commit to user
PENGUJIAN KARAKTERISTIK PERPINDAHAN PANAS DAN FAKTOR GESEKAN PADA PENUKAR KALOR PIPA KONSENTRIK SALURAN
PERSEGI DENGAN OBLIQUE TEETH TWISTED TAPE INSERT
SKRIPSI
Diajukan sebagai salah satu syarat untuk memperoleh gelar
Sarjana Teknik
Oleh:
HANSEN HARTADO TARIGAN NIM. I0407038
JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SEBELAS MARET
SURAKARTA 2012
commit to user
iii
HALAMAN PENGESAHAN
PENGUJIAN KARAKTERISTIK PERPINDAHAN PANAS DAN FAKTOR GESEKAN PADA PENUKAR KALOR PIPA KONSENTRIK SALURAN
PERSEGI DENGAN OBLIQUE TEETH TWISTED TAPE INSERT
Disusun oleh HANSEN H. TARIGAN NIM. I0407038 Dosen Pembimbing I Tri Istanto, ST, MT NIP. 197308202000121001 Dosen Pembimbing II
Wibawa Endra Juwana, ST, MT NIP. 197009112000031001
Telah dipertahankan di hadapan Tim Dosen Penguji pada hari Jumat tanggal 21 Desember 2012 1. D. DANARDONO, ST, MT ,PhD NIP. 196905141999031001 ... 2. EKO PRASETYO, ST, MT NIP. 197109261999031002 ……… 3. ZAINAL ARIFIN, ST, MT NIP. 197303082000031001 ……… Mengetahui, Ketua Jurusan Teknik Mesin
Didik Djoko Susilo, ST, MT NIP. 197203131997021001
Koordinator Tugas Akhir
Wahyu Purwo Raharjo, ST, MT NIP. 197202292000121001
commit to user
iv
MOTTO
“Kerja keras dengan sungguh-sungguh dapat menghasilkan hal yang sangat berharga didalam hidup, keberhasilan akan penyelesaian dari
sebuah persoalan bukan sepintar apa kamu tetapi sejauh mana ketulusanmu di dalam menyelesaikannya”
(Hansen H. Tarigan)
“Banyak kegagalan dalam hidup ini dikarenakan orang-orang tidak menyadari betapa dekatnya mereka dengan keberhasilan saat mereka menyerah”
( Thomas Alva Edison)
Sesuatu yang belum dikerjakan, seringkali tampak mustahil; kita baru yakin kalau kita telah berhasil melakukannya dengan baik.
( Evelyn Underhill )
“ Diberkatilahorang yang mengandalkan TUHAN, yang menaruh harapannya pada TUHAN, Ia akan seperti pohon yang ditanam di tepi air,
yang merambatkan akar-akarnya ke tepi batang air, dan yang tidak mengalami datangnya panas terik, yang daunnya tetap hijau, yang tidak kuatir dalam tahun kering, dan yang tidak berhenti menghasilkan buah”
( Yeremia 17 : 7-8 )
“Bila engkau berjalan langkahmu tidak akan terhambat, bila engkau berlari engkau tidak akan tersandung”
( Amsal 4 : 12 )
“Terimalah didikanKu lebih dari pada perak, dan pengetahuan lebih baik dari pada emas pilihan”
(Amsal 8 : 10 )
“Karena itu Aku berkata kepadamu : Apa saja yang kamu minta dan doakan, percayalah bahwa kamu telah menerimanya, maka hal itu akan
diberikan kepadamu” ( Markus 11 : 24 )
commit to user
v
PERSEMBAHAN
Puji dan syukur ke hadirat Tuhan, seiring dengan tanggung jawab yang telah diberikan, akhirnya penulis dapat menyelesaikan tugas akhir ini, dengan sangat
senang tugas akhir ini penulis persembahkan untuk:
Tuhan Yesus Kristus yang senantiasa memberikan rahmatNya dan pertolonganNya kepada penulis selama berlangsungnya proses pengerjan skripsi ini
sampai selesai
Bapak dan Mamak tersayang yang selalu memberikan motivasi dan dukungan doa kepada penulis dari kampung halaman saya di Perdagangan
Adik-adik terkasih Alman Julinius, Darwin Diego, Sandro Faysal, Donna Widya Tarigan yang senantiasa memberikan semangat kepada penulis Kekasih penulis Sondang br. Marbun yang selalu setia mendorong penulis untuk
menyelesaikan tugas akhir ini dengan cepat
. Pak Tri istanto (Mr. 3G) dan Pak Wibawa E.J, yang telah membimbing dengan sabar dan mencurahkan waktu dan ilmu serta pemikiranya kepada penulis Teman-teman twister “Twister Club” di Lab Perpindahan Panas UNS yang
terkenal degan semangat dan kerja keras nya “Army of Spartan”
Naposo Bulung HKBP Solo yang lucu-lucu, sangar-sangar dan baik hati yang penuh dengan sejuta kenangan manis di dalam hidup penulis
Konco-Konco fastein Comp yang senantiasa membantu penulis Almamater tercinta
commit to user
vi
Pengujian Karakteristik Perpindahan Panas dan Faktor Gesekan Pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Saluran Persegi dengan Oblique Teeth
Twisted Tape Insert Hansen Hartado Tarigan
Jurusan Teknik Mesin
Fakultas Teknik Universitas Sebelas Maret Surakarta, Indonesia
E- mail : hans_tein_gan@yahoo.com Abstrak
Penelitian ini bertujuan untuk mengetahui karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan pada penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi satu laluan, pipa dalam dan pipa luar terbuat dari aluminium dengan penambahan oblique teeth twisted tape insert. Panjang penukar kalor 2.170 mm dan jarak pengukuran penur unan tekanan di pipa dalam 2.255 mm. Aliran fluida di pipa dalam dan annulus adala h berlawanan arah. Fluida di pipa dalam adalah air panas, dimana temperatur masukannya dipertahankan pada 60oC, sedangkan fluida di annulus adalah air dingin dengan temperatur masukannya ± 28oC. Untuk perbandingan, diuji pipa dalam tanpa twisted tape insert (plain tube) dan dengan penambahan classic twisted tape insert. Classic twisted tape insert dan oblique teeth twisted tape insert dibuat dari pita aluminium dengan tebal 0,7 mm, lebar 12,6 mm, dimana mempunyai twist ratio 4,0 dan panjang pitch 59,3 mm, sedangkan oblique teeth twisted tape insert divariasi sudut gigi (tooth angle) sebesar 15°, 30°, dan 45° dan semuanya dipasang di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik.
Hasil menunjukkan bahwa pipa dalam dengan penambahan oblique teeth twisted tape insert menghasilkan bilangan Nusselt, faktor gesekan, dan unjuk kerja termal yang lebih tinggi daripada classic twisted tape insert dan plain tube. Nilai bilangan Nusselt, faktor gesekan, dan unjuk kerja termal meningkat seiring bertambah besarnya tooth angle dari oblique teeth twisted tape insert. Pada bilangan Reynolds yang sama, penambahan oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15°, 30°, dan 45° menghasilkan kenaikan bilangan Nusselt rata-rata di pipa dalam berturut-turut sebesar 16,24% , 18,42% dan 24,4% jika dibandingkan dengan plain tube. Dibandingkan dengan classic twisted tape insert, pipa dalam dengan oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15°, 30°, dan 45° mengalami kenaikan bilangan Nusselt, rata-rata sebesar 3,2%, 5,2% dan 10,5%. Pada bilangan Reynolds yang sama, penambahan classic twisted tape insert, oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15°, 30°, dan 45° di pipa dalam menghasilkan faktor gesekan rata-rata berturut-turut sebesar 2,67; 3; 3,3; dan 3,6 kali lebih tinggi dari faktor gesekan plain tube. Unjuk kerja termal rata-rata dengan penambahan classic twisted tape insert, oblique teeth twisted tape insert dengan tooth angle 15°, 30°, dan 45° di pipa dalam sebesar 1,105; 1,114; 1,126; dan 1,150.
commit to user
vii
Investigation on Heat Transfer and Friction Factor Characteristics of The Square Channel Concentric Tube Heat Exchanger With Oblique Teeth
Twisted Tape Insert
Hansen Hartado Tarigan
Departement of Mechanical Engineering Engineering Faculty of Sebelas Maret University
Surakarta, Indonesia
E- mail : hans_tein_gan@yahoo.com Abstract
This study is aimed to determine characteristics of heat transfer and friction factor in the single pass square channel concentric tube heat exchanger, with the addition of twisted tape insert with oblique teeth. The length of heat exchanger was 2,170 mm and the length of pressure drop measurement in the inner tube was 2,255 mm. The direction of fluid in the inner tube and annulus were counter flow. Fluid in the inner tube was hot water with inlet temperature was maintained at 60°C, whereas the fluid in the annulus was cold water with inlet temperature of ± 28oC. For comparison, the inner tube was also tested without twisted tape insert (plain tube) and classic twisted tape insert. Classic twisted tape insert and oblique teeth twisted tape insert was made of aluminum. The thickness of the insert tape 0.7 mm, width 12.6 mm, twist ratio 4.0 and the pitch length 59.3 mm. The oblique teeth twisted tape insert was varied with tooth angle of 15°, 30° and 45° and all of them were installed in the inner tube of the concentric tube heat exchanger.
The research showed that the inner tube with the addition of oblique teeth twisted tape insert produced Nusselt number, friction factor and thermal performance greater than the addition of classic twisted tape insert and plain tube. Values of Nusselt number, friction factor and thermal performance increased with the increasing of tooth angle. At the same Reynolds number, the addition of oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15°, 30°, and 45° increased Nusselt number in the inner tube 16,24%, 18,42% and 24,4% when compared to the plain tube, respectively. Compared to classic twisted tape inserts, inner tube with oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15°, 30°, and 45° increased Nusselt numbers 3,2%, 5,2% and 10,5%, respectively. At the same Reynolds number, the addition of classic twisted tape insert and oblique teeth twisted tape insert with a tooth angle 15°, 30°, and 45° in the inner tube produced friction factor of 2.67; 3; 3.3; and 3.6 times higher than the friction factor of plain tube, respectively. The average thermal performance with the addition of classic twisted tape inserts, oblique teeth twisted tape insert with tooth angles of 15°, 30°, and 45° in the inner tube were 1.105; 1.114; 1.126, and 1.150, respectively.
commit to user
viii
KATA PENGANTAR
Puji syukur penulis haturkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa yang telah memberikan rahmat dan karunia-Nya sehingga penulis dapat melaksanakan dan menyelesaikan Skripsi yang berjudul “Pengujian Karakteristik Perpindahan Panas Dan Faktor Gesekan Pada Penukar Kalor Pipa Konsentrik Saluran Persegi Dengan Oblique Teeth Twisted Tape Insert” ini dengan baik.
Skripsi ini disusun guna memenuhi persyaratan untuk memperoleh gelar Sarjana Teknik di Jurusan Teknik Mesin Universitas Sebelas Maret Surakarta.
Dalam Penyelesaian Skripsi ini tidaklah mungkin dapat terselesaikan tanpa bantuan dari berbagai pihak, baik secara langsung ataupun tidak langsung. Oleh karena itu pada kesempatan ini penulis ingin menyampaikan rasa terimakasih yang sebesar besarnya kepada semua pihak yang telah membantu dalam menyelesaikan Skripsi ini, terutama kepada :
1. Bapak Didik Djoko Susilo, ST., MT, selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin UNS Surakarta.
2. Bapak Tri Istanto, ST. MT, selaku Pembimbing I dan terlebih atas bimbingannya hingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini.
3. Bapak Wibawa Endra J., ST, MT, selaku Pembimbing II yang telah turut serta memberikan bimbingan yang berharga bagi penulis.
4. Bapak D. Danardono, ST, MT, PhD , bapak Zainal Arifin, ST, MT, dan bapak Eko Prasetyo, ST, MT, selaku dosen penguji tugas akhir saya yang telah memberi saran yang membangun.
5. Bapak Ir. Wijang Wisnu R. MT, selaku Pembimbing Akademis yang telah menggantikan sebagai orang tua penulis dalam menyelesaikan studi di Universitas Sebelas Maret ini.
6. Bapak Wahyu Purwo Raharjo, ST. MT, selaku koordinator Tugas Akhir.
7. Seluruh Dosen serta Staf di Jurusan Teknik Mesin UNS, yang telah turut mendidik dan membantu penulis hingga menyelesaikan studi S1.
8. Ibu, Bapak, Adik, dan seluruh keluarga yang telah memberikan doanya, motivasi, dan dukungan material maupun spiritual selama penyelesaian Tugas Akhir.
commit to user
ix
9. Teman-teman Skripsi Heat Exchanger, Anang, Fito, Mirando, Hanif, Noval, Bram, dan Wisnu yang telah menemani penulis baik dalam keadaan suka maupun duka.
10. Teman-teman teknik mesin angkatan 2007 beserta kakak dan adik angkatan di teknik mesin UNS.
11. Semua pihak yang telah membantu dalam melaksanakan dan menyusun laporan Tugas Akhir ini yang tidak dapat saya sebutkan satu per satu.
Penulis menyadari bahwa dalam penyusunan skripsi ini masih jauh dari sempurna. Oleh karena itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun dari semua pihak untuk memperbaiki dan menyempurnakan skripsi ini.
Akhir kata, penulis berharap, semoga skripsi ini dapat berguna dan bermanfaat bagi kita semua dan bagi penulis pada khususnya.
Surakarta, Desember 2012
commit to user
x DAFTAR ISI
Halaman
Halaman Judul ... i
Halaman Surat Penugasan ... ii
Halaman Pengesahan ... iii
Halaman Motto ... iv
Halaman Persembahan ... v
Abstrak ... vi
Kata Pengantar ... viii
Daftar Isi ... x
Daftar Tabel ... xiii
Daftar Gambar ... xiv
Daftar Persamaan ... xvii
Daftar Notasi ... xx
Daftar Lampiran ... xxiii
BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Masalah ... 1
1.2. Perumusan Masalah ... 3
1.3. Batasan Masalah ... 3
1.4. Tujuan Dan Manfaat ... 4
1.5. Sistematika Penulisan ... 4
BAB II LANDASAN TEORI 2.1. Tinjauan Pustaka ... 6
2.2. Dasar Teori ... 11
2.2.1. Dasar perpindahan panas ... 11
2.2.2. Aliran dalam sebuah pipa (internal flow in tube) ... 12
2.2.2.1. Kondisi aliran ... 12
2.2.2.2. Kecepatan rata-rata (mean velocity) ... 14
2.2.2.3. Temperatur rata-rata ... 14
commit to user
xi
2.2.2.5. Parameter tanpa dimensi ... 18
2.2.2.6. Teknik peningkatan perpindahan panas pada penukar kalor ... 20
2.2.2.7. Sisipan pita terpilin (twisted tape insert) .... 25
2.2.2.8. Karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan ... 27
BAB III METODE PENELITIAN 3.1. Tempat Penelitian ... 43 3.2. Bahan Penelitian ... 43 3.3. Alat Penelitian ... 43 3.4. Prosedur Penelitian ... 52 3.4.1. Tahap persiapan ... 52 3.4.2. Tahap pengujian ... 52
3.4.2.1. Pengujian penukar kalor tanpa twisted tape insert (plain tube) ... 52
3.4.2.2. Pengujian penukar kalor dengan twisted tape insert ... 53
3.5. Metode Analisis Data ... 55
3.6. Diagram Alir Penelitian ... 56
BAB IV DATA DAN ANALISIS 4.1. Data Hasil Pengujian ... 57
4.2. Perhitungan Data ... 63
4.2.1. Contoh perhitungan untuk data pengujian dengan laju aliran volumetrik 7 LPM pada variasi tanpa twisted tape insert (plain tube) ... 64
4.2.2. Daya pemompaan ... 76
4.2.3. Menentukan hi, ?, Re, Nui, f, ?, ? P, NTU pada daya pemompaan yang sama ... 77
4.3. Analisis Data ... 91
4.3.1. Uji validitas pipa dalam tanpa twisted tape insert (plain tube) ... 91
4.3.2. Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert terhadap karakteristik perpindahan panas ... 93
commit to user
xii
4.3.3. Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap
unjuk kerja termal(? )... 98
4.3.4. Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap rasio bilangan Nusselt (Nu/Nup) ... 99
4.3.5. Pengaruh penambahan twisted tape insert terhadap efektivenes penukar kalor (?) ... 101
4.3.6. Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert terhadap penurunan tekanan (?P) ... 102
4.3.7. Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert terhadap faktor gesekan (ƒ) ... 104
4.3.8. Pengaruh bilangan Reynolds dan twisted tape insert dengan rasio faktor gesekan (ƒ/ƒp) ... 107
BAB V PENUTUP 5.1. Kesimpulan ... 109
5.2. Saran ... 110
DAFTAR PUSTAKA ... 111
commit to user
xiii
DAFTAR TABEL
Halaman Tabel 3.1. Spesifikasi pompa ... 50 Tabel 4.1. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas
di pipa dalam pada variasi tanpa twisted tape insert (plain
tube) ... 58 Tabel 4.2. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas
di pipa dalam dengan classic twisted tape insert ... 59 Tabel 4.3. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas
di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert
(tooth angle 15o) ... 60 Tabel 4.4. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas
di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert
(tooth angle 30o) ... 61 Tabel 4.5. Data hasil pengujian variasi laju aliran volumetrik air panas
di pipa dalam pada variasi oblique teeth twisted tape insert
(tooth angle 45o) ... 62 Tabel 4.6. Perbedaan perhitungan validasi antara Plain Tube, Classic
Twisted Tape Insert, dan Oblique Teeth Twisted Tape Insert
150, 300, dan 450 pada laju aliran volumetrik 7 LPM ... 70 Tabel 4.7. Data pengujian daya pemompaan penukar kalor saluran
persegi dengan twisted tape insert dan tanpa twisted tape
insert (plain tube) ... 76 Tabel 4.8. Data pengujian penukar kalor saluran persegi dengan
twisted tape insert dan tanpa twisted tape insert pada daya
commit to user
xiv
DAFTAR GAMBAR
Halaman Gambar 2.1. Perkembangan profil kecepatan dan perubahan tekanan
pada saluran masuk aliran pipa ... 13 Gambar 2.2. Profil temperatur aktual dan rata – rata pada aliran dalam
pipa ... 14 Gambar 2.3. (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur
fluida pada penukar kalor searah ... 15 Gambar 2.4. (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur
fluida pada penukar kalor berlawanan arah ... 16 Gambar 2.5. Jenis-jenis peralatan tube insert ... 23 Gambar 2.6. Jenis-jenis twisted tape (a) full length twisted tape, (b)
regularly spaced twisted tape, dan (c) smoothly varying
pitch full length twisted tape ... 25 Gambar 2.7. (a) Full length twisted tape insert, (b) Regularly spaced
twistd tape element, (c) Full length oblique teeth twisted
tape insert, (d) Detail A dari gambar ... 26 Gambar 2.8. Skema pengujian penukar kalor pipa konsentrik dengan
twisted tape insert ... 33 Gambar 2.9. Grafik Efektivenes penukar kalor pipa ganda aliran
berlawanan arah ... 39 Gambar 2.10. Skema pengukuran penurunan tekanan pada penukar
kalor pipa konsentrik ... 40 Gambar 3.1. Skema penukar kalor pipa konsentrik satu laluan dengan
twisted tape insert ... 44 Gambar 3.2. Penukar kalor pipa konsentrik satu laluan ... 45 Gambar 3.3. a) Classic twisted tape insert; b) oblique teeth twisted
tape insert (tooth angle 15o); c) oblique teeth twisted tape insert (tooth angle 30o); d) oblique teeth twisted
tape insert (tooth angle 45o) ... 46 Gambar 3.4. (a) Gambar detail flange, (b) Flange setelah dilakukan
proses pembubutan ... 46 Gambar 3.5. Instalasi alat penelitian tampak depan ... 47
commit to user
xv
Gambar 3.6. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur air masuk dan keluar di pipa dalam dan di
annulus... 48
Gambar 3.7. Skema pemasangan termokopel untuk mengukur temperatur dinding luar pipa dalam ... 48
Gambar 3.8. Pemasangan termokopel pada penukar kalor sejumlah 14 titik pemasangan ... 48
Gambar 3.9. Thermocouple reader... 49
Gambar 3.10. Temperature controller... 49
Gambar 3.11. Flowmeter ... 50
Gambar 3.12. Timbangan digital ... 51
Gambar 4.1. Dimensi pipa dalam, pipa luar, dan twisted tape insert penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi... 63
Gambar 4.2. Grafik hubungan koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di pipa dalam dengan daya pemompaan ... 77
Gambar 4.3. Grafik hubungan bilangan Reynolds di pipa dalam dengan daya pemompaan... 79
Gambar 4.4. Grafik hubungan bilangan Nusselt rata-rata di pipa dalam dengan daya pemompaan ... 80
Gambar 4.5. Grafik hubungan faktor gesekan di pipa dalam dengan daya pemompaan... 82
Gambar 4.6. Grafik hubungan penurunan tekanan penukar kalor dengan daya pemompaan ... 84
Gambar 4.7. Grafik hubungan efektivenes penukar kalor dengan daya pemompaan ... 85
Gambar 4.8. Grafik hubungan NTU penukar kalor dengan daya pemompaan ... 86
Gambar 4.9. Grafik hubungan Nu dengan Re untuk plain tube ... 91
Gambar 4.10. Grafik hubungan faktor gesekan (f) dengan Re untuk plain tube... 92
Gambar 4.11. Grafik hubungan antara Nui dengan Re ... 93
Gambar 4.12. Grafik hubungan antara Nui aktual dan korelasi Nu,i Manglik-Berges dengan Reynolds ... 94
commit to user
xvi
Gambar 4.13. Grafik hubungan antara Nui dengan Re pada daya
pemompaan yang sama ... 97 Gambar 4.14. Grafik hubungan ? dengan Re ... 98 Gambar 4.15. Hubungan Nu/Nu,p dengan Re pada daya pemompaan
yang sama... 100 Gambar 4.16. Grafik hubungan ? penukar kalor dengan NTU ... 102 Gambar 4.17. Grafik hubungan ?P dengan Re pada daya pemompaan
yang sama... 103 Gambar 4.18. Grafik hubungan f dengan Re ... 105 Gambar 4.19. Grafik hubungan f dengan Re pada daya pemompaan
yang sama... 107 Gambar 4.20. Grafik hubungan f/fp dengan Re pada daya pemompaan
commit to user
xvii
DAFTAR PERSAMAAN
Halaman
Persamaan (2.1) Bilangan Reynolds untuk pipa bulat ... 12
Persamaan (2.2) Diameter hidrolik ... 13
Persamaan (2.3) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran laminar ... 13
Persamaan (2.4) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran transisi ... 13
Persamaan (2.5) Nilai bilangan Reynolds untuk aliran turbulen ... 13
Persamaan (2.6) Laju aliran massa ... 14
Persamaan (2.7) Temperatur bulk rata-rata fluida ... 15
Persamaan (2.8) Laju perpindahan panas di annulus ... 16
Persamaan (2.9) Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam ... 16
Persamaan (2.10) Laju perpindahan panas ... 17
Persamaan (2.11) Beda temperatur rata-rata logaritmik ... 17
Persamaan (2.12) Tahanan termal total pada penukar kalor konsentrik . 17 Persamaan (2.13) Laju perpindahan panas antara dua fluida ... 18
Persamaan (2.14) Koefisien perpindahan panas overall ... 18
Persamaan (2.15) Bilangan Reynolds ... 19
Persamaan (2.16) Bilangan Prantl ... 19
Persamaan (2.17) Bilangan Nusselt ... 19
Persamaan (2.18) Twist ratio ... 26
Persamaan (2.19) Sudut heliks ... 26
Persamaan (2.20) Bilangan Nusselt dibawah kondisi temperatur dinding yang konstan ... 27
Persamaan (2.21) faktor gesekan Darcy ... 27
Persamaan (2.22) Faktor gesekan dengan persamaan Petukhov ... 27
Persamaan (2.23) Bilangan Nusselt dengan persamaan Dittus-Boelter . 27 Persamaan (2.24) Bilangan Nusselt dengan persamaan Pethukov ... 28
Persamaan (2.25) Bilangan Nusselt dengan persamaan Gnielinski ... 28
Persamaan (2.26) Faktor gesekan dengan persamaan Colebrook ... 28
Persamaan (2.27) Faktor gesekan dengan iterasi tunggal ... 28
Persamaan (2.28) Faktor gesekan dengan persamaan Blasius ... 29 Persamaan (2.29) Korelasi perpindahan panas untuk bilangan Nusselt . 29
commit to user
xviii
Persamaan (2.30) Korelasi perpindahan panas untuk faktor gesekan .... 29
Persamaan (2.31) Kecepatan pusaran ... 30
Persamaan (2.32) Korelasi perpindahan panas bilangan Nusselt ... 30
Persamaan (2.33) Laju perpindahan panas dari fluida panas di dalam pipa dalam ... 31
Persamaan (2.34) Laju perpindahan panas dari fluida dingin di annulus 31 Persamaan (2.35) Rata-rata temperatur dinding luar pipa dalam ... 34
Persamaan (2.36) Temperatur bulk rata-rata fluida dingin di annulus ... 34
Persamaan (2.37) Ketidakseimbangan panas ... 34
Persamaan (2.38) Persentase kesalahan keseimbangan energi ... 34
Persamaan (2.39) Koefisien perpindahan panas rata-rata di annulus ... 34
Persamaan (2.40) Bilangan Nusselt rata-rata di sisi annulus ... 34
Persamaan (2.41) Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam ... 34
Persamaan (2.42) Nilai beda temperatur rata-rata logaritmik ... 35
Persamaan (2.43) Koefisien perpindahan panas overall ... 35
Persamaan (2.44) Koefisien perpindahan panas overall penjabaran persamaan (2.43) ... 35
Persamaan (2.45) Koefisien perpindahan panas overall penjabaran persamaan (2.44) ... 35
Persamaan (2.46) Koefisien perpindahan panas rata-rata di sisi pipa dalam ... 36
Persamaan (2.47) Bilangan Nusselt rata-rata pada sisi pipa dalam ... 36
Persamaan (2.48) Bilangan Reynold ... 36
Persamaan (2.49) Bilangan Reynold ... 36
Persamaan (2.50) Laju kapasitas panas fluida panas ... 36
Persamaan (2.51) Laju kapasitas panas fluida dingin ... 37
Persamaan (2.52) Laju perpindahan panas fluida panas ... 37
Persamaan (2.53) Laju perpindahan panas fluida dingin ... 37
Persamaan (2.54) Efektivenes penukar kalor ... 37
Persamaan (2.55) Laju perpindahan panas aktual dalam sebuah penukar kalor ... 37
Persamaan (2.56) Perbedaan temperatur maksimum ... 38
commit to user
xix
Persamaan (2.58) Nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil ... 38
Persamaan (2.59) Nilai laju kapasitas panas yang lebih kecil ... 38
Persamaan (2.60) Laju kapasitas panas aktual ... 38
Persamaan (2.61) Korelasi efektivenes penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah ... 38
Persamaan (2.62) Number of transfer units ... 39
Persamaan (2.63) Rasio kapasitas ... 39
Persamaan (2.64) Penyederhanaan Korelasi efektivenes penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah ... 39
Persamaan (2.65) Korelasi NTU penukar kalor pipa konsentrik aliran berlawanan arah ... 40
Persamaan (2.66) Penurunan tekanan untuk semua jenis internal flow . 40 Persamaan (2.67) Penurunan tekanan ... 40
Persamaan (2.68) Faktor gesekan ... 41
Persamaan (2.69) Daya pemompaan ... 41
Persamaan (2.70) Daya pemompaan konstan ... 41
Persamaan (2.71) Hubungan faktor gesekan dengan bilangan Reynolds 41 Persamaan (2.72) Unjuk kerja termal ... 42
commit to user
xx
DAFTAR NOTASI
Ai = Luas permukaan dalam pipa dalam (m2)
Ao = Luas permukaan luar pipa dalam (m2)
At,i = Luas penampang pipa dalam (m2)
At,S = Luas penampang pipa dalam dengan sisipan (m
2
) Cp,c = Panas jenis fluida dingin di annulus (kJ/kg.oC)
Cp,h = Panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam (kJ/kg.oC)
d = kedalaman pemotongan (m)
di = Diameter hidrolik dalam pipa dalam (m)
do = Diameter hidrolik luar pipa dalam (m)
Dh = Diameter hidrolik annulus (m)
Di = Diameter hidrolik dalam pipa luar (m)
Do = Diameter hidrolik luar pipa luar (m)
f = Faktor gesekan
g = Percepatan gravitasi (m/s2)
H = Panjang pitch twisted tape insert (m)
hi = Koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di pipa dalam (W/m2.oC) ho = Koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di annulus (W/m2.oC)
hp = Koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata tanpa twisted tape
insert (W/m2.oC)
hs = Koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata dengan twisted tape
insert (W/m2.oC)
ki = Konduktivitas termal material dinding pipa dalam (W/m.oC)
ko = Konduktivitas termal rata-rata fluida dingin di annulus (W/m.oC).
L = Panjang pipa dalam (m)
Lt = Panjang jarak titik pengukuran beda tekanan di pipa dalam (m)
? ?? = Laju aliran massa fluida dingin di annulus (kg/s)
? ?? = Laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam (kg/s) Nui = Bilangan Nusselt rata-rata di pipa dalam
Nuo = Bilangan Nusselt rata-rata di sisi annulus p = Plain tube (pipa tanpa twisted tape insert) pp = Daya pemompaan konstan
commit to user
xxi Pr = Bilangan Prandtl
Q = Laju perpindahan panas (W)
Qc = Laju perpindahan panas di annulus (W)
Qh = Laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W)
Re = Bilangan Reynolds
Red = Bilangan Reynolds berdasarkan diameter dalam pipa
t = Tebal twisted tape insert (m)
Tc,i = Temperatur fluida dingin masuk annulus (oC)
Tc,o = Temperatur fluida dingin keluar annulus (oC)
Th,i = Temperatur fluida panas masuk pipa dalam (oC)
Th,o = Temperatur fluida panas keluar pipa dalam (oC)
Tb,i = Temperatur bulk rata-rata fluida di dalam pipa dalam (oC)
Tb,o = Temperatur bulk rata-rata fluida dingin di annulus (oC)
??? ?? = Temperatur rata-rata dinding dalam pipa dalam (oC) ??? ?? = Temperatur rata-rata dinding luar pipa dalam (oC) U = Koefisien perpindahan panas overall (W/m2.oC) uc = Kecepatan aksial rata-rata fluida (m/s)
um = Kecepatan rata–rata fluida (m/s)
usw = Kecepatan pusaran (swirl velocity) (m/s) s = Swirl generator (pipa dengan twisted tape insert)
Sw = Swirl number
Ui = Koefisien perpindahan panas overall berdasarkan permukaan dalam pipa
dalam (W/m2.oC)
? = Viskositas kinematis fluida di pipa dalam (m2/s) V = Kecepatan rata-rata fluida di pipa dalam (m/s) ?? = Laju aliran volumetrik fluida di pipa dalam (m3/s) y = Twist ratio
? = Sudut heliks (o)
?h = Beda ketinggian fluida manometer (m)
?P = Penurunan tekanan di pipa dalam (Pa)
?T1 = Perbedaan temperatur antara dua fluida pada sisi inletkalor (oC)
commit to user
xxii
(oC)
?TLMTD = Beda temperatur rata-rata logaritmik (logaritmic mean temperature
different) (oC)
? = Viskositas dinamik fluida (kg/m.s)
? i = Viskositas dinamik fluida di pipa dalam (kg/m.s)
?o = Viskositas dinamik fluida di annulus (kg/m.s)
? = Efisiensi peningkatan perpindahan panas
?h = Densitas fluida di pipa dalam (kg/m3)
?c = Densitas fluida di annulus (kg/m3)
commit to user
xxiii
DAFTAR LAMPIRAN
Halaman Lampiran 1. Data hasil pengujian ... 114 Lampiran 2. Contoh perhitungan untuk data pengujian dengan laju aliran
volumetrik 4,5 LPM pada variasi Classic Twisted Tape Insert, dan Oblique Teeth Twisted Tape Insert 150, 300, dan 450 ... 134 Lampiran 3. Hasil perhitungan penukar kalor tanpa dan dengan twisted
tape insert ... 150 Lampiran 4. Tabel Kondukivitas thermal material... 171 Lampiran 5. Properties air ... 172
commit to user
1 BAB I PENDAHULUAN
1.1 Latar Belakang Masalah
Pada masa sekarang ini, teknologi untuk meningkatkan perpindahan panas pada sebuah alat penukar kalor banyak dikembangkan dan dipergunakan pada beberapa aplikasi penukar kalor antara lain pada proses industri, sistem pendingin, otomotif, dan pada alat pemanas air tenaga surya. Adapun tujuan utama dari peningkatan perpindahan panas adalah untuk meningkatkan koefisien perpindahan panas. Unjuk kerja penukar kalor dapat ditingkatkan secara substansial dengan sejumlah teknik. Tujuan umum teknik-teknik ini adalah untuk mengurangi ukuran penukar kalor yang dibut uhkan, untuk meningkatkan kapasitas dari sebuah penukar kalor yang ada, atau untuk mengurangi daya pemompaan.
Peningkatan perpindahan panas dalam penukar kalor dapat diklasifikasikan dalam 3 kelompok yaitu; teknik pasif, teknik aktif dan teknik campuran. Dalam teknik aktif, peningkatan perpindahan panas dilakukan dengan memberikan tambahan energi aliran ke fluida. Dalam teknik pasif, peningkatan perpindahan panas diperoleh tanpa menyediakan tambahan energi aliran. Dalam teknik campuran, dua atau lebih dari teknik aktif dan pasif digunakan secara simultan untuk menghasilkan peningkatan perpindahan panas, dimana peningkatan perpindahan panas lebih tinggi daripada teknik-teknik peningkatan perpindahan panas dioperasikan secara terpisah. Di antara berbagai teknik yang efektif untuk meningkatkan laju perpindahan panas di sisi pipa penukar panas, penyisipan dengan pita terpilin (twisted tape) adalah salah satu teknik peningkatan perpindahan panas pasif yang paling populer karena biaya rendah, kemudahan instalasi, pemeliharaan yang mudah dan kehilangan tekanan rendah.
Ada banyak peralatan yang digunakan untuk menghasilkan aliran berputar dalam pipa, seperti helical vanes, helical grooved tube, helical screw-tape, axial-radial guide vanes dan snail entry, sementara twisted tape adalah salah satu kelompok yang banyak dipakai. Teknologi penyisipan twisted tape insert banyak digunakan pada berbagai industri yang menggunakan penukar kalor. Penambahan twisted tape insert pada pipa penukar kalor merupakan teknologi peningkatan
commit to user
perpindahan panas konveksi yang sederhana dengan menghasilkan aliran yang turbulen. Aliran turbulen dan berputar (swirl flow) pada pipa penukar kalor menyebabkan lapis batas termal menjadi lebih tipis dan akibatnya akan menghasilkan koefisien perpindahan panas konveksi yang tinggi. Dalam aplikasi penukar kalor, lapis batas termal merupakan hal yang sangat penting dalam proses perpindahan panas antara fluida dan dinding pipa. Lapis batas termal berkaitan dengan jenis aliran fluida, dan ketebalan lapis batas termal lebih besar dalam aliran laminar. Perpindahan panas dalam aliran turbulen terjadi lebih cepat daripada yang terjadi dalam aliran laminar. Jenis aliran turbulen diketahui memiliki koefisien perpindahan panas konveksi yang lebih baik dibandingkan dengan aliran laminar. Maka dengan meningkatkan turbulensi di dalam pipa penukar kalor diharapkan dapat meningkatkan laju perpindahan panasnya.
Hampir semua penukar kalor ringkas dengan penyisipan twisted tape yang diteliti mempunyai penampang lingkaran, dan belum banyak penelitian mengenai penukar kalor dengan penampang persegi (rectangular), walaupun banyak ditemukan penukar kalor dengan penampang persegi dalam aplikasi industri, misalnya pada plate fin heat exchangers. Jika dibandingkan dengan penukar kalor penampang lingkaran, penukar kalor dengan penampang persegi memberikan perbandingan luas permukaan terhadap volume yang lebih tinggi. Meskipun pada sudutnya merupakan tempat yang kurang efektif untuk perpindahan panas. Karena twisted tape insert menimbulkan pusaran aliran sekunder (dengan efek mengaduk), maka akan lebih baik mempelajari unjuk kerja dari twisted tape insert yang disebabkan oleh pusaran aliran yang melalui saluran persegi. (Ray, S., 2003).
Banyak penelitian sebelumnya menunjukkan bahwa unjuk kerja peningkatan perpindahan panas dengan penyisipan twisted tape sangat tergantung pada geometrinya. Desain yang tepat dari twisted tape memberikan peningkatan laju perpindahan panas dengan nilai penurunan tekanan dalam batas yang dapat diterima, sehingga mempengaruhi penghematan energi. Optimasi desain dari twisted tape adalah tugas yang menantang untuk meningkatkan laju perpindahan panas dan meminimalkan kerugian gesekan, yang bermanfaat untuk mengurangi ukuran penukar kalor dan mempengaruhi penghematan energi. Berdasarkan
commit to user
literatur, menunjukkan bahwa modifikasi pada classic twisted tape insert yaitu berupa potongan-potongan kecil pada tape, misalnya potongan V (Murugesan dkk, 2011), persegi (Murugesan, 2010), dan trapesium (Murugesan, 2009) memberikan jaminan untuk peningkatan baik laju perpindahan panas dan unjuk kerja termal. Alasan di balik unjuk kerja termal yang tinggi adalah bahwa potongan-potongan kecil pada classic twisted tape insert menghasilkan penurunan tekanan dalam sistem ke tingkat yang dapat diterima.
Potongan-potongan kecil pada twisted tape memberikan gangguan tambahan ke fluida di sekitar dinding pipa dan vortisitas di belakang potongan dan dengan demikian memicu pada peningkatan perpindahan panas lebih tinggi dibandingkan dengan classic twisted tape insert. Dari literatur (Murugesan, 2009, 2010, 2011), didapatkan bahwa alasan untuk peningkatan perpindahan panas karena promosi pencampuran fluida dan intensitas turbulensi, efek sinergi dari sirkulasi vorteks bersama dengan aliran sekunder, di samping dengan aliran pusaran utama dan peningkatan turbulensi dekat permukaan dinding pipa berturut-turut menggunakan V-cut, square-cut dan trapezoidal-cut twisted tape. Mekanisme ini diyakini juga akan terjadi pada pipa yang dilengkapi dengan oblique teeth twisted tape insert. Oleh karena itu, penelitian mengenai peningkatan perpindahan panas pada sebuah penukar kalor dengan modifikasi twisted tape insert penting untuk dikembangkan.
Penelitian ini akan menguji pengaruh variasi bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam (inner tube) dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya.
1.2 Perumusan Masalah
Bagaimanakah pengaruh variasi bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya.
1.3 Batasan Masalah
commit to user
1. Pipa luar diisolasi dengan glasswool sebanyak 5 lapisan sehingga perpindahan panas ke lingkungan dianggap nol.
2. Faktor pengotoran (fouling factor) diabaikan. 1.4 Tujuan dan Manfaat
Penelitian ini bertujuan untuk:
1. Mengetahui pengaruh bilangan Reynolds aliran air di pipa dalam dan pengaruh penambahan oblique teeth twisted tape insert di pipa dalam dari penukar kalor pipa konsentrik saluran persegi terhadap karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekannya.
Hasil penelitian yang didapat diharapkan memberi manfaat sebagai berikut: 1. Mampu memberikan pengetahuan baru yang berguna dalam ilmu
penukar kalor khususnya mengenai metode peningkatan perpindahan panas secara pasif dengan menggunakan modified twisted tape insert. 2. Dapat diterapkan pada penukar kalor untuk meningkatkan
perpindahan panas yang murah, perawatan mudah dan ringkas. 1.5 Sistematika Penulisan
Sistematika penulisan Tugas Akhir ini adalah sebagai berikut :
BAB I : Pendahuluan, menjelaskan tentang latar belakang masalah, perumusan masalah, batasan masalah, tujuan dan manfaat penelitian, serta sistematika penulisan.
BAB II : Dasar teori, berisi tinjauan pustaka yang berkaitan dengan pengujian alat penukar kalor dengan twisted tape insert, teori tentang metode peningkatan perpindahan panas pada penukar kalor, aliran dalam sebuah pipa (internal flow), dan karakteristik perpindahan panas dan faktor gesekan pada penukar kalor.
BAB III : Metodologi penelitian, menjelaskan peralatan yang digunakan, tempat dan pelaksanaan penelitian, langkah- langkah percobaan dan pengambilan data.
BAB IV : Data dan analisis, menjelaskan data hasil pengujian, perhitungan data hasil pengujian serta analisis hasil dari
commit to user perhitungan.
commit to user
6 BAB II
LANDASAN TEORI
2.1 Tinjauan Pustaka
Ray S. dan Date, A.W (2003) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada pipa saluran persegi dengan twisted tape insert. Pipa persegi mempunyai panjang sisi 9,5 mm, tebal 5 mm dan panjang 3.000 mm. Pada 1.000 mm pertama dari saluran tersebut merupakan daerah masuk. Pipa persegi ditutup dengan plat acrylic dengan tebal 5 mm dan dibalut serapat mungkin untuk memperkecil kehilangan energi panas ke lingkungan. Penelitian dilakukan pada pipa saluran persegi sepanjang 2.000 mm setelah entrance region. Air dengan temperatur yang dijaga konstan digunakan sebagai fluida kerja dalam penelitian ini. Pada Reynolds, 100 < Re < 3.000, fluida dialirkan dari tangki atas, dimana ketinggian dijaga konstan sedangkan untuk laju kecepatan aliran yang tinggi, air dipompakan secara langsung dari pompa sentrifugal tanpa adanya hambatan ke seksi uji. Penelitian dilakukan pada pipa persegi dengan twisted tape insert dan tanpa twisted tape insert. Twisted tape insert dibuat dengan rasio menjadi 3 jenis yaitu 10,28, 5,64 dan 3,14. Pada penelitian ini twisted tape insert dibuat dari metalic strips dengan ketebalan 0,3 mm. Penelitian dilakukan pada daerah laminar (100 < Re < 3.000), transisi (1.500 < Re < 3.000) dan turbulen (8.000 < Re < 87.000). Hasil dari penelitian menunjukkan bahwa angka Nusselt dan faktor gesekan tertinggi adalah penelitian dengan menambahkan twisted tape insert dengan twist ratio 3,14.
Naphon (2006) melakukan penelitian untuk menyelidiki karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda tanpa twisted tape insert, dan membandingkannya dengan twisted tape insert dengan berbagai nilai pitch. Seksi uji yang digunakan adalah pipa tembaga lurus dengan panjang 2.000 mm dan ukuran diameter pipa dalam dan pipa luar berturut-turut adalah 8,10 mm dan 9,54 mm. Twisted tape insert berupa aluminium strip dengan tebal 1 mm dan panjang 2.000 mm. Dalam pengujian tersebut fluida yang digunakan adalah air panas pada suhu 40oC dan 45oC dan air dingin pada suhu 15oC dan 20oC, dan twisted tape insert dibuat 2 variasi pitch yaitu 2,5 mm dan 3,0
commit to user
mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa twisted tape insert mempunyai pengaruh yang besar terhadap peningkatan laju perpindahan panas, akan tetapi penurunan tekanan yang terjadi juga bertambah besar. Semakin besar bilangan Reynolds maka laju perpindahan panas semakin tinggi, dimana twisted tape insert dengan pitch 2,5 cm mempunyai laju perpindahan panas yang paling tinggi. Hal ini juga terjadi pada koefisien perpindahan panas, semakin tinggi bilangan Reynolds maka koefisien perpindahan panas semakin tinggi, dimana pitch 2,5 cm mempunyai koefisien perpindahan panas yang paling tinggi. Sedangkan semakin tinggi bilangan Reynolds maka faktor gesekan juga akan semakin tinggi. Pada penelitian ini terlihat jelas pengaruh ada tidaknya twisted tape insert terhadap faktor gesekan, akan tetapi perbedaan pitch tidak mempunyai pengaruh yang berarti pada faktor gesekan.
Murugesan dkk (2009) melakukan penelitian karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda tanpa twisted tape insert dan membandingkannya dengan trapezoidal-cut twisted tape insert pada twist ratio 4,4 dan 6. Seksi uji menggunakan pipa tembaga sepanjang 2.000 mm yang memiliki diameter 28,5 mm. Dalam pengujian tersebut, pada pipa dalam fluida yang mengalir adalah air panas dengan suhu 54oC dengan variasi debit menggunakan flow meter antara 2-7 LPM dimana skala kenaikan adalah 0,5 LPM, sedangkan air dingin mengalir melalui annulus dengan suhu 30oC dan debit dijaga konstan sebesar 10 LPM. Sistem diisolasi glass wool. Pembacaan suhu menggunakan RDT 100 pada sisi masuk dan keluar penukar kalor yang berjumlah 4 buah dengan tingkat akurasi 0,1oC sedangkan pengukuran penurunan tekanan menggunakan manometer U yang kedua ujungnya diletakkan di kedua sisi penukar kalor. Sisipan berupa trapezoidal-cut twisted tape insert menggunakan material aluminium dengan ketebalan 1,5 mm dan lebar 23,5 mm dimana setiap pitch pada twisted tape insert dipotong dengan geometri trapesium. Potongan trapesium memiliki dimensi sisi berturut-turut adalah 8 mm dan 12 mm dengan kedalaman pemotongan adalah 8 mm. Perlakuan pemotongan ini pada twisted tape insert memiliki tujuan untuk menimbulkan efek aliran spiral pada sisi dinding pipa. Hasil penelitian menunjukkan penukar kalor dengan penambahan twisted tape insert mengalami peningkatan angka Nusselt dibandingkan tanpa
commit to user
twisted tape insert, diikuti dengan peningkatan laju perpindahan panas dimana untuk penukar kalor dengan penambahan trapezoidal-cut twisted tape insert dengan twist ratio 4,4 dan 6,0 berturut-turut meningkat sebesar 41,8% dan 27,0% dibanding tanpa sisipan. Faktor gesekan memiliki kecenderungan menurun seiring meningkatnya angka Reynolds. Pada penukar kalor dengan sisipan trapezoidal-cut twisted tape insert faktor gesekannya lebih tinggi, berturut-turut untuk pitch ratio 4,4 dan 6 sebesar 2,85 dan 1,97 kali dibandingkan penukar kalor tanpa sisipan.
Murugesan dkk (2010) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda dengan plain twisted tape insert (PTT) dan membandingkannya dengan square-cut twisted tape insert (STT). Twisted tape insert yang digunakan mempunyai twist ratio 2, 4,4 dan 6 dengan angka Reynolds berkisar 2.000-12.000. Seksi uji menggunakan pipa tembaga dengan diameter 25 mm dengan panjang 2.000 mm. Fluida air panas mengalir melalui pipa dalam dan fluida air dingin mengalir melewati annulus. Sistem diisolasi glass wool dan tali asbes. Dua buah rotameter untuk mengukur laju aliran air dingin dan air panas memiliki rentang aliran 0 - 20 LPM. Pembacaan suhu menggunakan RDT Pt 100 pada sisi masuk dan keluar penukar kalor yang berjumlah 7 buah dengan tingkat akurasi 0,1oC. Pengukuran penurunan tekanan menggunakan manometer air pipa U vertikal yang kedua ujungnya diletakkan di kedua sisi penukar kalor. Fluida yang digunakan adalah air panas dan air dingin. Kondisi air dingin dijaga konstan pada laju aliran massa 0,166 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan pada 30oC, sedangkan laju aliran massa air panas divariasi antara 0,033 - 0,12 kg/s dengan temperatur masukannya konstan sebesar 54oC. Twisted tape insert terbuat dari aluminium dengan tebal 1,5 mm dan lebar 23,5 mm. Modifikasi twisted tape meliputi square-cut dengan dimensi lebar 8 mm dan kedalaman 8 mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa laju perpindahan panas, faktor gesekan dan unjuk kerja termal dari pipa dengan penambahan STT secara signifikan lebih besar daripada yang dilengkapi dengan PTT. Hal ini disebabkan karena STT memberikan efek gangguan aliran yang lebih besar terhadap fluida di sekitar dinding pipa yang menyebabkan peningkatan perpindahan panas apabila dibandingkan dengan plain
commit to user
tube dan PTT. Laju perpindahan panas twisted tape insert dengan twist ratio 2 lebih tinggi dibandingkan dengan twist ratio 4,4 dan 6 karena peningkatan intensitas turbulen dan panjang aliran. Angka Nusselt, faktor gesekan dan unjuk kerja termal dengan penambahan STT adalah 1,03-1,14, 1,05-1,25 dan 1,02-1,06 kali dari pipa dengan penambahan PTT untuk twist ratio 2, 4,4 dan 6.
Saha (2010) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan aliran turbulen dari udara yang dilakukan pada bilangan Reynolds 10.000-100.000 melalui saluran persegi panjang dan bujur sangkar yang permukaan dalamnya berombak dalam arah aksial dan dikombinasi dengan penambahan twisted tape insert dengan dan tanpa oblique teeth. Seksi uji terdiri dari saluran lingkaran yang memiliki diameter dalam 25 mm. Saluran bujur sangkar memiliki penampang 51 mm × 51 mm. Saluran persegi panjang dengan aspek rasio (AR) = 0,5 dan 0,25 dengan penampang berturut-turut 51 mm × 102 mm dan 25,5 mm × 102 mm. Diameter hidrolik saluran berturut-turut adalah 51 mm, 68 mm, dan 40,8 mm. Panjang setiap saluran dan saluran lingkaran adalah 1,275 m. Lapisan keramik tipis ditempatkan di sisi dalam permukaan papan kayu untuk isolasi listrik dan termal, kemudian lapisan stainless steel dengan ketebalan 0,025 mm disemen di bagian dalam dari seksi uji. Setiap seksi uji memiliki 28 termokopel di tujuh lokasi secara aksial dan 4 termokopel pada setiap lokasi aksial. Posisi aksial dari termokopel sepanjang saluran uji adalah 0,025 m, 0,225 m, 0,425 m, 0,625 m, 0,825 m, 1,025m, dan 1,225 m. Untuk mengurangi konduksi panas aksial pada ujung-ujung seksi uji, cakram spacer Teflon masing- masing dengan ketebalan 3 cm digunakan pada kedua sisi seksi uji. Tali asbes dan glass wool digunakan sebagai isolasi panas yang meminimalkan kehilangan panas radial dari saluran uji. Penurunan tekanan di seksi uji diukur menggunakan manometer air pipa U vertikal yang kedua ujungnya diletakkan di ujung kedua sisi saluran uji. Udara dialirkan melalui saluran uji dengan menggunakan blower. Twisted tape yang digunakan terbuat dari lembaran stainless steel dengan panjang penuh (l = 1) dan panjang setengah penuh (l = 0,5), dan semua twisted tape mempunyai twist ratio (y) = 2,5. Twisted tape yang digunakan ada dua variasi yaitu regulary spaced twisted tape dan twisted tape dengan tooth angle sebesar 10o dan 30o dengan non dimensional tooth horizontal length sebesar 0,01538 dan 0,03077. Corrugation
commit to user
angle sebesar 30o dan 60o dengan non dimensional corrugation pitch (P/e) sebesar 2,0437 dan 5,6481. Laju aliran massa udara dihitung dengan mencatat penurunan tekanan melewati orifice meter. Hasil penelitian menunjukkan peningkatan faktor gesekan untuk semua seksi uji pada semua jenis twisted tape. Jika corrugation angle meningkat maka faktor gesekan akan meningkat. Jika tooth angle dan tooth horizontal length dari twisted tape meningkat maka faktor gesekan juga meningkat. Untuk semua jenis twisted tape, gabungan axial corrugation dan twisted tape dengan oblique teeth, baik faktor gesekan dan bilangan Nusselt meningkat lebih tinggi dibandingkan twisted tape tanpa oblique teeth. Berdasarkan daya pemompaan yang sama terjadi peningkatan perpindahan panas hingga 55% untuk gabungan axial corrugation dan regulary spaced twisted tape insert dengan oblique teeth dibandingkan dengan tanpa oblique teeth twisted tape insert, namun daya pemompaan berkurang hingga 47%.
Murugesan dkk (2011) melakukan penelitian mengenai karakteristik perpindahan panas dan penurunan tekanan pada penukar kalor pipa ganda dengan plain twisted tape insert (PTT) dan membandingkannya dengan V-cut twisted tape insert (VTT). Twisted tape insert yang digunakan mempunyai twist ratio 2, 4,4 dan 6 serta variasi depth ratio (DR) dan width ratio (WR) untuk VTT sebesar 0,34 dan 0,43. Seksi uji menggunakan pipa tembaga dengan diameter 25 mm dan panjang 2.000 mm. Sistem diisolasi glass wool dan asbestos. Fluida yang digunakan adalah air panas dan air dingin. Kondisi air dingin dijaga konstan pada laju aliran massa 0,166 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan pada 30oC, sedangkan laju aliran massa air panas divariasi antara 0,033-0,12 kg/s dengan temperatur masukan dijaga konstan sebesar 54oC. Twisted tape insert terbuat dari aluminium dengan tebal 1,5 mm dan lebar 23,5 mm. Hasil penelitian menunjukkan bahwa angka Nusselt meningkat dan faktor gesekan menurun seiring dengan kenaikan angka Reynolds. Angka Nusselt dan faktor gesekan pada penukar kalor dengan penambahan VTT lebih tinggi nilainya dibandingkan tanpa twisted tape insert. Angka Nusselt dengan penambahan VTT naik berturut-turut 1,36-2,46 dan 2,49-5,82 kali dari plain tube dan 1,03-1,37 dan 1,05-1,59 kali dari pipa dengan penambahan PTT. Hal ini disebabkan karena VTT memberikan efek aliran turbulen terhadap fluida di sekitar dinding pipa yang menyebabkan
commit to user
peningkatan perpindahan panas bila dibandingkan dengan plain tube dan PTT. Perpindahan panas dan faktor gesekan meningkat seiring dengan meningkatnya depth ratio dan menurunnya width ratio. Unjuk kerja termal untuk VTT lebih besar dibandingkan dengan PTT untuk angka Reynolds yang sama. Unjuk kerja termal untuk PTT dan VTT menurun seiring dengan meningkatnya angka Reynolds. Dengan menggunakan PTT, unjuk kerja termal berada pada rentang 1,18-1,16, 1,07-1,05 dan 1,03-1,01 berturut-turut untuk twist ratio 2,0, 4,4 dan 6,0. Pada penggunaan VTT, unjuk kerja termal berada pada rentang 1,23-1,27, 1,15-1,11 dan 1,11-1,07 berturut-turut untuk twist ratio 2,0, 4,4 and 6,0.
2.2 Dasar Teori
2.2.1 Dasar Perpindahan Panas
Perpindahan panas (heat transfer) adalah ilmu untuk meramalkan perpindahan yang terjadi karena adanya perbedaan temperatur di antara benda dan material. Dari termodinamika telah diketahui bahwa energi yang berpindah itu dinamakan kalor/panas (heat), sedangkan ilmu perpindahan panas tidak hanya menjelaskan bagaimana energi panas itu berpindah dari satu benda ke benda lain, tetapi juga dapat meramalkan laju perpindahan panas yang terjadi pada kondisi-kondisi tertentu. Sebagai contoh pada peristiwa pendinginan yang berlangsung pada suatu batangan baja panas yang dicelupkan ke dalam air. Dengan termodinamika, hanya dapat meramalkan suhu kesetimbangan akhir dari sistem kesetimbangan baja dan air itu. Namun termodinamika tidak akan dapat menunjukkan berapa lama waktu yang dibutuhkan untuk mencapai kesetimbangan itu. Sebaliknya, ilmu perpindahan panas dapat membantu meramalkan suhu batangan baja ataupun air sebagai fungsi waktu.
Ada tiga macam cara perpindahan panas bila dilihat dari cara perpindahannya, yaitu konduksi (hantaran), konveksi (aliran), dan radiasi (pancaran).
1. Perpindahan panas secara konduksi
Konduksi adalah perpindahan panas melalui zat tanpa tanpa disertai perpindahan partikel-partikel zat tersebut yang umumnya terjadi pada zat padat.
commit to user 2. Perpindahan panas secara konveksi
Konveksi adalah perpindahan panas akibat adanya gerakan/perpindahan molekul dari tempat dengan temperatur tinggi ke tempat yang temperaturnya lebih rendah disertai dengan perpindahan partikel-partikel zat perantaranya. 3. Perpindahan panas secara radiasi
Radiasi adalah perpindahan panas dengan cara pancaran gelombang cahaya dan tidak memerlukan zat perantara karena gelombang cahaya dapat merambat pada ruang hampa.
2.2.2 Aliran Dalam Sebuah Pipa (Internal Flow in Tube) 2.2.2.1 Kondisi aliran
Daerah aliran di dekat lokasi fluida memasuki pipa disebut sebagai daerah masuk (entrance region). Sebuah lapisan batas dimana efek viskos menjadi penting timbul di sepanjang dinding pipa sedemikian rupa sehingga profil kecepatan awal berubah, sampai fluida mencapai ujung akhir dari panjang daerah masuk, dimana setelah di luar itu profil kecepatan tidak berubah lagi. Aliran ini yang disebut dengan aliran kembang penuh (fully developed flow), dan jarak dari arah masukan hingga terjadinya kondisi ini disebut dengan ”hydrodynamic entry length”, Lh. Profil kecepatan pada daerah aliran kembang penuh berbentuk
parabola untuk aliran laminar, sedangkan untuk aliran turbulen berbentuk lebih datar karena aliran berputar pada arah pipa.
Untuk aliran dalam pipa parameter tak berdimensi yang paling penting adalah bilangan Reynolds, Re, yaitu menyatakan perbandingan antara efek inersia dan viskos dalam aliran. Bilangan Reynolds untuk pipa bulat didefinisikan:
Re = ? XP ' K
? (2.1)
dimana :
Re = bilangan Reynolds
? = massa jenis fluida (kg/m3)
? = viskositas dinamik fluida (kg/m.s) um = kecepatan rata–rata fluida (m/s)
commit to user
Gambar 2.1Perkembangan profil kecepatan dan perubahan tekanan pada saluran masuk aliran pipa (White, 2001)
Untuk aliran yang melewati pipa tidak bulat, bilangan Reynolds dihitung berdasarkan diameter hidrolik, yang didefinisikan :
Dh =
$F
3 (2.2)
dimana :
Dh = diameter hidrolik (m)
Ac = luas penampang melintang aliran (m2)
p = keliling terbasahi (wetted perimeter) (m)
Aliran fluida di dalam sebuah pipa mungkin merupakan aliran laminar atau aliran turbulen. Kisaran bilangan Reynolds dimana akan diperoleh daerah aliran laminar, transisi atau turbulen tidak dapat ditentukan dengan tepat. Daerah aliran transisi dari aliran laminar ke turbulen mungkin berlangsung pada berbagai bilangan Reynolds, tergantung pada berapa besar aliran terganggu oleh getaran pipa, kekasaran permukaan, dan hal–hal sejenis lainnya. Untuk praktek pada umumnya, nilai bilangan Reynolds untuk aliran laminar, transisi, dan turbulen adalah sebagai berikut :
Re < 2.300 aliran laminar (2.3)
2.300 = Re = 10.000 aliran transisi (2.4)
Re > 10.000 aliran turbulen (2.5)
commit to user
tanpa getaran pada pipa, aliran laminar dapat dipertahankan sampai pada bilangan Reynolds yang tinggi. Pada aliran berkembang penuh, nilai bilangan Reynolds untuk terjadinya aliran turbulen adalah Re ? 2.300.
2.2.2.2 Kecepatan rata–rata (mean velocity)
Karena kecepatan selalu bervariasi sepanjang masukan pipa, maka digunakan kecepatan rata–rata um untuk menyelesaikan permasalahan mengenai
aliran dalam pipa. Ketika kecepatan rata–rata um dikalikan dengan massa jenis air
? dan luasan pipa A, maka akan didapat nilai laju aliran massa air (m?) yang melalui pipa. Laju aliran massa air didefinisikan sebagai banyak sedikitnya massa air yang dialirkan tiap satuan waktu. Dituliskan dalam persamaan (2.6) di bawah:
? ? = ? um A (2.6)
2.2.2.3 Temperatur rata – rata
Ketika fluida yang mengalir pada pipa dipanaskan atau didinginkan, temperatur fluida pada setiap penampang pipa berubah dari Ts pada permukaan
dinding ke maksimum (atau minimun pada proses pemanasan) pada pusat pipa. Untuk menyelesaikan permasalahan aliran fluida dalam pipa, maka digunakan temperatur rata–rata (Tm) yang tetap seragam pada setiap penampang pipa. Tidak
seperti kecepatan fluida, temperatur rata–rata (Tm) akan berubah sewaktu–waktu
ketika fluida dipanaskan atau didinginkan.
(a) Aktual (b) Rata – rata Gambar 2.2 Profil temperatur aktual dan rata – rata pada aliran dalam pipa
(Cengel, 2003)
? ?
?
? ?
?
? ? ? ? ? c A p c m p m p fluida m C T C T m ? C T V A E ? ? ? ?? ?
?
?
? ?
?
?
?
? ? ? ? R m p m R p p m m T(r,x)V(r,x) rdr R V C R ?V dr ?V T C C m m Cp T T 0 2 2 0 2 r 2p ? ? ? ?commit to user
Temperatur rata–rata (Tm) fluida berubah selama pemanasan atau
pendinginan, sehingga sifat fluida pada aliran dalam pipa biasanya dihitung pada temperatur bulk rata–rata fluida (bulk mean temperature), yang merupakan rata– rata dari temperatur rata–rata sisi masuk (Tm,i) dan temperatur rata–rata sisi keluar
(Tm,o), yaitu :
Tb = (2.7)
2.2.2.4 Penukar Kalor
Penukar kalor adalah alat yang berfungsi untuk mengubah temperatur fluida dengan cara mempertukarkan panas dengan fluida lainnya, baik melalui suatu dinding pembatas maupun tanpa dinding pembatas. Mekanisme perpindahan panas dalam penukar kalor berlangsung secara konduksi (pada dinding pipa) dan konveksi (pada aliran fluida kerja). Penukar kalor dapat diklasifikasikan berdasarkan beberapa hal, diantara klasifikasi tersebut adalah berdasarkan arah alirannya dan keringkasannya (compactness). Sebagai contoh : berdasarkan arah aliran, yaitu penukar kalor aliran searah (paralel flow heat exchanger) dan berlawanan arah (counter flow heat exchanger), sedangkan berdasarkan keringkasan, yaitu penukar kalor pipa konsentrik (concentric tube heat exchanger).
a. Penukar kalor aliran searah.
Aliran fluida yang didinginkan (fluida panas) mengalir searah denganfluida yang mendinginkan (fluida dingin).
Gambar 2.3 (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor searah (Cengel, 2003)
commit to user b. Penukar kalor aliran berlawanan arah
Aliran fluida yang didinginkan (fluida panas) mengalir berlawanan arah dengan fluida yang mendinginkan (fluida dingin).
(a) (b)
Gambar 2.4 (a) arah aliran fluida, dan (b) perubahan temperatur fluida pada penukar kalor berlawanan arah (Cengel, 2003)
Dalam sebuah penukar kalor yang diisolasi dengan baik, laju perpindahan panas dari fluida panas sama dengan laju perpindahan panas ke fluida dingin. Sehingga, Qh = Qc
4F P?F&S F 7F RXW-7F LQ (2.8) Qh P?K&S K 7K LQ-7KRXW (2.9)
dimana :
Qc = laju perpindahan panas di annulus (W)
? ???? = laju aliran massa fluida dingin di annulus (kg/s) Cp,o = panas jenis fluida dingin di annulus (kJ/kg.oC)
Tc,in = temperatur fluida dingin masuk annulus (oC)
Tc,out = temperatur fluida dingin keluar annulus (oC)
Qh = laju perpindahan panas di dalam pipa dalam (W)
? ?? = laju aliran massa fluida panas di dalam pipa dalam (kg/s) Cp,h = panas jenis fluida panas di dalam pipa dalam (kJ/kg.oC)
Th,in = temperatur fluida panas masuk pipa dalam (oC)
Th,out = temperatur fluida panas keluar pipa dalam (oC)
Dalam analisis sebuah penukar kalor, metode LMTD (log mean temperature difference) sangat sesuai untuk menentukan ukuran dari penukar
commit to user
kalor jika seluruh temperatur masuk dan keluar penukar kalor diketahui. Dalam metode LMTD, laju perpindahan panas ditentukan dari :
Q = U.As. ?TLMTD (2.10) ¨ 7/ 0 7 ' ¨ 7 - ¨ 7 OQ?¨ 7 ¨ 7 ? (2.11) dimana :
Q = laju perpindahan panas (W)
U = koefisien perpindahan panas overall (W/m2.oC) As = luas perpindahan panas (m2)
?TLMTD = beda temperatur rata-rata logaritmik (oC)
?T1 , ?T2 = perbedaan temperatur antara dua fluida pada sisi masuk dan
keluar penukar kalor (oC).
Nilai-nilai ?T1 dan ?T2 untuk penukar kalor aliran searah dan berlawanan arah
berturut-turut dapat dilihat pada gambar 2.3(b) dan 2.4(b).
c. Penukar kalor pipa konsentrik.
Pada penukar kalor ini terdapat dua buah pipa, yaitu pipa dalam (inner tube) dan pipa luar (outer tube). Pipa dalam digunakan untuk melewatkan fluida panas, sedangkan fluida dingin dilewatkan melalui ruang (yang disebut annulus) yang dibentuk oleh kedua pipa yang konsentrik tersebut.
Perpindahan panas yang terjadi berawal secara konveksi dari fluida panas ke dinding dalam pipa dalam. Dari dinding dalam diteruskan secara konduksi ke dinding luar pipa dalam. Perpindahan panas akan dilanjutkan secara konveksi dari dinding luar pipa dalam ke fluida dingin yang ada pada annulus. Proses perpindahan panas pada penukar kalor ini dapat dianalogikan dengan jaringan tahanan listrik. Perpindahan panas menyeluruh dihitung dengan membagi beda temperatur total dengan jumlah total tahanan termal.
R = Rtotal = Ri + Rwall + Ro = KL$L
OQ?? ?? ?
commit to user dimana :
hi = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di pipa dalam
(W/m2.oC)
ho = koefisien perpindahan panas konveksi rata-rata di annulus
(W/m2.oC)
Ai = luas permukaan dalam pipa dalam (m2)
Ai = 8.a. L
Ao = luas permukaan luar pipa dalam (m2)
Ao = 8.b. L
2a = panjang sisi dalam pipa dalam (m) 2b = panjang sisi luar pipa dalam (m)
k = konduktivitas termal material dinding pipa dalam (W/m.oC) L = panjang pipa (m)
Dalam analisis penukar kalor, adalah tepat untuk menggabungkan semua tahanan termal dalam lintasan panas dari fluida panas ke fluida dingin dalam satu tahanan total, R, dan untuk menyatakan laju perpindahan panas antara dua fluida sebagai berikut :
Q = ? 7
5 = U.A.? T = Ui.Ai.? TLMTD = Uo.Ao. ? TLMTD (2.13)
Dimana U adalah koefisien perpindahan panas overall, dengan satuan W/m2.oC, dan ?TLMTD adalah beda temperatur rata-rata logaritmik (logaritmic mean
temperature different ) (oC). Diperoleh nilai :
8L$L 8R$R 5 KL$L
OQ?? ?? ?
N/ KR$R (2.14)
2.2.2.5 Parameter Tanpa Dimensi
Pada penukar kalor metode perpindahan panas yang terjadi utamanya adalah konveksi dan konduksi. Persamaan perpindahan panas konveksi berkaitan dengan variabel penting yang dinamakan parameter tanpa dimensi (dimensionless). Parameter tanpa dimensi dalam kaitannya dengan perpindahan panas konveksi adalah :
commit to user a. Bilangan Reynolds (Reynolds Number)
Bilangan Reynolds (Re) didefinisikan sebagai perbandingan antara gaya inersia dengan gaya kekentalan, di dalam lapis batas kecepatan. Untuk kontrol volume yang berbeda pada lapis batas ini, gaya inersia diasosiasikan dengan sebuah kenaikan momentum dari fluida yang bergerak melewati kontrol volume. Gaya inersia dalam bentuk ?[(?u)u]/?x dapat didekati dengan persamaan: F1 = ? ??/L. Gaya kekentalan diwakili dengan gaya geser dalam
bentuk ??yx ?y ? ?
?
??
?u ?y?
?
?y,dapat didekati dengan persamaan:2
L V µ
Fs ? . Perbandingan kedua gaya tersebut dapat ditulis:
) )V = ?9 / ? / = ?9 / ? = ReL (2.15)
Untuk harga Re yang tinggi, gaya inersia akan lebih berpengaruh daripada gaya kekentalan. Untuk harga Re yang rendah, gaya kekentalan akan lebih berpengaruh dari gaya inersia.
b. Bilangan Prandtl (Prandtl number)
Bilangan Prandtl (Pr) didefinisikan sebagai perbandingan antara diffusivitas momentum, ? (m2/s) , dengan diffusifitas termal, ? (m2/s). Bilangan Prandtl menyediakan sebuah pengukuran kerelatifan efektivitas momentum dan transfer energi dengan cara difusi di dalam lapis batas kecepatan dan termal. Bilangan Prandtl untuk gas hampir serupa, dalam kasusnya transfer energi dan momentum dengan difusi dapat dibandingkan (Incropera, 2007). Nilai Pr sangat dipengaruhi oleh pertumbuhan relatif lapis batas kecepatan dan termal.
Pr = ?
I (2.16)
c. Bilangan Nusselt (Nusselt Number)
Bilangan Nusselt (Nu) adalah bilangan tanpa dimensi yang menyatakan perbandingan antara koefisien perpindahan panas koveksi (h) terhadap konduktivitas termal fluida (k). Bilangan ini menyediakan sebuah perhitungan tentang perpindahan panas konveksi yang terjadi pada permukaan. Bilangan Nusselt dirumuskan:
Nu = K G
commit to user
Bilangan Nu merupakan fungsi universal dari bilangan Re, dan bilangan Pr. Apabila Re dan Pr diketahui, maka dapat digunakan untuk menghitung nilai Nu untuk fluida, nilai kecepatan, dan skala panjang yang berbeda.
2.2.2.6 Teknik Peningkatan Perpindahan Panas pada Penukar Kalor
Penukar kalor (heat exchanger) mempunyai banyak aplikasi di industri dan bidang rekayasa. Prosedur desain dari suatu penukar kalor sangat rumit, diperlukan analisis yang tepat untuk memperkirakan laju perpindahan panas dan penurunan tekanan (pressure drop) selain persoalan seperti unjuk kerja dan aspek ekonomis dari peralatan. Tantangan utama dalam perancangan penukar kalor adalah membuat penukar kalor kompak dan menghasilkan laju perpindahan panas tinggi menggunakan daya pemompaan (pumping power) yang minimum. Teknik untuk meningkatkan perpindahan panas berhubungan dengan beberapa aplikasi keteknikan. Dalam tahun-tahun terakhir ini, karena biaya energi dan material yang tinggi, maka diusahakan menghasilkan peralatan penukar kalor yang lebih efisien.
Jika sebuah penukar kalor sudah berumur, tahanan terhadap perpindahan panas meningkat oleh karena pengotoran (fouling) atau terbentuknya kerak (scaling). Masalah- masalah ini lebih umum untuk penukar kalor-penukar kalor yang digunakan dalam aplikasi kelautan dan dalam industri- industri kimia. Dalam beberapa aplikasi khusus, seperti penukar kalor yang berhubungan dengan fluida-fluida yang mempunyai konduktivitas termal rendah (gas dan minyak) dan instalasi desalinasi, perlu untuk meningkatkan laju perpindahan panas. Laju perpindahan panas dapat diperbaiki dengan menggunakan sebuah gangguan dalam aliran fluida (memecah viskos dan lapis batas termal), tetapi dalam proses tersebut daya pemompaan dapat meningkat secara signifikan dan akhirnya biaya pemompaan menjadi tinggi. Sehingga, untuk mencapai laju perpindahan panas yang diinginkan dalam sebuah penukar kalor pada sebuah daya pemompaan yang ekonomis, beberapa teknik telah ditawarkan dalam tahun-tahun terakhir ini.
Dalam dekade terakhir ini, teknologi peningkatan perpindahan panas telah dipakai secara luas pada aplikasi-aplikasi penukar kalor; dalam bidang refrigerasi, otomotif dan proses industri. Tujuan dari meningkatkan perpindahan panas adalah mendorong atau mengakomodasi fluks-fluks kalor yang tinggi. Ini menghasilkan
