Desain Awal Alat Penukar Panas (Heat Exchanger) Untuk Pengering Tandan Kosong Sawit Menggunakan Flue Gas Boiler Dengan Diameter Pipa 2 Inch

(1)

Desain Awal Alat Penukar Panas (Heat Exchanger) Untuk Pengering Tandan Kosong Sawit Menggunakan Flue Gas Boiler Dengan Diameter

Pipa 2 Inch

Ridian Prawijaya Putra

Departemen Teknik Mesin, FT UI, Kampus UI Depok 16424 Indonesia ridian.prawijaya@ui.ac.id

Abstrak

Indonesia adalah penghasil utama kelapa sawit di dunia. Dari proses pengelolaan tandan buah segar di dapatkan limbah tandan kosong sawit yang berlimpah, sehingga bisa dimanfaatkan menjadi bahan bakar alternatif yang tak akan habis. Dimulai dengan mengeringkan tandan kosong tersebut di dalam drying yang membutuhkan udara dengan temperatur tinggi. Oleh karena itu peran heat exchanger sangat diperlukan dengan memanfaatkan flue gas boiler sehingga tidak memerlukan listrik atau sejenisnya untuk memanaskan udara.

Dengan diketahui desain tube yang diinginkan dan parameter kecepatan, massa laju perpindahan, panjang serta diameter pipa maka didapatkan nilai perpindahan kalor udara sebanyak 207,189 KW serta banyaknya pipa yang diperlukan adalah 192 ,255 dan 384 buah pipa. Sehingga didapatkan dimensi heat exchanger adalah 2m x 1,1m x 1,6m, 1,5m x 1,1m x 1,9m dan 1m x 1,1m x 3m dengan penyusunan 16 x 12 pipa, 17 x 15 pipa dan 16 x 24 pipa.

Kata Kunci : Heat Exchanger, Flue Gas

1. PENDAHULUAN

Pertumbuhan industri di Indonesia berhubungan erat dengan kebutuhan akan adanya sumber daya energi yang salah satunya merupakan energi listrik.

Energi listrik tersebut dapat dihasilkan dengan banyak cara, yaitu dengan menggunak suatu alat kerja yang dapat merubah energi kimia menjadi energi mekanik.

Bahan bakar yang digunakan antara lain adalah minyak diesel, bensin (gasoline) dan gas.

Indonesia adalah negara penghasil utama kelapa sawit dengan luas lahan perkebunan kelapa sawit terluas di dunia. Luas area kelapa sawit di Indonesia diperkirakan mencapai 7,8 juta ha dan produksi CPO (crude palm oil) pada tahun 2010 tersebut mencapai 19,8 juta ton (Dirjenbun, Deptan, 2011). Dari proses pengelolaan tandan buah segar (fresh fruit bunches) menjadi minyak sawit (crude palm oil) lebih kurang 45%nya akan menjadi limbah padat berupa tempurung (shell), serabut (fiber) dan tandan kosong (empty fruit bunches).

Gambar 1 Perbandingan Luas Area Perkebunan Kelapa Sawit

Setengah dari jumlah limbah padat tersebut

sawit atau empty fruit bunch merupakan tangkai buah kelapa yang sudah diambil buahnya. Dari suatu perkebunan kelapa sawit tandan kosong mempunya porsi 21 – 23% dari tandan buah segar yang dihasilkan, dan dalam suatu proses pengolahannya tandan kosong yang dapat dihasilkan mencapai jumlah 6 ton/jam. Bila dikelola dengan baik limbah dari kelapa sawit dapat digunakan sebagai bahan bakar alternatif pengganti batubara.

Namun sebelumnya tandan kosong ini harus dikeringkan dahulu dengan menggunakan udara yang cukup panas. Oleh karena itu diperlukan heat exchanger untuk bisa memanaskan udara dengan memanfaatkan flue gas dari boiler yanbg nantinya akan digunakan untuk mengeringkan tandan kosong tersebut. Heat exchanger ini di rancang sesuai dengan kebutuhan dryer untuk mengeringkan tandan kosong sehingga bisa digunakan sebagai energi alternatif.

Gambar 2 Perbandingan Produksi Kelapa Sawit di Indonesia

2. LANDASAN TEORI

Prinsip Dasar Alat Penukar Kalor

Alat penukar kalor adalah alat yang memindahkan

(2)

keadaan temperatur yang berbeda sehingga secara umum alat penukar kalor dapat dapat digunakan sebagai alat untuk memanaskan atau mendinginkan fluida, tergantung pada proses yang diinginkan

Sebagaimana diketahui bahwa panas dapat berlangsung dengan 3 cara, yakni mekanisme perpindahan kalor itu sendiri berlainan adanya.

Adapun perpindahan panas itu dapat dilaksanakan dengan :

1. Secara molekular, yang disebut dengan konduksi 2. Secara aliran, yang disebut dengan konveksi 3. Secara gelombang elektromagnet, yang disebut

dengan radiasi.

Pada umumnya alat penukar kalor menggunakan prinsip perpindahan kalor yang disampaikan pada poin 1 dan 2, yaitu secara konveksi dan konduksi, akan tetapi bisa pula terdapat radiasi.

a) Konduksi

Konduksi merupakan proses perpindahan panas melalui suatu medium yang tidak bergerak. Proses ini biasanya dikaitkan dengan proses perpindahan panas antara zat padat saja mpadahal proses perpindahan panas antar zat padat dengan udara yang realtif diam dapat dikatan sebagai proses konduksi didalam teknik pengeringan biasa digunakan untuk mengeringkan suatu zat dalam kondisi vakum.

b) Konveksi

Konveksi merupakan proses perpindahan panas melalui suatu medium yang bergerak. Proses ini lebih sedikit rumit dari proses konduksi karena pada proses konveksi nilai kefisien perpindahan panas tidak dapat diketahui dengan pasti, itu semua karena sifat acak yang cenderung ada dari setiap aliran. Secara umum konveksi terbagi menjadi dua, yaitu konveksi paksa dan konveksi natural. Konveksi paksa merupakan konveksi yang alirannya sengaja dibuat sedangkan konveksi natural merupakan konveksi yang alirannya sudah merupakan siklus alam.

c) Radiasi

Merupakan proses perpindahan panas yang tidak melibatkan medium apapun. Proses radiasi merupakan proses yang paling banyak digunakan pada proses pengeringan.

A. Pengklasifikasian Alat Penukar Kalor

Alat penukar kalor dapat diklasifikasikan menurut kriteria berikut ini :

1. Rekuperator dan regenerator.

2. Proses perpindahan panas kontak langsung (direct contact) dan kontak tidak langsung.

3. Geometri dari konstruksi : tubes (pipa-pipa), plates, dan extended surface (permukaan diperluas atau dengan sirip).

4. Mekanisme penukaran panas dimana terjadi perubahan phase, sehingga bisa terdiri dari satu phase dan dua phase.

5. Susunan aliran : parallel flow (aliran sejajar), counter flow (aliran berlawanan), dan cross flow (aliran menyilang).

a) Rekuperator dan regenerator.

Alat penukar panas konvensional ditunjukkan seperti pada gambar 2.1 yang mana perpindahan panas antara dua fluida itu disebut recuperator karena aliran fluida panas A mendapatkan kembali (recuperate) sejumlah panas dari aliran fluida B. Atau dengan kata lain rekuperator mempunyai jalan aliran yang terpisah untuk setiap fluida yang mana aliran secara serempak melalui penukar panas dengan memindahkan panas antara aliran tersebut.

Sedangkan regenerator atau disebut alat penukar panas yang menyimpan panas seperti pada gambar 2.2 yaitu fluida panas dan fluida dingin memiliki jalan lintasan aliran yang sama (matrix) dan matrix ini secara bergantian ditempati oleh kedua fluida tersebut. Fluida panas menyimpan energi termalnya dalam matrix, dan kemudian pada waktu fluida dingin melewati jalan lintasan yang sama maka energi yang disimpan akan diekstraksi dari matrix.

Gambar 3 Rekuperator Gambar 4 Regenerator b) Proses Perpindahan Panas

Alat penukar kalor merupakan suatu peralatan di mana terjadi perpindahan kalor dari suatu fluida yang temperaturnya lebih tinggi kepada fluida lain yang temperaturnya lebih rendah. Dilihat dari proses perpindahan kalor, maka dapat diklasifikasikan secara kontak langsung atau kontak tidak langsung.

c) Gemoteri dan Konstruksi

Tipe alat penukar kalor sering digambarkan dalam bentuk konstruksinya. Tipe konstruksi utama adalah tubular (pipa), plate, dan extended surface (permukaan yang diperluas). Dibawah ini akan dijelaskan mengenai ketiga bentuk tersebut.

Gambar 5 Alat Penukar Kalor Selong dan Pipa

(3)

Gambar 6 Konstruksi Gasketed Plate Heat Exchanger

Gambar 7 Plate fin Exchanger B. Nilai Koefisien Heat Transfer

Proses perpindahan panas secara konveksi paksa mempunya inti masalah yang pasti, yaitu menentukan nilai koefisien transfer massa dari aliran. Sedangkan untuk menentukan nilai koefisien tersebut dibutuhkan bilangan Nusselt. Untuk itu terdapat beberapa pendekatan empiris yang sering digunakan untuk menetukan bilangan Nusselt, berikut adalah beberapa pendekatan – pendekatannya :

ℎത= ܰݑതതതത^௞

஽→ ݌݁ݎݏܽ݉ ܽܽ݊ ݑ݉ ݑ݉ ݇݋݊ݒ݁݇ݏ݅ (1) a) Bilangan Reynolds

Bilangan Reynolds adalah bilangan tak berdimensi yang menyatakan perbandingan gaya inersia terhadap gaya kekentalan (viskos) pada pipa bulat dengan aliran penuh. Dapat dirumuskan sebagai :

ܴ݁ = ^ఘ௩஽_ఓ = ^௩஽_జ (2)

b) Bilangan Prandtl

Bilangan Prandtl merupakan bilangan tak berdimensi yang menghubungkan ketebalan relatif antara lapisan batas hidrodinamik dan lapisan batas termal.

Pr = _ఈ^జ= _{௞/ఘ஼௣}^ఓ/ఘ =^{஼௣ ఓ}_௞ ⁽³⁾ c) Bilangan Nusselt

Bilangan Nusselt merupakan bilangan tak berdimensi yang digunakan untuk dapat menghitung konveksi yang terjadi. Dalam mencari bilangan Nusselt banyak yang harus dipertimbangkan terlebih dahulu, mulai dari rancangan pipa yang akan dibuat, banyaknya pipa yang diinginkan semua itu harus dipertimbangkan secara cermat dan seksama.dalam mencari bilangan Nusselt bisa menggunakan persamaan dibawah ini:

 Persamaan Grimison

ܰݑതതതത_஽ = ܥ_ଵܴ݁_{஽௠ ௔௫}^௠ (4)

ܴ݁_{஽௠ ௔௫}^௠ = ^{ఘ ௏}^{೘ ೌೣ}_ఓ ^஽ ⁽⁵⁾

Jika diketahui nilai Re_Dmax adalah 2000 ≤ Re_Dmax ≤ 40000 dan Pr = 0,7

Tabel Persamaan Grimison

ܰݑതതതത_஽ = 1,13 ܥଵܴ݁஽௠ ௔௫௠ ܲݎ^{ଵ ଷ}^/ (6) Jika diketahui nilai Re_Dmax adalah 2000 ≤ Re_Dmax ≤ 40000 dan Pr ≥ 0,7

Mencari nilai kecepatan maksimum pada model pipa sejajar:

ܸ௠ ௔௫= _ௌ^ௌ^೅

೅ି ஽ ܸ (10)

Mencari nilai kecepatan maksimum pada model pipa silang:

ܸ_{௠ ௔௫}= _ଶ(ௌ^ௌ^೅

ವି ஽) ܸ (11)

Dengan satu catatan bahwa :

ܵ஽= ൤ܵ௅ଶቀ^ௌ_ଶ^೅ቁ^ଶ൨^{ଵ ଶ}^/ < ^ௌ^೅^{ା ஽}_ଶ (12)

 Persamaan Zukauskas

ܰݑതതതത_஽ = ܥܴ݁_{஽௠ ௔௫}^௠ ܲݎ^଴,ଷ଺ ቀ_௉௥^௉௥

ೞቁ^{ଵ ସ}^/ (13)

Dengan diketahui bilangan Re_Dmax adalah 1000 ≤ Re_Dmax≤ 2x 10⁶serta bilangan Prandtl adalah 0,7 ≤ Pr

≤ 500

Tabel Persamaan Zukauskas

(4)

C. Perpindahan Kalor

Perpindahan panas pada aliran dalam wadah yang berbentuk tabung atau pipa yang mempunyai panjang L digambarkan sebagai berikut:

Gambar 9 penampang yang berbentuk tabung Besarnya perpindahan kalor terjadi pada suatu penampang/saluran yang berbentuk pipa/tabung dapat dinyatakan dengan suhu limbak (bulk temperature) :

ݍ = ݉ . ܥ݌. ∆ܶ (14)

D. Beda suhu rata – rata (Log Mean Temperature Difference)

Beda suhu rata –rata log merupakan beda suhu pada satu ujung penukar kalor dikurangi beda suhu pada ujung yang satu lagi dibagi dengan logaritma alamiah daripada perbandingan kedua suhu tersebut.

∆ܶ݉ = _୪୬[(்^(்^೓మ^{ି ்}^೎మ^{)ି (்}^೓భ^{ି ்}^೎భ⁾

೓మି ்_೎మ)/(்೓భି ்_೎భ)] (15)

Gambar 10 profil suhu sejajar dan aliran lawan arah dalam penukar kalor ganda

E. Perpindahan Kalor Total

ݍ = ܰ(ℎ ߨ ܦ ∆ܶ݉ )

⁽¹⁶⁾

3. METODOLOGI PERANCANGAN

Gambar 11 Diagram Alur Prinsip Perancangan Konsep Kerja

Konsep kerja alat yang dir rancang dapat dilihat melalui gambar sketsa dibawah ini:

Gambar 12 sketsa konsep kerja alat Dari gambar dapat diketahui kerja alat adalah : 1) Gas buang boiler dialirkan melalui ducting menuju

heat exchanger

2) Gas buang tersebut dialirkan menuju pipa yang berada didalam heat exchanger untuk menaikkan suhu udara didalam pipa tersebut

3) Udara yang telah dipanaskan tersebut dialirkan melalui ducting menuju ke alat pengering tandan kosong

4) Gas buang yang telah dipakai memanaskan di alirkan kembali menuju ke cerobong

mulai

mencari ide dan konsep

kosultasi dan meminta persetujuan dosen

apakah konsep disetujui?

ya

membuat konsep desain

melakukan perhitungan dan dimensi alat

membuat desain final alat

membuat gambar 3D menggunakan software

selesai

tidak

(5)

4. HASIL PERHITUNGAN dan PERANCANGAN

Analisa awal yang digunakan untuk menentukan desain dari heat exchanger tersebut adalah dengan menentukan temperatur yang diinginkan sebagai hasil dengan menggunakan beberapa parameter sebagai berikut :

1. Temperatur asap keluar stack yang sudah diketahuti pada saat akan memasuki heat exchanger

2. Temperatur udara masuk dan keluar yang sudah di tentukan sebagai hasil prosesnya

3. Diameter tube yang digunakan

4. Kecepatan udara yang memasuki tube tersebut Desain Tube

Gambar 13 Bentuk tumpukan pipa S_T= 4,76 inch = 120,90 mm

S_L= 2,38 = 60,45 mm

ܵ஽= ൤ܵ௅ଶ+ ቀ^ௌ_ଶ^೅ቁ^ଶ൨

ଵൗଶ

< ^ௌ^೅_ଶ^{ା ஽} (17)

ܵ஽ = ቈ60,45^ଶ+ ൬120,90 2 ൰

ଶ

቉

ଵൗଶ

< 120,90 + 60,45

ܵ஽= 85,489 < 90,675 2

Karena nilai S_Dlebih kecil maka untuk perhitungan velocity (kecepatan) maksimum menggunakan perhitungan rumus untuk tube bersenjangan (stragerred).

ܸ௠ ௔௫= ܵ_்

2(ܵ஽− ܦ) ݔ ܸ

ܸ௠ ௔௫= 120,90

2(120,90 − 60,45) ݔ5,08 ݉ ݏ/

ܸ_{௠ ௔௫}= 5,08 ݉ ݏ/ Koefisien Konveksi

Dalam menentukan koefisien konveksi dari perpindahan panas sebelumnya kita harus mengetahui beberapa parameter yang digunakan serta bilangan – bilangan yang diperlukan dalam perhitungan. Maka beberapa parameter yang digunakan adalah :

1 fpm = 0,00508 m/s

 v_udara = v_max= 1000݂݌݉ = 5,08 ݉ ݏ/

 D = 2 1inch = 0,0508 m

 ܶ௖ଵ = 30°C = 303 K

 ܶ௖ଶ = 80°C = 353 K

 ܶ

 ܶ௛ଶ = 100°C = 373 K

 ݉̇_{௨ௗ௔௥௔}= 4,127 kg/s

 υ = 16,1918 ݔ10^ି଺݉^ଶൗݏ

 Pr = 0,70658

 Prs = 0,6994

 ݇ = 26,522 ݔ10^{ିଷ ௪}_{௠ °஼}

 cp୳ୢୟ୰ୟ= 1,00712 kj kgൗ °C

 Pertama harus mencari nilai bilangan Reynolds:

 ܴ݁஽௠ ௔௫=^{ఘ௏௠ ௔௫஽}_ఓ = ^{௩ . ஽}_జ = ^{ହ,଴଼ ௠ ௦}/ . ଴,଴ହ଴଼ ௠ ଵ଺,ଵଽଵ଼ ௫ଵ଴^షల௠^మൗ௦

 ܴ݁஽௠ ௔௫= 15937,94

 Karena nilai Re_Dmax yang didapat 15937,94 itu adalah 1000 ≤ Re_Dmax≤ 2 x 10^-6, nilai Pr didapat 0,70658 itu adalah 0,7 ≤ Pr ≤ 500, Maka didapatlah nilai bilangan Nusselt :

 ܰݑതതതതതത= (ܥ)(ܴ݁஽ ஽௠ ௔௫)^௠(ܲ௥)^଴,ଷ଺(_௉^௉^ೝ

ೝೞ)^{ଵ ସ}^/

 Nilai C dan m didapat dari tabel dengan syarat bentuk desain tube adalah staggered dengan nilai S_T/S_L< 2

 ܰ௨= 0,35 ቀ^ௌ_ௌ^೅

ಽቁ

భ

ఱ(15937,94)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(^{଴,଻଴଺ହ଼}_{଴,଺ଽଽସ})^{ଵ ସ}^/



 ܰ௨= 0,35 ቀ^{ଵଶ଴,ଽ଴}_{଺଴,ସହ}ቁ

భ

ఱ(15937,94)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(^{଴,଻଴଺ହ଼}_{଴,଺ଽଽସ})^{ଵ ସ}^/

 ܰ௨= (0,35)(1,149)(332,247)(0,882)(1,003)

 ܰ௨= 118,200

 Maka akan didapat koefisien konveksinya adalah

 ℎ = ܰ_௨._஽^௞

 ℎ = 118,200 ݔ^{଴,଴ଶ଺ହଶଶ}_{଴,଴ହ଴଼ ௠}^{೘ °಴}^ೢ

 ℎ = 118,200 ݔ0,522_{௠ °஼}^௪

 ℎ = 61,7004 _{௠ °஼}^௪

Perpindahan Kalor

Perpindahan kalor =ݍ̇ = ݉̇ ܿ_௣∆ܶ

Maka untukݍ̇௨ௗ௔௥௔= ݉̇௨ௗ௔௥௔ܿ௣∆ܶ

Maka,

q୳ୢୟ୰ୟ= ṁ୳ୢୟ୰ୟ. cp୳ୢୟ୰ୟ. ∆T

q୳ୢୟ୰ୟ= 4,127 kg sൗ . (1,00712 kj kgൗ °C). (80 - 30)

= ( 4,127 kgൗ ) . (1007,12 j kgs ൗ °C) . (50°C)

= 207819,212 jൗ = 207819,212W =s 207,819KW

cpϐ୪୳ୣ ୥ୟୱpada tabel diketahui =1,8 ܭܬ ݉ൗ ^ଷ°ܥ Dan diketahuiߩϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ= 1,29 ݇݃ ݉ൗ ^ଷ Maka didapatݒ݋݈ݑ݉ ݁ݏ݌݁ݏ݂݅݅݇ = _ఘ^ଵ= ^ଵ

ଵ,ଶଽ௞௚ ௠ൗ ^య= 0,775 ݉^ଷൗ݇݃

(6)

Dancpϐ୪୳ୣ୥ୟୱ= 1,8 ܭܬ ݉ൗ ^ଷ°ܥ ݔ0,775 ݉^ଷൗ =݇݃

1,395 ܭܬ ݇݃°ܥൗ qϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ= q୳ୢୟ୰ୟ

ṁ_{ϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ}. Cp_{ϐ୪୳ୣ୥ୟୱ}. ∆T_{ϐ୪୳ୣ୥ୟୱ}= ṁ_{୳ୢୟ୰ୟ}. cp_{୳ୢୟ୰ୟ}. ∆T_{୳ୢୟ୰ୟ} ṁϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ. 1,395 kj kgൗ °C . (150 − 100) =

( 4,127 kg sൗ ) . (1,00712 kj kgൗ °C) . (80 - 30) ṁϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ. 69,75 kj kgൗ = 207,819 kj sൗ

ṁϐ୪୳ୣ ୥ୟୱ = 2,979 kg sൗ

Jumlah Pipa

LMTD = ∆ܶ_௠ = ^(்^೓మ^{ି ்}^೎మ^{)ି (்}^೓భ^{ି ்}^೎భ⁾

୪୬[(்_೓మି ்_೎మ)

(்೓భି ்೎భ) ]

൘

∆ܶ௠ = (ଵ଴଴ି଼଴)ି(ଵହ଴ିଷ଴) ୪୬[(ଵ଴଴ି଼଴) (ଵହ଴ିଷ଴) ]൘

∆ܶ௠ = ^{ଶ଴ିଵଶ଴}

୪୬[(ଶ଴) (ଵଶ଴) ]൘ = _{ିଵ,଻ଽଶ}^ିଵ଴଴ = 55,811°ܥ Q total/L = N. h .ߨ . D . ∆ܶ௠

Jika asumsi panjang pipa adalah 2 m, maka banyaknya pipa adalah :

207,819 KW/L = (N) . (61,7004 _{୫ °େ}^୵ ) . (π). (0,0508 m) . (55,811°C)

ܰ = 207,819 KW 2 m/

ቀ61,7004 wm°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 103909,5 W/m

ቀ61,7004 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 103909,5

549,289 = 189,17 ݌݅݌ܽ

Sehingga didapat banyaknya pipa adalah 189,17 buah namun untuk kemudahan dalam perancangan kami menambahkan sebanyak 3 buah pipa untuk kemudahan desain. Sehingga total pipa yang digunakan adalah 192 buah pipa.

Jika asumsi panjang pipa adalah 1,5 m, maka banyaknya pipa adalah :

207,819 KW/L = (N) . (61,7004 _௠^୵_మ_°_େ) . (π). (0,0508 m) . (55,811°C)

ܰ = 207,819 KW 1,5 m/

ቀ61,7004 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 138546 W/m

ቀ61,7004 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 138546

549,289 = 252,23 ݌݅݌ܽ

Sehingga didapat banyaknya pipa adalah 252,23 buah namun untuk kemudahan dalam perancangan kami menambahkan sebanyak 3 buah pipa untuk

kemudahan desain. Sehingga total pipa yang digunakan adalah 255 buah pipa.

Jika asumsi panjang pipa adalah 1 m, maka banyaknya pipa adalah :

207,819 KW/L = (N) . (61,7004 _௠^୵_మ_°_େ) . (π). (0,0508 m) . (55,811°C)

ܰ = 207,819 KW 1 m/

ቀ61,7004 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 207819 W/m

ቀ61,7004 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m). (55,811°C)

ܰ = 207819 W

549,289 = 378,34 ݌݅݌ܽ

Sehingga didapat banyaknya pipa adalah 378,34 buah namun untuk kemudahan dalam perancangan kami menambahkan sebanyak 6 buah pipa untuk kemudahan desain. Sehingga total pipa yang digunakan adalah 384 buah pipa.

Dimensi Heat Exchanger

Berdasarkan desain awal bentuk heat exchanger adalah bar tube dengan bentuk persegi dan kebutuhan pipa adalah 192, 255 dan 380 buah serta bentuk pipa didalamnya adalah bersilangan (stragerred triangle), maka ukuran dimensi didapat sebagai berikut : D = 2 inch = 0,0508 m

P = 2 m

Maka didapat banyaknya pipa adalah 16 x 12 = 192 buah. Kemudian didapat ukuran dimensi adalah :

Lebar dimensi adalah =

(17 ݔܵ௅) = (17 ݔ60,45 ݉ ݉ ) = 1027,65 ݉ ݉ Maka didapat lebar adalah 1027,65 mm ≈ 1,1 m Tinggi dimensi adalah =ቂ(12ݔ ܵ_்) + ^ଵ_ଶܵ_்ቃ

= ൤൫12 ݔ (120,90)൯ + 1

2 120,90൨= 1511,25݉ ݉

= 1511,25 ݉ ݉ ≈ 1,6 ݉ Maka didapat ukuran dimensi heat exchanger adalah panjang x lebar x tinggi adalah 2 m x 1,1 m x 1,6 m

(7)

Sedangkan untuk :

D = 2 inch = 0,0508 m

P = 1,5 m

(18 ݔܵ௅) = (18 ݔ60,45 ݉ ݉ ) = 1088,1 ݉ ݉ Maka didapat lebar adalah 1088,1 mm ≈ 1,1 m Tinggi dimensi adalah =ቂ(15ݔ ்ܵ) + ^ଵ_ଶ்ܵቃ

= ൤൫15 ݔ (120,90)൯ + 1

2 120,90൨

= 1873,95݉ ݉

= 1873,95 ݉ ݉ ≈ 1,9 ݉ Maka didapat ukuran dimensi heat exchanger adalah panjang x lebar x tinggi adalah 1,5 m x 1,1 m x 1,9 m.

Lalu untuk :

D = 2 inch = 0,0508 m

P = 1 m

(17 ݔܵ௅) = (17 ݔ60,45 ݉ ݉ ) = 1027,65 ݉ ݉ Maka didapat lebar adalah 1027,65mm ≈ 1,1 m Tinggi dimensi adalah =ቂ(24ݔ ܵ_்) + ^ଵ_ଶܵ_்ቃ

= ൤൫24 ݔ (120,90)൯ + 1

2 120,90൨

= 2357,55 ݉ ݉

= 2962,05 ݉ ݉ ≈ 3 ݉ Maka didapat ukuran dimensi heat exchanger adalah panjang x lebar x tinggi adalah 1 m x 1,1m x 3 m

Perhitungan Kenaikan Temperatur Maksimal Berdasarkan ukuran dimensi yang didapat, diketahui bahwa :

ܳଵ ௨ௗ௔௥௔= ܳଶ ௨ௗ௔௥௔= ܳଷ ௨ௗ௔௥௔

Sehingga :

ܣ_ଵܸ_ଵ= ܣ_ଶܸ_ଶ= ܣ_ଷܸ_ଷ Jadi, untuk panjang pipa 2 m : ܣ_ଵܸ_ଵ= ܣ_ଶܸ_ଶ

(1,1 ݔ3) 5,08݉

ݏ = (1,1 ݔ1,6)ܸଶ

ܸ_{ଶ ௨ௗ௔௥௔}= 16,764 ݉^ଶ/ݏ

1,76 ݉ = 9,525 ݉ ݏ

ܴ݁஽௠ ௔௫= ܸ . ܦ

߭ = 9,525 ݉ ݏ/ . 0,0508 ݉ 16,1918 ݔ10^ି଺݉^ଶൗݏ

= 29883,64

ܰݑ஽

തതതതതത= (ܥ)(ܴ݁஽௠ ௔௫)^௠(ܲ௥)^଴,ଷ଺(ܲ௥

ܲ௥௦)^{ଵ ସ}^/

ܰ௨

= 0,35 ൬்ܵ

ܵ௅൰

ଵହ

(29883,64)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(0,70658 0,6994 )^{ଵ ସ}^/

ܰ௨

= 0,35 ൬120,90 60,45 ൰

ଵହ

(29883,64)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(0,70658 0,6994 )^{ଵ ସ}^/

ܰ௨= (0,35)(1,149)(484,462)(0,882)(1,003)

ܰ௨= 172,352

Maka akan didapat koefisien konveksinya adalah ℎ = ܰ௨.݇

ܦ

ℎ = 172,352 ݔ0,026522 ݓ݉ °ܥ 0,0508 ݉ ℎ = 172,352 ݔ0,522 ݓ

݉^ଶ°ܥ ℎ = 82,968 ݓ

݉^ଶ°ܥ

Q total/L = N. h .ߨ . D . ∆ܶ௠

207,819 KW/L = (192) . (82,968 _௠^୵_మ_°_େ ) . (π).

(0,0508 m) .∆ܶ_௠

(8)

∆ܶ௠ = 207,819 KW 2 m/

(192) ቀ82,968 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m)

∆ܶ௠ = 103909,5 W/m

(192) ቀ82,968 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m)

∆ܶ_௠ = 103909,5 W/m ቀ2755,387 w݉ °Cቁ

= 37,71 °C

ܳଵ ௙௟௨௘ ௚௔௦= ܳଶ ௙௟௨௘ ௚௔௦= ܳଷ ௙௟௨௘ ௚௔௦

ܣଵܸଵ= ܣଶܸଶ

(1 ݔ1,1) 10,16݉

ݏ = (2 ݔ1,1)ܸଶ

ܸ_{ଶ ௙௟௨௘ ௚௔௦}= 11,176 ݉^ଶ/ݏ

2,2 ݉ = 5,08 ݉

Jadi perubahan temperatur maksimal pada ukuran 2 xݏ 1,1 x 1,6 m adalah

ܶ௔௪ ௔௟+ ∆ܶ௠ = 30°C + 37,71 °C = 67,71 °C Dengan V_udara= 9,525 m/s dan V_{flue gas}= 5,08 m/s Lalu untuk panjang pipa 1,5 m adalah :

ܣ_ଵܸ_ଵ= ܣ_ଷܸ_ଷ (1,1 ݔ3) 5,08݉

ݏ = (1,1 ݔ1,9)ܸଶ

ܸ_{ଷ ௨ௗ௔௥௔}= 16,764 ݉^ଶ/ݏ

2,09 ݉ = 8,02݉ ݏ

ܴ݁஽௠ ௔௫= ܸ . ܦ

߭ = 8,02 ݉ ݏ/ . 0,0508 ݉ 16,1918 ݔ10^ି଺݉^ଶൗݏ

= 25161,87

ܰݑ஽

തതതതതത= (ܥ)(ܴ݁஽௠ ௔௫)^௠(ܲ௥)^଴,ଷ଺(ܲ௥

ܲ௥௦)^{ଵ ସ}^/

ܰ௨

= 0,35 ൬்ܵ

ܵ௅൰

ଵହ

(25161,87)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(0,70658 0,6994 )^{ଵ ସ}^/

ܰ௨

= 0,35 ൬120,90 60,45 ൰

ଵହ

(25161,87)^଴,଺(0,70658)^଴,ଷ଺(0,70658 0,6994 )^{ଵ ସ}^/

ܰ_௨= (0,35)(1,149)(436,964)(0,882)(1,003)

ܰ௨= 155,452

Maka akan didapat koefisien konveksinya adalah ℎ = ܰ௨.݇

ܦ

ℎ = 155,452 ݔ0,026522 ݓ݉ °ܥ 0,0508 ݉ ℎ = 155,452 ݔ0,522 ݓ

݉^ଶ°ܥ ℎ = 81,147 ݓ

݉^ଶ°ܥ

Q total/L = N. h .ߨ . D . ∆ܶ௠

207,819 KW/L = (255) . (81,147 _௠^୵_మ_°_େ ) . (π).

(0,0508 m) .∆ܶ_௠

∆ܶ_௠ = 207,819 KW 1,5 m/

(255) ቀ81,147 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m)

∆ܶ௠ = 138546 W/m

(192) ቀ81,147 w݉^ଶ°Cቁ. (π). (0,0508 m)

∆ܶ௠ = 138546 W/m ቀ3300,670 w݉ °Cቁ

= 41,975 °C

ܳଵ ௙௟௨௘ ௚௔௦= ܳଷ ௙௟௨௘ ௚௔௦

ܣ_ଵܸ_ଵ= ܣ_ଷܸ_ଷ (1 ݔ1,1) 10,16݉

ݏ = (1,5 ݔ1,1)ܸଶ

ܸ_{ଷ ௙௟௨௘ ௚௔௦}= 11,176 ݉^ଶ/ݏ

1,65 ݉ = 6,773 ݉ ݏ

Jadi perubahan temperatur maksimal pada ukuran 1,5 x 1,1 x 1,9 m adalah

ܶ௔௪ ௔௟+ ∆ܶ௠ = 30°C + 41,975 °C = 71,975 °C Dengan V_udara= 8,02 m/s dan V_{flue gas}= 6,773 m/s

5. KESIMPULAN DAN SARAN

Kesimpulan

Hasil perhitungan menunjukkan bahwa :

1. Untuk mengeringkan 6 ton/ jam tandan kosong memerlukan laju udara panas sebanyak 4,127 kg/s sehingga didapatkan nilai perpindahan kalor udara sebanyak 207,189 KW.

2. Dengan perpindahan panas yang terjadi serta panjang pipa adalah 2 m didapatkan jumlah pipa yang diperlukan adalah sebanyak 192 pipa dengan penyusunan 16 x 12 buah pipa dan dimensi 2m x 1,1m x 1,6m.

3. Dengan perpindahan panas yang terjadi serta panjang pipa adalah 1,5 m didapatkan jumlah pipa yang diperlukan adalah sebanyak 255 pipa dengan penyusunan 17 x 15 buah pipa dan 1,5m x 1,1m x 1,9m.

4. Dengan perpindahan panas yang terjadi serta panjang pipa adalah 1 m didapatkan jumlah pipa yang diperlukan adalah sebanyak 384 pipa dengan penyusunan 16 x 24 buah pipa dan 1m x 1,1m x 3m.

5. Kenaikan temperatur maksimal untuk pipa 2m adalah 37,71°C atau menjadi 67,71°C dan untuk pipa 1,5m adalah 41,975°C atau 71,975°C.

6. Ukuran ducting didapatkan dengan parameter velocity dan massa laju udara yang diplot pada grafik dan tabel sehingga didapatkan ukuran ducting adalah 37,2 inch, 21,1 inch, 21,9 inch serta 29 inch.

Saran

Metode perancangan ini dibuat berdasarkan perhitungan lanjut untuk mendapatkan dimensi heat exchanger, namun untuk mengetahui tingkat kenaikan suhu sesuai dengan perhitungan atau 50°C bisa dilakukan dengan simulasi perancangan heat exchanger ini.

UCAPAN TERIMA KASIH

Terima kasih kepada Ir. Agung Subagio Dipl. Ing.

selaku dosen pembimbing yang sudah meluangkan waktu memberikan pengarahan, diskusi dan bimbingan, serta Derry, Osman dan Iqbal yang telah ikut membantu dalam pembuatan jurnal ini dan seluruh teman-teman angkatan 2010.

(9)

DAFTAR ACUAN

1. Incropera, F.P., Dewitt, D. P., Bergman T.L., Lavine, A.S. 2007. Fundamentals Heat and Mass Transfer (6th ed.).

2. Kakac, Hongtan. 1997. Heat Exchanger Selection, Rating, and Thermal Design. CRC Press, United States of America

3. Holman, J.P. 2002. Heat Transfer. Mc Graw Hill, Singapore

4. Cokorda Prapti, Andreas Yulian Novenatus, Kemampuan Heat Exchanger Dalam Pelepasan Kalor Pada Mesin Alat Berat

5. Imansyah I.H, 2004. Fundamentals of Heat Transfer

6. Indra Permata K, Studi Pemanfaatan Biomassa Limbah Kelapa Sawit Sebagai Bahan Bakar Pembangkit Listrik Tenaga Uap Di Kalimantan Selatan, Surabaya, Indonesia

7. Perry, R.H., Green, D.W 2007 Perry’s Chemical Engineer’s Handbooki, Eight Edition

8. Grimm, Nils R. , Rosaler, Robert C., Handbook of Air Conditioning System Design/Carrier, Fourth Edition, New York, MC.

9. Aditya Indra B., Andi Nata, Anindio Prabu, Ignatus Maria H.K, (2011) Empty Fruit Bunch Dryer, Jakarta, Indonesia

10. Kenneth J. Bell, 1983.Types of Heat Exchanger and Their Applications, Heat Exchanger Design Book, United StatesTextitles.