage pump sedangkan pompa yang memiliki lebih dari satu impeller tersusun seri dalam satu casing disebut multi-stage pump. Beberapa impeller yang tersusun
parallel dalam satu casing adalah multi impeller dan kombinasi dari multi impeller dan multi stage.
2.5. Head
2.5.1. Head Total Pompa
Head total pompa yang harus disediakan untuk mengalirkan jumlah air
11 pompa seperti yang diperlihatkan dalam Gambar 2. 4. Head total pompa dapat ditentukan menggunakan persamaan 2.1
2 2. s p l Vd h h H h g (2.1) Keterangan : H : Head (m) hs : Head statis (m) p h
: Head perbedaan tekanan (m)
hl : Head losses (m)
Vd : Kecepatan keluar fluida (m/s) g : Percepatan gravitasi (m/s2)
Dalam hal pompa menerima energi dari aliran yang masuk ke sisi hisapnya, seperti pada pompa penguat (pompa booster), maka head pompa dapat dihitung menggunakan persamaan 2.2.
2 2 1 ( ) 2. p l a h V H h h Vd s g (2.2) Keterangan :
Vs : Kecepatan masuk fluida (m/s)
(Sumber : Pompa dan Kompresor, Sularso,2000)
12 2.5.2. Head Kerugian
Head kerugian merupakan Kerugian energi per satuan berat fluida dalam
pengairan cairan dalam system perpipaan, Head loss atau head kerugian dibagi menjadi 2, yaitu head loss minor dan head loss mayor :
1. Mayor Head Loss
Mayor head loss merupakan kerugian energi disepanjang saluran pipa,
adapun mayor head loss dapat dihitung dengan persamaan 2.3
2 . . 2. lp L V H f D g (2.3) Keterangan :
Hlp : Mayor head losses (m)
f : Faktor gesekan
L : Panjang pipa (m)
D : Diameter pipa (m) V : Kecepatan aliran fluida (m/s)
Harga f didapat dari diagram Moody pada Gambar 2. 5 sebagai fungsi dari angka Reynolds dan kekasaran relatif (Relative Roughness), yang nilainya dapat dilihat pada grafik sebagai fungsi dari nominal diameter pipa dan kekasaran permukaan dalam pipa yang tergantung dari jenis material pipa. Jika jenis aliran merupakan aliran laminar (Re < 2000) maka faktor gesekan dapat dicari dengan persamaan sebagai berikut :
64 Re f (2.4) Keterangan : Re : Bilangan Reynold . e . R V D µ (2.5) Keterangan :
13 μ : Viskositas kinematik fluida (m2/s)
(Sumber : Pompa dan Kompresor, Sularso,2000) Gambar 2. 5 Diagram Moody
2. Minor head loss
Minor Head loss merupakan kerugian head pada fitting dan valve yang
terdapat disepanjang sistem perpipaan. Minor head loss dapat dihitung menggunakan persamaan berikut:
2 . . 2. lf V H n k g (2.6) Keterangan :
Hlf : Minor head loss (m) n : Jumlah kerugian
14 Dalam menghitung kerugian pada fitting dan valve dapat menggunakan tabel. Besaran ini menyatakan kerugian pada fitting dan valve dalam ukuran panjang ekivalen dari pipa lurus.
2.6. Hukum Dasar Hidrolika
2.6.1. Hukum Kontinuitas
Hukum Kontinuitas menyatakan bahwa laju aliran massa (m) adalah konstan untuk jenis aliran yang beroperasi didalam keadaan steady yang melalui sebuah volume, dapat dilihat pada Gambar 2. 6. Hal ini dapat ditunjukkan didalam persamaan 2.7
(Sumber : Perancangan Impeller Pompa Sentrifugal tipe 50x40 FSA dengan Metode Reverse Engineering, Vini Citra, 2009)
Gambar 2. 6 Hukum Kontinuitas
ṁ = ρ1 . A1 . C1 = ρ2 . A2 . C2 (2.7)
Keterangan :
ṁ : Laju aliran massa (kg/s)
A1 : Luas penampang masuk aliran fluida (m2) A2 : Luas penampang keluar aliran fluida (m2) C1 : Kecepatan aliran fluida masuk (m/s) C2 : Kecepatan aliran fluida keluar (m/s)
15 Dimana vektor kecepatan C tegak lurus dengan luas penampang A. Untuk aliran inkompresibel (massa jenis konstan) : A1 x C1 = A2 x C2. Bentuk ini menunjukkan bahwa aliran massa yang masuk maupun keluar memiliki nilai yang sama untuk control volume yang diberikan pada kondisi operasi steady.
2.6.2. Persamaan Bernoulli
Dalam teorema Bernoulli menyebutkan bahwa energi fluida yang mengalir pada pengaruh gravitasi adalah jumlah dari energi potensial, energi kinetik dan energi tekanan.
ET = EP + Ek + EH (2.8)
Keterangan :
ET : Energi fluida yang mengalir Ep : Energi Potensial
Ek : Energi kinetik EH : Energi tekanan
Persamaan Bernoulli merupakan persamaan energi untuk jenis aliran inkompresibel yang ideal, fluida non viscous, steady, tidak ada kerja dan dalam satu garis arus. Persamaan bernaulli dapat dilihat pada persamaan 6.9
2 2 1 1 2 2 1 2 . 2. 2. . g P C P C Z g Z g g (2.9) Keterangan :
P1 : Tekanan masuk fluida (Pa) P2 : Tekanan keluar fluida (Pa) Z1 : Ketinggian sisi hisap (m) Z2 : Ketinggian sisi tekan (m)
16 2.6.3. Persamaan Euler
Persamaan Euler menyatakan bahwa tingkat energi pada suatu titik pada fluida dengan tingkat energi pada titik lainnya didalam ruang sudu antar impeller, dengan menggunakan asumsi sebagai berikut :
1. Proses adalah adiabatik, sehingga tidak ada kalor yang masuk maupun keluar selama fluida berada didalam impeller dengan pertimbangan- pertimbangan, yaitu : kondisi operasi sistem merupakan steady, waktu yang sangat singkat, perubahan energi kalor tidak dapat langsung menjadi energi poros.
2. Fluida adalah ideal dan non viscous, sehingga tidak ada gesekan antara fluida dengan impeller, maupun antara fluida dengan fluida. 3. Jumlah sudu adalah tak berhingga, sehingga fluida dianggap tetap
dan dapat mengalir diantaranya, aliran fluida dapat tepat mengikuti bentuk lengkungan sudu impellernya.
4. Dimensi memiliki nilai yang relatif kecil sehingga dapat diabaikan. Berdasarkan asumsi diatas, untuk impeller ideal dengan menganggap jumlah sudu tak berhingga seperti pada Gambar 2.7, maka dapat diturunkan persamaan euler sebagai berikut :
2 2 1 1 (U C. u ) (U C. u ) H g (2.10) Keterangan :
U2 : Kecepatan sudu keluar (m/s) U1 : Kecepatan sudu masuk (m/s) Cu2 : Kecepatan tangensial keluar (m/s) Cu1 : Kecepatan tangensial masuk (m/s)
17 Gambar 2. 7 Impeller Dua Dimensi
2.7. Segitiga Kecepatan
Fluida mengalir kedalam pompa karena terhisap oleh impeller yang berputar, dengan menganggap aliran fluida dalam bentuk aliran dua dimensi, dan bahwa fluida mengikuti sudu-sudu impeller dengan tepat. Kecepatan masuk dan keluar untuk suatu impeller yang mempunyai sudu-sudu mengarah kebelakang seperti ditunjukkan dalam Gambar 2. 8, maka u merupakan kecepatan suatu titik pada impeller relatif terhadap tanah, w adalah kecepatan aliran fluida relatif terhadap impeller, c adalah kecepatan absolut partikel fluida yang mengalir relatif terhadap tanah. C merupakan penjumlahan secara vector antara u dan w.
(Sumber : Rotodynamic pump (Centrifugal Pump). K.M. Srinivasan . 2008. Rotodynamic pump (Centrifugal Pump). Coimbatore. New Age International Publisher. Coimbatore. New Age International Publisher.)
Gambar 2. 8 Segitiga Kecepatan pada Impeller
β1 merupakan sudut diameter luar daripada eye impeller, Ut merupakan kecepatan peripheral daripada sudu impeller, Cm1 merupakan kecepatan meridional dari sudu impeller. Ps1 merupakan perbandingan antara Cm1 dan R1.
18 Segitiga kecepatan merupakan salah satu dari komponen prinsip
Turbomachinary. Prinsip Turbomachinary itu sendiri merupakan alat yang sangat
mendasar dalam merancang ketiga bentuk impeller tang ditunjukkan pada Gambar 2.9, yaitu adalah pompa aksial, pompa sentrifugal dan turbin pelton. Ketiga nya dapat dirancang menggunakan prinsip turbomachinary yang sama dan kita juga dapat memprediksi peforma ketiganya dari dasar-dasar turbomachinary yang sama.
(Sumber : LearnEngineering.com)
Gambar 2. 9 Beberapa Jenis Impeller
Untuk dapat memahami ataupun mengembangkan dasar-dasar
turbomachinary, kita harus membayangkan bahwa fluida mengalir didalam suatu
jalur aliran seperti diperlihatkan pada Gambar 2.10. Kecepatan fluida berubah dari V1 pada bagian masuk menjadi V2 pada bagian keluarannya
19 (Sumber : LearnEngineering.com)
Gambar 2. 10 Aliran Dalam Impeller
Kecepatan fluida tersebut dapat dibagi menjadi komponen radial dan komponen tangensial seperti diperlihatkan pada Gambar 2.11. Untuk membuat fluida mengalir, harus ada torsi eksternal yang bekerja pada aliran tersebut. Torsi tersebut kita dapatkan dari turunan Hukum Newton kedua mengenai gerak, yang mana adalah persamaan dasar dari turbomachinary atau yang disebut juga sebagai persamaan euler (Euler Turbomachinary Equation).
T = ṁ (R2 . Vθ2 – R1 . Vθ1) (2.11)
Keterangan :
T : Torsi (kg m2/s2)
R1 : Jari-Jari dalam Impeller (m)
R2 : Jari-jari luar Impeller (m)
Vθ1 : Cu1 = Kecepatan tangensial sisi masuk Impeller (m/s) Vθ2 : Cu2 = Kecepatan tangensial sisi keluaran Impeller (m/s)
20 (Sumber : LearnEngineering.com)
Gambar 2. 11 Komponen Kecepatan Fluida
Jika impeller tersebut berputar dengan kecepatan angular ω daya yang dibutuhkan untuk mengalirkan aliran tersebut dapat menggunakan persamaan 2.12 berikut.
Preq = ṁ (R2 . Vθ2 – R1 . Vθ1) x ω (2.12) Keterangan :
Preq : Daya yang dibutuhkan (kW) ω : Kecepatan angular (rad/s)
(Sumber : LearnEngineering.com)
21 Jika kita mengalikan kecepatan angular kepada radius maka kita akan mendapatkan kecepatan sudu U. Maka dengan kata lain daya yang dibutuhkan untuk mengalirkan fluida tersebut adalah dengan persamaan 2.13 berikut.
Preq = ṁ (U2 . Vθ2 – U1 . Vθ1) (2.13)
Keterangan :
U1 : Kecepatan sudu dalam impeller (m/s) U2 : Kecepatan sudu luar impeller (m/s)
Vθ memiliki nilai yang positif jika mempunyai arah yang sama dengan kecepatan sudu U dan sebaliknya. Jika kita membagi daya dengan berat jenis dari fluida yang mengalir maka kita akan dapat menghitung head pompa tersebut. Persamaannya adalah sebagai berikut.
H = 1
𝑔 (U2 . Vθ2 – U1 . Vθ1) (2.14) Jika daya yang dihasilkan besar daripada nol (Preq > 0), berarti fluida yang mengalir menyerap energi dan bekerja sebagai kompresor. Sebaliknya jika daya yang dihasilkan lebih kecil daripada nol (Preq > 0), berarti fluida yang mengalir melepaskan energi dan bekerja sebagai turbin. Kecepatan tangensial Vθ merupakan komponen dari kecepatan fluida V dimana Vθ parallel terhadap kecepatan fluida U seperti diperlihatkan pada Gambar 2.13.
(Sumber : LearnEngineering.com)
22 Untuk memahami kecepatan relatif dianalogikan seperti ini, Bayangkan anda berdiri pada impeller yang berputar seperti diperlihatkan pada gambar berikut, anda merupakan fluida yang digerakkan oleh impeller. Kecepatan fluida yang dialami oleh impeller yang berputar disebut kecepatan relatif, kecepatan relatif memiliki arah yang parallel terhadap sudut keluaran impeller seperti diperlihatkan pada Gambar 2.14.
(Sumber : LearnEngineering.com)
Gambar 2. 14 Analogi Kecepatan Relatif
Kita dapat memprediksi peforma pompa sentrifugal melalui segitiga kecepatan yang diperlihatkan pada Gambar 2.7. Komponen radial dari kecepatan aliran menentukan seberapa banyak debit yang meninggalkan impeller, sehingga kita dapat menentukan kecepatan radial bagian keluaran dari persamaan 2.15 berikut.
Q = 2.π.R2.b2.Vr2 (2.15) Keterangan :
b2 : Lebar laluan sudu keluaran Impeller (m)
Maka, dapat juga mengetahui komponen tangensial dari kecepatan aliran dari bagian masukan. Pada bagian masukan pompa sentrifugal, kecepatan aliran adalah radial jadi komponen tangensial dari kecepatan aliran adalah nol. Sehingga dapat diasumsikan sebagai pendekatan perancangan bahwa sudut masuk fluida adalah 90o.
23 2.8. Kecepatan Spesifik
Kecepatan spesifik (ns) merupakan kecepatan secara geometrik yang sama pada pompa yang mengkonsumsi 1 (metric) hp dan menghasilkan 1 m dari tital head. Secara umum kecepatan spesifik merupakan suatu istilah untuk memberikan klasifikasi impeller berdasarkan prestasi dn proporsi tanpa memperhatikan ukuran actual dan kecepatan dimana impeller tersebut beroprasi. Karena kecepatan spesifik merupakan fungsi proporsi dari impeller, maka kecepatan spesifik memiliki nilai konstan untuk impeller- impeller yang mempunyai sudut – sudut dan proporsi yang sama (homogen).
(Sumber : Pompa dan Kompresor, Sularso, 2000)
Gambar 2. 15 Hubungan Kecepatan Spesifik dan Jenis Impeller
Kecepatan spesifik dapat juga digunakan untuk menentukan jenis impeller yang digunakan, ditunjukkan dalam gambar 2.7 hubungan antara kecepatan spesifik dan bentuk jenis impeller. Kecepatan spesifik dibagi dalam dua jenis, yaitu kecepatan spesifik kinematic dan kecepatan spesifik dinamik, dan dapat dilihat dalam persamaan 2.16 dan 2.17 berikut.
Kecepatan spesifik kinematic (Nsq) = n Q3/ 4
H (2.16)
Kecepatan spesifik dinamik (Nsp) = 3/2 75 . . n H Q (2.17)
24 Keterangan :
n : Kecepatan putaran (rpm) Q : Laju aliran volume (m3/s)
2.9. Efisiensi Pompa
Efisiensi pompa dapat dibagi menjadi tiga, yaitu : 1. Efisiensi hidrolik
Efisiensi hidrolik merupakan perbandingan antara head aktual dan head teoritis, dapat ditunjukkan dalam persamaan dibawah ini :
ΔH =HthHa (2.18) η h = a th a 1 th th a th th H H H H H H H H H H (2.19) Keterangan :
ΔH : Selisih head aktual dan head teoritis pompa sentrifugal (m) Hth : Head teoritis (m)
Ha : Head aktual (m)
η h : Efisiensi hidrolik
2. Efisiensi Volumetrik
Efisiensi volumetrik merupakan perbandingan antara Q aktual dan Q teoritis pompa ΔQ = Qth - Qa (2.20) η v = a th a 1 th th a th th Q Q Q Q Q Q Q Q Q Q (2.21) Keterangan :
ΔQ : Selisih Qa aktual dan Qth pompa sentrifugal (m3/s) Qth : Laju aliran volume teoritis (m3/s) Qa : Laju aliran volume aktual (m3/s)
25 3. Efisiensi Mekanik
Efisiensi mekanik merupakan perbandingan antara daya aktual dan daya teoritis pompa. ΔN = Nth - Na (2.22) η m= a th a 1 th th a th th N N N N N N N N N N (2.23) Keterangan :
ΔN : Selisih daya aktual dan daya teoritis pompa sentrifugal (kW)
Nth : Daya teoritis (kW)
Na : Daya aktual (kW)
ηm : Efisiensi mekanik
Adapun total dari efisiensi pompa ditunjukkan dalam persamaan 2.19
η = η th . η v . η m (2.24)
Keterangan :
η : Efesiensi total pompa
2.10. Daya
Daya dapat didefinisikan sebagai jumlah energi yang digunakan untuk menaikkan energi fluida yang mengalir melewati pompa dari bagian masuk (inlet) menuju bagian keluaran (outlet).
N =W H. . .
C C
Q H
(2.25)
Dimana W = γ 𝑥 𝑄 dalam bentuk satuan kgf, konstan bernilai 102, dan jika digunakan dalam bentuk Newton konstan bernilai 1.000 untuk mendapatkan daya dalam satuan kW.
26 2.11. Sisi Masuk Impeller
2.11.1. Diameter Eye Sisi Masuk Impeller (ds)
Untuk menentukan diameter eye sisi masuk (ds) pertama-tama perlu dihitung diameter poros (dsh). Perhitungan diameter poros tergantung pada nilai daya yang ditransmisikan oleh motor penggerak pompa. Kemudian harga putaran kritis dan defleksi maksimum yang masih diijinkan dalam daerah kerja poros.
Tentunya poros hasil rancangan harus mampu menahan beban-beban yang mungkin diterima pada saat pengoperasiannya. Suatu poros biasanya akan menerima satu atau lebih dari beban-beban dibawah ini :
1. Beban torsi. Beban ini disebabkan oleh putaran motor penggerak, sehingga besar kecinya sangat tergantung dari daya yang diberikan dan kecepatan motor penggerak
2. Beban lengkung. Beban ini biasanya berupa beban mati dari poros itu sendiri, massa impeller serta bagian-bagian lain yang membebani poros, serta akibat gaya radial yang lain seperti gaya yang timbul akibat ketidakseimbangan massa yang berputar.
3. Gaya aksial. Beban ini diakibatkan oleh berat poros itu sendiri, jika poros dipasang vertikal serta dorongan dalam arah aksial dari fluida yang dipompakan akibat perbedaan tekanan fluida, namun pada umumnya beban jenis ini relatif kecil jadi untuk pompa dengan daerah operasi yang tidak terlalu berat, gaya aksial dapat diabaikan Dengan asumsi kondisi pembebanan yang terjadi hanya pembebanan torsi murni. Bahan poros pompa EBARA tipe 100 x 80 FSJA adalah 403 St. Steel (lampiran)
2.11.2. Kecepatan Aliran Masuk Impeller (Co)
Kecepatan aliran masuk arah aksial (Co) pada pompa berkisar antara 1,5 – 1,6 m/s, akan tetapi harga kecepatan ini bisa mencapai 12 m/s untuk pompa yang mempunyai head positif yang tinggi pada sisi hisapnya. Besar harga Co ditentukan dengan membandingkan dengan harga kecepatan meridian (Cm1).
27 2.11.3. Sudut masuk (β1) dan Lebar Sudu pada Sisi Masuk (b1)
Setelah diameter masuk (do) ditentukan maka menentukan besar diameter d1 sesuai dengan posisi dan bentuk dari tepi sisi masuk sudu. Kecepatan tangensial (U1) untuk harga do yang telah diketahui dapat dihitung dengan persamaan 2.26. U1 = . 60 . o n d m/s (2.26) Keterangan : do : Diameter masuk (m)
Dengan mengasumsikan harga sudut masuk fluida menuju eye pompa sentrifugal (α1) adalah sebesar 90o, maka dapat ditentukan besar sudut masuk menggunakan persamaan 2.27. tan β1 = 1 1 m C u (2.27) Keterangan :
β1 : Sudut sisi masuk sudu (o)
Akan tetapi pada pompa sentrifugal menunjukkan bahwa nilai Q optimal pada efisiensi tertinggi selalu lebih kecil jika kita mengambil sudut masuk β1. Oleh karena itu perlu penambahan besar sudut masuk dengan sudut serang (angle
of attack / incidence) δ1 = 2o ~ 6o (Gambar 2. 16), sehingga didapat sudut
kemiringan dari sudu yang dipilih menggunakan persamaan 2.28.
β1 = β1 + δ1 (2.28)
Keterangan :
28 (Sumber : Perancangan Impeller Pompa
Sentrifugal tipe 50x40 FSA dengan Metode Reverse Engineering, Vini Citra, 2009)
Gambar 2. 16 Segitiga Kecepatan masuk impeller (β1) Luas daerah sisi masuk sudu dapat ditentukan dengan persamaan 2.29.
A1 = 1 1. m Q C (2.29) Keterangan :
φ1 : koefisien penyempitan sudu
φ1 adalah koefisien konstriksi (penyempitan) yang dihitung sebagai kompensasi dari ketebalan sudu. Setelah itu kita dapat menghitung lebar sisi masuk sudu dengan persamaan 2.30 berikut :
b1 = 1 1 . A d (2.30) Keterangan :
A1 : Luas sisi masuk impeller (m) d1 : Diameter sisi masuk impeller (m)
Lebar d1 adalah diemeter lingkaran yang berada pada pusat tepi masuk sudu dan berjarak d1 dari sumbu poros.
29 2.12. Sisi Keluar Impeller
2.12.1. Kecepatan Meridian (Cm2) dan Sudut Keluar (β2)
Kecepatan meridian pada sisi keluar diambil lebih kecil dibanding kecepatan meridian pada sisi masuk, dapat ditentukan menggunakan persamaan 2.31
Cm2 = (0,7 ~ 0,75) Cm1 (2.31)
Keterangan :
Cm1 : Kecepatan meridional sisi masuk impeller (m/s) Cm2 : Kecepatan meridional sisi keluar impeller (m/s)
Besar-besar sudut keluar β2 diasumsikan diantara harga batas 15o ~ 35o dan biasanya dipilih 25o. Harga β2 semakin kecil digunakan didalam pompa maka akan menghasilkan nilai kecepatan spesifik yang semakin tinggi.
2.12.2. Kecepatan Tangensial (U2) dan Diameter Luar Impeller (d2)
Kecepatan tangensial U2 dihitung dengan persamaan dasar (dari persamaan Euler) pada pompa impeller dalam bentuk umum yang ditunjukkan dalam persamaan 2.32.
Hth = 1
𝑔 (U2 . Cu2 – U1 . Cu1) (2.32)
Dari segitiga kecepatan didapat persamaan 2.33. 2 2 2 2 tan m u C C U (2.33)
Jika persamaan 2.32 dimasukkan kedalam persamaan 2.33 maka diperoleh persamaan 2.34. 2 2 2 2 1 1 . . . tan m th u C H U U U C (2.34)
30 Atau dapat juga ditulis dengan persamaan 2.35.
2 2 2 2 2. . 1. 1 tan m th u C U U g H U C (2.35)
Sehingga didapatkan persamaan 2.36.
U2 = 𝐶𝑚2 2 .𝑡𝑎𝑛𝛽2± √𝑔 . 𝐻𝑡ℎ+ 𝑈1𝐶𝑢1+ 2 2 2 2. tan m C (2.36)
Hanya harga positif yang diambil dari kedua hasil tersebut. Jika dianggap αo = 90o maka U1.Cu1 = 0 dan besar U2 dapat ditentukan dalam persamaan 2.37.
U2 = 2 2 2. tan m C ± √𝑔 . 𝐻𝑡ℎ+ 2 2 2 2. tan m C (2.37)
Masukkan pada persamaan 2.32 kedalam persamaan Hth = Hth (1 + Cp), kita dapatkan persamaan 2.38.
U2 = 2 2 2. tan m C ± √𝑔 𝑥 𝐻𝑡ℎ . (1 + 𝐶𝑝) + 2 2 2 2. tan m C (2.38)
Setelah didapat U2 maka d2 juga dapat ditentukan berdasarkan nilai kecepatan putar yang telah diasumsikan terlebih dahulu menggunakan persamaan 2.39. 2 2 60. . U d n (2.39) 2.12.3. Lebar Impeller (b2)
Untuk menghitung lebar impeller pada sisi keluar b2 maka terlebih dahulu dihitung luas selimut sisi keluar impeller dengan cara yang sama seperti sisi masuk impeller (b1).
31 2 2 2 m A Q C (2.40)
Dimana φ2 merupakan koefisien konstriksi (penyempitan) pada sisi keluar. Lebar sisi keluar impeller diperoleh dengan persamaan berikut :
2 2 2 . A b d (2.41)
Transmisi dari b1 ke b2 haruslah diusahakan bertahap sehingga Cm1