PDF 2. Bab Ii Tinjauan Pustaka

5

2. BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Heat Exchanger

Heat exchanger adalah suatu alat penukar panas yang digunakan untuk mentransfer energi termal internal antara dua atau lebih fluida yang tersedia pada temperatur yang berbeda. Dalam heat exchanger pada umumnya, fluida dipisahkan oleh permukaan pemindah panas, dan idealnya fluida tersebut tidak bercampur.

Heat exchanger biasanya digunakan pada industri proses, tenaga, minyak bumi, transportasi, pengondisi udara, pendinginan, pemulih panas, bahan bakar alternatif, dan industri-industri lainnya. Contoh umum penggunaan heat exchanger yang cukup akrab pada kehidupan sehari-hari adalah radiator, kondensator, evaporator, pemanas udara, dan sebagainya (Thulukkanam, 2013).

Pembakaran dan reaksi kimia dapat terjadi di dalam heat exchanger, sebagai contoh di ketel uap (boiler). Perpindahan panas pada dinding pemisah dari recuperator umumnya melalui proses konduksi, namun dalam pipa tube heat exchanger, tube tersebut tidak hanya berperan sebagai dinding pemisah, melainkan juga membantu terjadinya perpindahan panas melalui kondensasi, evaporasi, dan konduksi dari fluida yang mengalir di dalam tube (Shah dan Sekulić, 2003).

2.2 Klasifikasi Heat Exchanger

Heat exchanger pada umumnya diklasifikasikan berdasarkan arah aliran dan juga bentuk konstruksinya. Adapun klasifikasi heat exchanger secara umum adalah sebagai berikut:

2.2.1 Tubular Heat Exchanger

Heat exchanger ini pada umumnya terdiri dari tube berbentuk lingkaran, walaupun tube berbentuk elips, segi empat, ataupun datar tetap dapat digunakan pada beberapa kondisi di lapangan. Faktor yang dipertimbangkan dalam melakukan pendesainan cukup fleksibel dikarenakan geometri utama dari heat exchanger dapat divariasikan secara mudah dengan mengubah diameter, panjang, maupun bentuk instalasi tube. Heat exchanger tipe tubular dapat digunakan untuk tekanan tinggi

6

Gambar 2.1 Shell and Tube Heat Exchanger dengan satu jalur shell dan tube (Bergman dkk, 2011)

relatif terhadap lingkungan, dan juga perbedaan tekanan tinggi antara fluida kerja di dalam heat exchanger. Tubular heat exchanger digunakan terutama untuk aplikasi perpindahan panas antara cairan ke cairan ataupun cairan ke cairan yang mengalami perubahan fase (kondensasi atau evaporasi). Heat exchanger jenis ini digunakan untuk aplikasi perpindahan panas antara gas ke cairan maupun gas ke gas pada saat temperatur dan/atau tekanan operasi sangat tinggi atau tidak ada heat exchanger jenis lain yang dapat digunakan. Heat exchanger jenis ini dapat dibagi lagi menjadi: shell and tube heat exchangers, double pipe, dan spiral tube exchangers.

A. Shell and Tube Heat Exchangers

Heat exchanger jenis ini pada umumnya terdiri dari kumpulan tube berbentuk lingkaran yang dipasang pada shell berbentuk lingkaran dimana arah penempatan tube searah dengan bentuk shell. Fluida pertama mengalir di dalam tube, sementara fluida lainnya mengalir di bagian shell di sepanjang tube.

Komponen utama dari heat exchanger jenis ini adalah tube, shell, front-end head, rear-end head, baffle, dan tubesheets. Konstruksi shell and tube heat exchanger dapat dilihat pada Gambar 2.1 berikut ini:

Bentuk konstruksi internal dari shell and tube heat exchanger dapat divariasikan tergantung dari perpindahan panas maupun pressure drop yang diinginkan, pengurangan efek tegangan termal, pencegahan kebocoran, mengontrol korosi, kemudahan pembersihan, kemudahan menjaga tekanan dan temperatur operasi, dan sebagainya. Konstruksi shell and tube heat exchanger dapat dibentuk berdasarkan standar TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Association),

7 Gambar 2.2 Shell and Tube Heat Exchanger dengan satu jalur shell dan

dua jalur tube (Shah dan Sekulić, 2003)

maupun ASME (American Society of Mechanical Engineers) bagian VIII Boiler and Pressure Vessel Codes.

Heat exchanger dibuat berdasarkan tiga standar mekanikal yang menspesifikkan desain, fabrikasi, dan material dari shell and tube heat exchanger.

Kelas R pada umumnya digunakan untuk kebutuhan pengaplikasian bahan bakar dan sejenisnya. Kelas C digunakan untuk kebutuhan komersial dan pengaplikasian dunia proses secara umum. Kelas B digunakan untuk servis proses kimia. Standar TEMA mengatur tentang toleransi manufaktur untuk beberapa kelas heat exchanger¸ ukuran tube dan pitch, plat dan baffle, klasifikasi tekanan, perumusan ketebalan tubesheet, dan sebagainya. Untuk jenis-jenis shell dan head dari heat exchanger dapat dilihat pada Gambar 2.3.

Tubular exchanger digunakan secara luas di dunia industri dikarenakan dapat didesain dengan kapasitas maupun kondisi operasi yang beragam, seperti dari vakum tinggi ke tekanan yang sangat tinggi lebih dari 100 MPa (15000 psig), dari cryogenics ke temperatur tinggi sekitar 1100°C (2000°F) dan beragam perbedaan temperatur serta tekanan antara fluida kerja, terbatas hanya pada material dari heat exchanger itu sendiri. Exchanger ini dapat didesain untuk kondisi operasi yang khusus, seperti: vibrasi, penyumbatan, fluida dengan viskositas tinggi, erosi, korosi, toxicity, radioaktif, campuran beberapa komponen, dan lain sebagainya (Shah dan Sekulić, 2003).

8

Gambar 2.3 Standar TEMA untuk shell dan head types (TEMA, 2007)

B. Double-Pipe Heat Exchanger

Heat exchanger ini pada umumnya terdiri dari dua pipa concentric dimana bagian permukaan dalamnya datar atau juga bersirip. Fluida pertama mengalir di dalam pipa, dan fluida lainnya mengalir di dalam annulus di antara pipa pada arah yang berlawanan untuk performa ideal tertinggi di daerah permukaan kontak panas.

Konfigurasi dari double-pipe heat exchanger ini dapat dilihat pada Gambar 2.4.

Heat exchanger tipe double-pipe ini merupakan heat exchanger paling sederhana, dimana distribusi alirannya bukan merupakan suatu masalah yang besar dan

9 Gambar 2.4 Double-pipe Heat Exchanger (Shah dan Sekulić, 2003)

pembersihannya dapat dilakukan dengan mudah dengan melakukan pembongkaran.

Bentuk dari heat exchanger ini juga dapat digunakan pada saat fluida yang satu atau lainnya memiliki tekanan yang sangat tinggi. Double pipe heat exchanger pada umumnya digunakan untuk pengaplikasian dengan kapasitas kecil, dimana total heat transfer dari permukaan kontak yang dibutuhkan adalah 50 m² atau lebih kecil karena mahalnya biaya per unitnya.

C. Spiral Tube Heat Exchanger

Heat exchanger tipe ini terdiri dari satu atau lebih coil wound spiral yang dipasang pada bagian shell. Transfer panas yang terjadi pada tube spiral lebih tinggi dibandingkan tube yang berbentuk lurus. Pada heat exchanger ini, luas permukaan exchanger dapat berkurang dikarenakan bentuk spiral itu sendiri. Pada heat exchanger jenis ini, efek ekspansi termal bukan merupakan masalah yang besar, namun yang menjadi kendala adalah pembersihan dari heat exchanger ini yang dapat dikatakan sulit untuk dilakukan (Shah dan Sekulić, 2003).

2.2.2 Plate-Type Heat Exchanger

Plate-type heat exchanger pada umumnya terdiri dari pelat tipis. Heat exchanger jenis ini tidak dapat mengakomodasi tekanan yang sangat tinggi, temperatur, atau perbedaan tekanan dan temperatur. Plate heat exchanger dapat diklasifikasikan menjadi gasketed, welded, atau brazed, tergantung pada kemampuan yang dibutuhkan untuk menahan kebocoran.

A. Gasketed Plate Heat Exchanger

Heat exchanger jenis ini terdiri dari sejumlah pelat metal berbentuk segi empat yang direkatkan pada bagian sisinya dengan menggunakan gasket yang kemudian direkatkan bersama-sama seperti yang ditunjukkan pada Gambar 2.5 berikut ini:

10

Gambar 2.5 Gasketed Plate Heat Exchanger (Shah dan Sekulić, 2003) Arah aliran pada heat exchanger jenis ini dapat diatur dengan berbagai macam kemungkinan tergantung pada jumlah transfer panas yang dibutuhkan, pressure drop yang tersedia, kecepatan aliran minimum maupun maksimum yang diperbolehkan, dan juga rasio aliran dari kedua fluida yang mengalir di dalam exchanger. Kelebihan dari heat exchanger jenis ini adalah dapat dengan mudah dipisahkan, sehingga dapat mempermudah dalam melakukan pembersihan, inspeksi, maupun perawatan terhadap komponen-komponen heat exchange dan juga koefisien transfer panas dari heat exchanger jenis ini sangat tinggi, kemungkinan penyumbatan sangat kecil, bahkan surface area untuk transfer panas sangat kecil jika dibandingkan dengan jenis shell and tube dapat mencapai setengah bahkan sepertiganya, yang mana hal tersebut berarti dapat mengurangi biaya, volume total, dan kebutuhan ruang dari heat exchanger itu sendiri. Adapun yang menjadi kelemahan dari heat exchanger jenis ini adalah hanya umum dioperasikan pada tekanan 1 MPa, walaupun tekanan maksimum yang dapat ditangani heat exchanger ini adalah 3 sebesar MPa dan heat exchanger ini pada umumnya dioperasikan pada temperatur di bawah 150°C untuk menghindari mahalnya biaya material gasket yang digunakan (Shah dan Sekulić, 2003).

B. Spiral Plate Heat Exchanger

Spiral plate heat exchanger memiliki diameter yang besar dikarenakan gerakan memutarnya. Exchanger terbesar untuk tipe ini dapat memiliki surface area untuk transfer panas sebesar 500 m² dengan diameter maksimumnya

11 Gambar 2.6 Spiral Plate Heat Exchanger (Shah dan Sekulić, 2003)

mencapai 1,8 m. Bentuk dari spiral plate heat exchanger ini dapat dilihat pada Gambar 2.6 berikut ini:

Kelebihan dari exchanger jenis ini adalah dapat melakukan pembersihan secara mekanikal, sehingga perawatannya lebih mudah dibandingkan jenis shell and tube, tidak membutuhkan insulasi pada bagian luar exchanger, dan juga dapat mengurangi terjadinya penyumbatan dengan adanya kecepatan aliran dari dari fluida kerja, sehingga jika dibandingkan dengan heat exchanger jenis shell and tube, nilai penyumbatan dari exchanger jenis spiral plate dapat dikatakan sangat rendah. Kekurangan dari spiral tube heat exchanger adalah ukuran maksimumnya yang dibatasi dan tekanan operasi maksimum hanya berkisar dari 0,6 hingga 2,5 MPa untuk unit yang berukuran besar. Temperatur operasi maksimum dibatasi hanya pada temperatur 500°C, namun pada umumnya hanya dioperasikan pada temperatur 200°C. Untuk perbaikan exchanger di lapangan pun sulit untuk dilakukan dikarenakan bentuk konstruksinya yang cukup rumit (Shah dan Sekulić, 2003).

2.3 Koefisien Transfer Panas

Heat exchanger pada umumnya terdiri dari dua fluida yang mengalir yang dibatasi oleh dinding solid. Panas pada mulanya ditransfer dari fluida panas menuju dinding secara konveksi, kemudian di sepanjang dinding secara konduksi, dan dari dinding menuju fluida dingin secara konveksi kembali. Umumnya efek radiasi sudah termasuk di koefisien transfer panas secara konveksi.

12

Hal yang penting dalam melakukan analisis heat exchanger adalah dengan mengombinasikan seluruh hambatan termal pada jalur transfer panas antara fluida dingin dengan panas dalam sebuah hambatan R, dan untuk mengetahui besarnya transfer panas antara dua fluida di dalam heat exchanger dapat menggunakan Persamaan 2.1 sebagai berikut:

𝑞 =∆𝑇

𝑅 = 𝑈. 𝐴. ∆𝑇 = 𝑈_𝑖. 𝐴_𝑖. ∆𝑇 = 𝑈_𝑜. 𝐴_𝑜. ∆𝑇 (2.1) dimana 𝑞 adalah nilai transfer panas, 𝑈 adalah koefisien transfer panas keseluruhan, 𝐴 adalah surface area, dan ∆𝑇 adalah perbedaan temperatur antara fluida dingin dengan fluida panas. Subscript i menggambarkan bagian inner atau masukan, dan o menggambarkan bagian outer atau keluaran. Persamaan 2.1 dapat diubah dengan mengabaikan temperatur menjadi Persamaan 2.2 berikut:

1

𝑈𝐴_𝑠 = 1

𝑈_𝑖𝐴_𝑖 = 1

𝑈_𝑜𝐴_𝑜= 𝑅 = 1

ℎ_𝑖𝐴_𝑖+ 𝑅_{𝑤𝑎𝑙𝑙}+ 1

ℎ_𝑜𝐴_𝑜 (2.2)

Ketika ketebalan dinding dari tube sangat kecil dan konduktivitas termal dari material tube sangat tinggi, seperti pada umumnya yang sering terjadi, hambatan termal pada tube dapat diabaikan (𝑅_{𝑤𝑎𝑙𝑙} ≈ 0) dan pada bagian permukaan luar dan dalam dari tube hampir identik (𝐴_𝑖 ≈ 𝐴_𝑜 ≈ 𝐴_𝑠), sehingga Persamaan 2.2 dapat disederhanakan menjadi Persamaan 2.3 berikut ini:

1 𝑈 ≈ 1

ℎ_𝑖 + 1

ℎ_𝑜 (2.3)

dimana 𝑈 ≈ 𝑈_𝑖 ≈ 𝑈_𝑜. Masing-masing koevisien transfer panas konveksi di bagian dalam dan luar tube ditentukan berdasarkan hubungan konveksi. Nilai koefisien transfer panas U secara umum, dapat dilihat pada Tabel 2.1 berikut ini:

Tabel 2.1 Koefisien Transfer Panas Keseluruhan (Cengel, 2002)

Tipe Heat Exchanger U, 𝑊 𝑚⁄ ². °𝐶

Water-to-water 850 – 1700

Water-to-oil 100 – 350

Water-to-gasoline or kerosene 300 – 1000

Feedwater heaters 1000 – 8500

Steam-to-light fuel oil 200 – 400

Steam-to-heavy fuel oil 50 – 200

Steam condenser 1000 – 6000

Freon condenser (water cooled) 300 – 1000

Ammonia condenser (water cooled) 800 – 1400

13

Tipe Heat Exchanger U, 𝑊 𝑚⁄ ². °𝐶

Alcohol condenser (water cooled) 250 – 700

Gas-to-gas 10 – 40

Water-to-air in finned tubes (water in tubes) 30 – 60 (a) 400 – 850 (b) Steam-to-air in finned tubes (steam in tubes) 30 – 300 (a)

400 – 4000 (b)

dimana (a) merupakan nilai pada kondisi surface area berada pada sisi udara, dan (b) merupakan nilai pada kondisi surface area berada pada sisi uap ataupun sisi air (Cengel, 2002).

2.4 Metode Log Mean Temperature Difference (LMTD)

Untuk mendesain atau memperkirakan performa dari heat exchanger, adalah hal yang penting untuk mengetahui hubungan antara total transfer panas yang terjadi dengan jumlah kuantitas seperti temperatur inlet dan outlet fluida, koefisien transfer panas keseluruhan, dan total surface area yang dibutuhkan untuk melakukan transfer panas. Secara khusus, jika q adalah total laju transfer panas antara fluida panas menuju dingin, transfer panas antara heat exchanger dengan lingkungannya dapat diabaikan, serta dapat diabaikannya perubahan energi kinetik dan potensial, maka persamaan transfer panas q dapat dituliskan dalam Persamaan 2.4 sebagai berikut:

𝑞 = 𝑚̇_ℎ(𝑖_ℎ,𝑖− 𝑖_ℎ,𝑜) , 𝑚̇_𝑐(𝑖_𝑐,𝑜− 𝑖_𝑐,𝑖) (2.4) dimana 𝑚̇ adalah mass flow, i adalah entalpi, subscript h merujuk pada fluida panas dan c untuk fluida dingin, subscript i menunjukkan kondisi inlet dan o menunjukkan kondisi outlet. Jika fluida yang mengalir di dalam heat exchanger tidak mengalami perubahan fase, dan nilai specific heat diasumsikan konstan, maka Persamaan 2.4 dapat diubah menjadi Persamaan 2.5 berikut:

𝑞 = 𝑚̇_ℎ 𝑐_𝑝,ℎ (𝑇_ℎ,𝑖 − 𝑇_ℎ,𝑜) , 𝑚̇_𝑐 𝑐_𝑝,𝑐 (𝑇_𝑐,𝑜− 𝑇_𝑐,𝑖) (2.5) dimana T pada Persamaan 2.4 dan Persamaan 2.5 merujuk pada temperatur rata- rata pada lokasi desain. Hubungan keseimbangan energi yang terjadi antara fluida panas dengan fluida dingin dapat dilihat pada Gambar 2.7 berikut ini:

14

Gambar 2.7 Keseimbangan Energi antara Fluida di Heat Exchanger (Bergman dkk, 2011)

Persamaan lain yang dapat digunakan dengan merelasikan hubungan antara total laju transfer panas dengan perbedaan temperatur ∆𝑇 antara fluida dingin dan panas dapat dituliskan dalam Persamaan 2.6 berikut ini:

∆𝑇 ≡ 𝑇_ℎ− 𝑇_𝑐 (2.6)

Persamaan 2.6 dapat dilihat dengan meninjau Newton’s law of cooling, dengan koevisien transfer panas keseluruhan U digunakan untuk menggantikan koefisien konveksi. Dikarenakan ∆𝑇 dapat berubah-ubah, maka persamaan heat rate dari heat exchanger dapat ditinjau menggunakan Persamaan 2.7 berikut ini:

𝑞 ≡ 𝑈𝐴∆𝑇_𝑚 (2.7)

dimana ∆𝑇_𝑚 merupakan perbedaan temperatur rata-rata. Persamaan 2.7 dapat digunakan bersamaan dengan Persamaan 2.4 dan Persamaan 2.5 untuk melakukan analisis terkait heat exchanger, namun, dalam melakukan analisis heat rate, nilai

∆𝑇_𝑚 pada Persamaan 2.7 harus ditentukan terlebih dahulu.

2.4.1 Heat Exchanger dengan Aliran Paralel

Nilai panas spesifik (specific heat) pada heat exchanger dapat berubah-ubah dikarenakan efek variasi perubahan temperatur dan juga koefisien transfer panas juga dapat berubah dikarenakan perbedaan karakteristik fluida maupun kondisi aliran. Dalam beberapa pengaplikasian, perubahan tersebut memberikan pengaruh yang tidak signifikan, sehingga dalam melakukan analisis heat exchanger dapat menggunakan nilai rata-rata dari 𝑐_𝑝,𝑐, 𝑐_𝑝,ℎ, dan U.

Persamaan 2.5 dapat dituliskan dengan mengaplikasikan keseimbangan energi pada elemen diferensial menjadi Persamaan 2.8 berikut ini:

𝑞 = −𝑚̇_ℎ 𝑐_𝑝,ℎ 𝑑𝑇_ℎ ≡ −𝐶_ℎ𝑑𝑇_ℎ 𝑚̇_𝑐 𝑐_𝑝,𝑐 𝑑𝑇_𝑐 ≡ 𝐶_𝑐𝑑𝑇_𝑐 (2.8) dimana 𝐶_ℎ adalah kapasitas panas dari fluida panas, dan 𝐶_𝑐 adalah kapasitas panas dari fluida dingin. Persamaan 2.8 dapat diintegrasikan di sepanjang heat exchanger untuk memperoleh keseimbangan energi keseluruhan yang tertera pada Persamaan

15 2.5. Transfer panas yang terjadi di sepanjang surface area dA dapat ditulis sebagai Persamaan 2.9 berikut ini:

𝑑𝑞 = 𝑈∆𝑇𝑑𝐴 (2.9)

Persamaan 2.9 dapat dijabarkan dengan melakukan pengubahan bentuk diferensial terhadap Persamaan 2.6 menjadi Persamaan 2.10 berikut ini:

𝑑(∆𝑇) = 𝑑𝑇_ℎ− 𝑑𝑇_𝑐 (2.10)

sehingga, dengan melakukan substitusi Persamaan 2.8 terhadap Persamaan 2.10, didapatkan persamaan berikut:

𝑑(∆𝑇) = −𝑑𝑞 (1 𝐶_ℎ+ 1

𝐶_𝑐) (2.11)

dengan melakukan substitusi dan pengintegralan terhadap Persamaan 2.9 dan Persamaan 2.11, didapatkan persamaan baru sebagai berikut:

𝑙𝑛 (∆𝑇₂

∆𝑇₁) = −𝑈𝐴 (1 𝐶_ℎ+ 1

𝐶_𝑐) (2.12)

nilai 𝐶_ℎ dan 𝐶_𝑐 disubstitusikan terhadap Persamaan 2.5 sehingga Persamaan 2.12 dapat dituliskan sebagai berikut:

𝑙𝑛 (∆𝑇₂

∆𝑇₁) = −𝑈𝐴

𝑞 (𝑇_ℎ,𝑖− 𝑇_ℎ,𝑜 + 𝑇_𝑐,𝑜− 𝑇_𝑐,𝑖) (2.13) Khusus untuk aliran paralel, nilai perbedaan temperatur ∆𝑇 adalah sebagai berikut:

∆𝑇₁ = 𝑇_ℎ,𝑖− 𝑇_𝑐,𝑖

∆𝑇₂ = 𝑇_ℎ,𝑜 − 𝑇_𝑐,𝑜 (2.14)

Dari Persamaan 2.13 dan Persamaan 2.14, didapatkan persamaan transfer panas sebagai berikut:

𝑞 = 𝑈𝐴 ∆𝑇₂− ∆𝑇₁

ln(∆𝑇₂⁄∆𝑇₁) (2.15)

Jika dibandingkan kembali dengan Persamaan 2.7, maka dapat disimpulkan bahwa temperatur rata-rata yang sesuai untuk digunakan adalah log mean temperature difference, ∆𝑇_𝑙𝑚. Berdasarakan hal tersebut, Persamaan 2.7 dapat dituliskan sebagai persamaan berikut ini:

𝑞 = 𝑈𝐴∆𝑇_𝑙𝑚 (2.16)

dengan membandingkan Persamaan 2.15 dan Persamaan 2.16 terhadap Persamaan 2.5, dapat diketahui nilai ∆𝑇_𝑙𝑚 adalah sebagai berikut:

16

∆𝑇_𝑙𝑚 = ∆𝑇₂− ∆𝑇₁

ln(∆𝑇₂⁄∆𝑇₁)= ∆𝑇₁− ∆𝑇₂

ln(∆𝑇₁⁄∆𝑇₂) (2.17)

2.4.2 Heat Exchanger dengan Aliran Berlawanan

Persamaan 2.8 dapat digunakan untuk semua jenis heat exchanger, oleh karena itu, persamaan tersebut dapat digunakan juga untuk heat exchanger dengan arah aliran yang berlawanan. Persamaan 2.16 dan Persamaan 2.17 juga dapat digunakan untuk menghitung nilai heat rate untuk arah aliran yang berlawanan.

Nilai perbedaan panas pada aliran yang berlawanan ini dapat dibedakan seperti Persamaan 2.18 berikut ini:

∆𝑇₁ = 𝑇_ℎ,𝑖− 𝑇_𝑐,𝑜

∆𝑇₂ = 𝑇_ℎ,𝑜− 𝑇_𝑐,𝑖 (2.18)

Sebagai catatan, untuk temperatur inlet dan outlet yang sama, nilai log mean temperature difference untuk aliran yang berlawanan lebih tinggi dibandingkan untuk arah aliran paralel, ∆𝑇_{𝑙𝑚,𝐶𝐹} > ∆𝑇_{𝑙𝑚,𝑃𝐹}, oleh karena itu, surface area yang dibutuhkan untuk heat exchanger dengan arah aliran yang berlawanan untuk dapat berpengaruh terhadap heat rate q tentunya lebih kecil dibandingkan dengan arah aliran paralel, dengan mengasumsikan nilai total koefisien transfer panas adalah sama. Sebagai catatan juga, dalam aliran yang berlawanan, 𝑇_𝑐,𝑜 dapat melebihi 𝑇_ℎ,𝑜, tetapi tidak pada aliran paralel (Bergman dkk, 2011).

2.5 Efektivitas Heat Exchanger dengan Metode NTU (National Thermal Unit)

Untuk mengetahui efektivitas dari heat exchanger, hal pertama yang perlu ditentukan adalah kemungkinan laju transfer panas maksimum 𝑞_𝑚𝑎𝑥 pada heat exchanger. Berdasarkan Persamaan 2.5, nilai 𝑞_𝑚𝑎𝑥 dapat dituliskan menjadi Persamaan 2.19 berikut ini:

𝑞_𝑚𝑎𝑥 = 𝐶_𝑚𝑖𝑛(𝑇_ℎ,𝑖 − 𝑇_𝑐,𝑖) (2.19) dimana nilai 𝐶_𝑚𝑖𝑛 dapat ditentukan berdasarkan Persamaan 2.20 berikut:

𝐶_𝑚𝑖𝑛{𝐶_𝑐, 𝑗𝑖𝑘𝑎 𝐶_𝑐 < 𝐶_ℎ

𝐶_ℎ, 𝑗𝑖𝑘𝑎 𝐶_ℎ < 𝐶_𝑐 (2.20) Untuk mendapatkan nilai efektivitas heat exchanger, dapat diketahui dengan menggunakan Persamaan 2.21 sebagai berikut:

17 𝜀 = 𝑞

𝑞_𝑚𝑎𝑥 (2.21)

Dimana nilai efektivitas 𝜀 merupakan rasio perbandingan antara laju transfer panas aktual dengan laju transfer panas maksimum yang dapat dicapai (Bergman dkk, 2011).

2.6 Standar ASME Sec. VIII (Rules for Construction of Pressure Vessels)

ASME merupakan suatu standar yang dikembangkan di bawah prosedur yang terakreditasi berdasarkan kriteria standar nasional Amerika. Adapun tujuan dari dibentuknya standar ini adalah sebagai rujukan bagi berbagai kalangan, terutama sebagai masukan bagi kalangan industri, akademisi, pekerja regulasi, dan tentunya untuk masyarakat umum dalam skala besar.

Pada ASME Sec. VIII (Rules for Construction of Pressure Vessels), terdapat beberapa subsection yang terbagi lagi kedalam bagian-bagian khusus. Secara umum, pada subsection A, ASME Sec. VIII berisi tentang detail kebutuhan umum, dimana di dalamnya terdapat bagian UG berisi tentang penjelasan mengenai metode konstruksi dan pemilihan material. Subsection B berisi tentang detail mengenai fabrikasi pressure vessels, dimana di dalamnya terbagi menjadi bagian-bagian UW (fabrikasi dengan pengelasan, UF (fabrikasi dengan penempaan), dan UB (fabrikasi dengan brazing). Subsection C berisi tentang detail mengenai kelas material, dimana salah satu bagiannya adalah bagian UHX yang berisi tentang detail dari heat exchanger jenis shell and tube.

2.6.1 Perhitungan Heat Exchanger berdasarkan Bagian UHX-14 (Rules for The Design of Floating Tubesheets)

Perhitungan desain heat exchanger terbagi menjadi beberapa langkah yang disesuaikan berdasarkan konfigurasi heat exchanger seperti pada Lampiran F.1 dan Lampiran F.2 dengan detail perhitungan seperti pada Persamaan 2.22 hingga Persamaan 2.26 berikut:

A. Perhitungan 𝑎_𝑜, 𝜌_𝑠, 𝜌_𝑐, 𝑥_𝑠, 𝑥_𝑡

𝑎_𝑜= 𝐷_𝑜

2 (2.22)

18

𝜌_𝑠 = 𝑎_𝑠

𝑎_𝑜 (2.23)

𝜌_𝑐 = 𝑎_𝑐

𝑎_𝑜 (2.24)

𝑥_𝑠 = 1 − 𝑁_𝑡( 𝑑_𝑡 2𝑎_𝑜)

2

(2.25) 𝑥_𝑡 = 1 − 𝑁_𝑡(𝑑_𝑡− 2𝑡_𝑡

2𝑎_𝑜 )

2

(2.26) B. Perhitungan 𝛽_𝑠, 𝑘_𝑠, 𝜆_𝑠, 𝛿_𝑠, 𝛽_𝑐, 𝑘_𝑐, 𝜆_𝑐, 𝛿_𝑐

Untuk konfigurasi a, b, dan c, perhitungan koefisien shell dapat dilakukan dengan cara seperti pada Persamaan 2.27 hingga Persamaan 2.30 berikut:

𝛽_𝑠 = √12(1 − 𝑣⁴ _𝑠²)

√(𝐷_𝑠+ 𝑡_𝑠)𝑡_𝑠 (2.27)

𝑘_𝑠 = 𝛽_𝑠 𝐸_𝑠𝑡_𝑠³

6(1 − 𝑣_𝑠²) (2.28)

𝜆_𝑠 =6𝐷_𝑠

ℎ³ 𝑘_𝑠(1 + ℎ𝛽_𝑠+ℎ²𝛽_𝑠²

2 ) (2.29)

𝛿_𝑠 = 𝐷_𝑠²

4𝐸_𝑠𝑡_𝑠(1 −𝑣_𝑠

2) (2.30)

sementara itu, untuk nilai koefisien shell pada konfigurasi d, e, f, A, B, C, dan D, nilai 𝛽_𝑠 = 𝑘_𝑠 = 𝜆_𝑠 = 𝛿_𝑠 = 0.

Perhitungan koefisien channel pada konfigurasi a, e, f, dan A, dapat dilakukan dengan cara seperti pada Persamaan 2.31 hingga Persamaan 2.33 sebagai berikut:

𝛽_𝑐 = √12(1 − 𝑣⁴ _𝑐²)

√(𝐷_𝑐+ 𝑡_𝑐)𝑡_𝑐 (2.31)

𝑘_𝑐 = 𝛽_𝑐 𝐸_𝑐𝑡_𝑐³

6(1 − 𝑣_𝑐²) (2.32)

𝜆_𝑐 =6𝐷_𝑐

ℎ³ 𝑘_𝑐(1 + ℎ𝛽_𝑐+ℎ²𝛽_𝑐²

2 ) (2.33)

untuk mencari nilai 𝛿_𝑐, dapat dibagi sesuai dengan bentuk head dari heat exchanger, dengan pembagian seperti pada Persamaan 2.34 hingga Persamaan 2.35 sebagai berikut:

19 𝛿_𝑐 = 𝐷_𝑐²

4𝐸_𝑐𝑡_𝑐(1 −𝑣_𝑐

2) (2.34)

𝛿_𝑐 = 𝐷_𝑐²

4𝐸_𝑐𝑡_𝑐(1 − 𝑣_𝑐

2 ) (2.35)

dimana Persamaan 2.34 digunakan untuk head berbentuk silinder, sementara Persamaan 2.35 digunakan untuk head berbentuk setengah bola. Konfigurasi b, c, d, B, C, dan D, nilai 𝛽_𝑐 = 𝑘_𝑐 = 𝜆_𝑐 = 𝛿_𝑐 = 0.

C. Perhitungan 𝑋_𝑎

Perhitungan 𝑋_𝑎 dapat dilakukan dengan menentukan terlebih dahulu nilai dari 𝐸^∗/𝐸 dan 𝑣^∗ relatif terhadap h/p dengan melihat pada Lampiran G, dimana perhitungan 𝑋_𝑎 dapat dilakukan dengan menggunakan Persamaan 2.36 berikut:

𝑋_𝑎 = [24(1 − 𝑣^∗2)𝑁_𝑡𝐸_𝑡𝑡_𝑡(𝑑_𝑡− 𝑡_𝑡)𝑎_𝑜² 𝐸^∗𝐿ℎ³ ]

1

4 (2.36)

berdasarkan nilai perhitungan 𝑋_𝑎, nilai 𝑍_𝑑, 𝑍_𝑣, 𝑍_𝑤, 𝑍_𝑚 dapat diketahui dengan memasukkan nilai 𝑋_𝑎 pada Lampiran H.1 dan Lampiran H.2.

D. Perhitungan 𝐾, 𝐹, 𝜙, 𝑄₁

𝐾 = 𝐴

𝐷_𝑜 (2.37)

𝐹 =1 − 𝑣^∗

𝐸^∗ (𝜆_𝑠+ 𝜆_𝑐 + 𝐸 ln 𝐾) (2.38)

𝜙 = (1 + 𝑣^∗)𝐹 (2.39)

𝑄₁ = 𝜌_𝑠− 1 − 𝜙𝑍_𝑣

1 + 𝜙𝑍_𝑚 (2.40)

E. Perhitungan 𝜔_𝑠, 𝜔_𝑠^∗, 𝜔_𝑐, 𝜔_𝑐^∗, 𝛾_𝑏

𝜔_𝑠 = 𝜌_𝑠𝑘_𝑠𝛽_𝑠𝛿_𝑠(1 + ℎ𝛽_𝑠) (2.41) 𝜔_𝑠^∗ = 𝑎_𝑜²(𝜌_𝑠²− 1)(𝜌_𝑠− 1)

4 − 𝜔_𝑠 (2.42)

𝜔_𝑐 = 𝜌_𝑐𝑘_𝑐𝛽_𝑐𝛿_𝑐(1 + ℎ𝛽_𝑐) (2.43) 𝜔_𝑐^∗ = 𝑎_𝑜²[(𝜌_𝑐²+ 1)(𝜌_𝑐 − 1)

4 − (𝜌_𝑠− 1

2 )] − 𝜔_𝑐 (2.44) Perhitungan 𝛾_𝑏 dilakukan dengan mengacu pada konfigurasi tubesheet, dimana untuk konfigurasi a, A, dan D, nilai 𝛾_𝑏 adalah:

𝛾_𝑏 = 0 (2.45)

20

untuk konfigurasi b dan B:

𝛾_𝑏 =𝐺_𝑐 − 𝐶

𝐷_𝑜 (2.46)

untuk konfigurasi c dan C:

𝛾_𝑏= 𝐺_𝑐− 𝐺₁

𝐷_𝑜 (2.47)

untuk konfigurasi d:

𝛾_𝑏 =𝐺_𝑐 − 𝐺_𝑠

𝐷_𝑜 (2.48)

untuk konfigurasi e:

𝛾_𝑏 =𝐶 − 𝐺_𝑠

𝐷_𝑜 (2.49)

untuk konfigurasi f:

𝛾_𝑏= 𝐺₁− 𝐺_𝑠

𝐷_𝑜 (2.50)

F. Perhitungan 𝑃_𝑒

Perhitungan effective pressure 𝑃_𝑒 didasarkan pada jenis shell and tube heat exchanger yang dapat dilihat pada Lampiran F.3. Nilai 𝑃_𝑒 untuk heat exchanger dengan immersed floating head adalah sebagai berikut:

𝑃_𝑒 = 𝑃_𝑠− 𝑃_𝑡 (2.51)

untuk heat exchanger dengan externally sealed floating head:

𝑃_𝑒 = 𝑃_𝑠(1 − 𝜌_𝑠²) − 𝑃_𝑡 (2.52) untuk heat exchanger dengan internally sealed floating tubesheet:

𝑃_𝑒 = (𝑃_𝑠 − 𝑃_𝑡)(1 − 𝜌_𝑠²) (2.53) G. Perhitungan 𝑄₂, 𝑄₃, 𝜎

𝑄₂ =(𝜔_𝑠^∗𝑃_𝑠 − 𝜔_𝑐^∗𝑃_𝑡) + 𝛾_𝑏 2𝜋 𝑊^∗

1 + 𝜙𝑍_𝑚 (2.54)

Setelah dilakukan perhitungan terhadap 𝑄₂, dilakukan perhitungan terhadap bending stress maksimum pada tubesheet dengan kondisi yang dibedakan, dimana pada saat 𝑃_𝑒 ≠ 0, maka dilakukan perhitungan sebagai berikut:

𝑄₃ = 𝑄₁+ 2𝑄₂

𝑃_𝑒𝑎_𝑜² (2.55)

21 Nilai tegangan bending maksimum dapat dihitung dengan mengetahui nilai koefisien 𝐹_𝑚 yang dapat ditentukan melalui Lampiran H.1, sehingga perhitungan tegangan bending dapat dilakukan dengan cara seperti Persamaan 2.56 berikut:

𝜎 = (1,5 𝐹_𝑚

𝜇^∗ ) ( 2𝑎_𝑜 ℎ − ℎ′_𝑔)

2

𝑃_𝑒 (2.56)

Perhitungan tegangan bending maksimum pada saat kondisi nilai 𝑃_𝑒 = 0, dapat dilakukan seperti Persamaan 2.57 berikut:

𝜎 = 6𝑄₂

𝜇^∗(ℎ − ℎ′_𝑔)2 (2.57) Berdasarkan acuan analisis data desain, jika |𝜎| ≤ 1,5𝑆, dan untuk analisis data operasi, jika |𝜎| ≤ 𝑆_𝑃𝑆, nilai ketebalan tubesheet dapat digunakan untuk menahan tegangan bending. Jika tidak, ketebalan tubesheet perlu ditingkatkan dan proses perhitungan perlu diulangi dari proses pada sub-bab 2.6.1.A, untuk konfigurasi a, b, c, d, e, f, proses perhitungan dilanjutkan ke sub-bab 2.6.1.H, untuk konfigurasi A, proses perhitungan dilanjutkan ke sub-bab 2.6.1.J, dan untuk konfigurasi B, C, D, prosedur perhitungan telah selesai.

H. Perhitungan Shear Stress

Analisis tegangan geser yang terjadi pada heat exchanger, dapat dilakukan dengan acuan jika |𝑃_𝑒| ≤^{1,6 𝑆𝜇ℎ}

𝑎𝑜 maka tidak perlu dilakukan perhitungan terhadap tegangan geser dan proses dilanjutkan ke sub-bab 2.6.1.I, jika |𝑃_𝑒| > ^{1,6 𝑆𝜇ℎ}

𝑎𝑜 maka nilai tegangan gesernya dapat diketahui menggunakan Persamaan 2.58 berikut:

𝜏 = (1 4𝜇) (1

ℎ{4𝐴_𝑝

𝐶_𝑝 }) 𝑃_𝑒 (2.58)

Berdasarkan acuan tersebut, jika nilai |𝜏| ≤ 0,8 𝑆 maka ketebalan tubesheet dapat menahan tegangan geser yang terjadi di dalam heat exchanger, jika tidak, perlu dilakukan penambahan ketebalan tubesheet dan proses perhitungan perlu diulangi mulai dari sub-bab 2.6.1.A.

I. Perhitungan Axial Tube Stress

Analisis terkait perhitungan axial tube stress dapat dilakukan dengan mengetahui nilai 𝐹_{𝑡,𝑚𝑖𝑛} , 𝐹_{𝑡,𝑚𝑎𝑥} dari Lampiran H.3. Perhitungan terkait axial tube stress dapat dibedakan berdasarkan nilai tekanan efektif 𝑃_𝑒, dimana jika nilai 𝑃_𝑒 ≠

22

0, nilai tube stress 𝜎_𝑡,1 dan 𝜎_𝑡,2 dapat dihitung menggunakan Persamaan 2.59 berikut ini:

𝜎_𝑡,1 = 1

𝑥_𝑡− 𝑥_𝑠[(𝑃_𝑠𝑥_𝑠− 𝑃_𝑡𝑥_𝑡)𝑃_𝑒𝐹_{𝑡,𝑚𝑖𝑛}] 𝜎_𝑡,2= 1

𝑥_𝑡− 𝑥_𝑠[(𝑃_𝑠𝑥_𝑠− 𝑃_𝑡𝑥_𝑡)𝑃_𝑒𝐹_{𝑡,𝑚𝑎𝑥}]

(2.59)

Pada saat nilai 𝑃 = 0, nilai tube stress dapat dihitung menggunakan Persamaan 2.60 sebagai berikut:

𝜎_𝑡,1 = 1

𝑥_𝑡− 𝑥_𝑠[(𝑃_𝑠𝑥_𝑠− 𝑃_𝑡𝑥_𝑡)2𝑄₂

𝑎_𝑜² 𝑃_𝑒𝐹_{𝑡,𝑚𝑖𝑛}] 𝜎_𝑡,2 = 1

𝑥_𝑡− 𝑥_𝑠[(𝑃_𝑠𝑥_𝑠 − 𝑃_𝑡𝑥_𝑡)2𝑄₂

𝑎_𝑜²𝑃_𝑒𝐹_{𝑡,𝑚𝑎𝑥}]

(2.60)

Setelah didapat nilai tube stress, perlu diketahui nilai maksimum dari kedua nilai tersebut, sehingga:

𝜎_{𝑡,𝑚𝑎𝑥} = 𝑀𝐴𝑋 (|𝜎_𝑡,1|, |𝜎_𝑡,2|) (2.61) Jika pada data desain 𝜎_{𝑡,𝑚𝑎𝑥} > 𝑆_𝑡 atau pada data operasi 𝜎_{𝑡,𝑚𝑎𝑥} > 2𝑆_𝑡, desain tube perlu dipertimbangkan ulang dan perhitungan dilakukan kembali ke sub-bab 2.6.1.A. Kekuatan pembebanan sambungan tube dengan tubesheet dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut:

𝑊_𝑡 = 𝜎_{𝑡,𝑚𝑎𝑥}𝜋(𝑑_𝑡− 𝑡_𝑡)𝑡_𝑡 (2.62) J. Perhitungan 𝜎_𝑠,𝑚, 𝜎_𝑠,𝑏, 𝜎_𝑠 pada Shell dan 𝜎_𝑐,𝑚, 𝜎_𝑠,𝑐, 𝜎_𝑐 pada Channel

Nilai axial membrane stress 𝜎_𝑠,𝑚, axial bending stress 𝜎_𝑠,𝑏, dan total axial stress 𝜎_𝑠 pada shell, dapat diketahui dengan menggunakan Persamaan 2.63 hingga Persamaan 2.65 berikut:

𝜎_𝑠,𝑚 = 𝑎_𝑜²

𝑡_𝑠(𝐷_𝑠+ 𝑡_𝑠)[𝑃_𝑒+ (𝜌_𝑠²− 1)(𝑃_𝑠 − 𝑃_𝑡)] + 𝑎_𝑠²

𝑡_𝑠(𝐷_𝑠+ 𝑡_𝑠)𝑃_𝑡 (2.63)

𝜎_𝑠,𝑏 = 6 𝑡_𝑠²𝑘_𝑠

{

𝛽_𝑠𝛿_𝑠𝑃_𝑠+6(1 − 𝑣^∗2) 𝐸^∗ (𝑎_𝑜³

ℎ³) (1 +ℎ𝛽_𝑠 2 ) 𝑥 [𝑃_𝑒(𝑍_𝑣+ 𝑍_𝑚𝑄₁) + 2

𝑎_𝑜²𝑍_𝑚𝑄₂] }

(2.64)

𝜎_𝑠 = |𝜎_𝑠,𝑚| + |𝜎_𝑠,𝑏| (2.65)

23 Nilai axial membrane stress 𝜎_𝑐,𝑚, axial bending stress 𝜎_𝑐,𝑏, dan total axial tube stress 𝜎_𝑐 pada channel, dapat diketahui dengan menggunakan Persamaan 2.66 hingga Persamaan 2.68 berikut:

𝜎_𝑐,𝑚= 𝑎_𝑐²

𝑡_𝑐(𝐷_𝑐 + 𝑡_𝑐)𝑃_𝑡 (2.66)

𝜎_𝑐,𝑏 = 6 𝑡_𝑐²𝑘_𝑐

{

𝛽_𝑐𝛿_𝑐𝑃_𝑡+6(1 − 𝑣^∗2) 𝐸^∗ (𝑎_𝑜³

ℎ³) (1 +ℎ𝛽_𝑐 2 ) 𝑥 [𝑃_𝑒(𝑍_𝑣+ 𝑍_𝑚𝑄₁) + 2

𝑎_𝑜²𝑍_𝑚𝑄₂] }

(2.67)

𝜎_𝑐 = |𝜎_𝑐,𝑚| + |𝜎_𝑐,𝑏| (2.68) Berdasarkan acuan untuk konfigurasi a, pada data desain, jika nilai 𝜎_𝑠 <

1,5 𝑆_𝑠 dan 𝜎_𝑐 < 1,5 𝑆_𝑐, dan pada data operasi jika nilai 𝜎_𝑠 < 𝑆_{𝑃𝑆,𝑠} dan 𝜎_𝑐 < 𝑆_{𝑃𝑆,𝑐}, maka prosedur perhitungan sudah selesai, untuk konfigurasi b dan c pada data desain, jika nilai 𝜎_𝑠 < 1,5 𝑆_𝑠, dan pada data operasi jika nilai 𝜎_𝑠 < 𝑆_{𝑃𝑆,𝑠}, maka prosedur perhitungan sudah selesai, dan untuk konfigurasi e, f, dan A, pada data desain, jika nilai 𝜎_𝑐 < 1,5 𝑆_𝑐, dan pada data operasi jika nilai 𝜎_𝑐 < 𝑆_{𝑃𝑆,𝑐}, maka prosedur perhitungan sudah selesai (ASME, 2013).

2.7 Penelitian Terdahulu

Berikut adalah rangkuman dari beberapa hasil penelitian terdahulu yang memiliki keterkaitan dengan penelitian yang sedang dilakukan

Tabel 2.2 Penelitian Terdahulu No. Nama dan

Tahun Publikasi Judul Referensi Hasil 1 Jajat Sudrajat,

2017

Analisis Kinerja Heat Exchanger Shell &

Tube Pada Sistem COG Booster di Integrated Steel Mill Krakatau

Fouling atau penyumbatan mengakibatkan penurunan kinerja dari heat exchanger, terutama dalam hal laju perpindahan panas dari heat exchanger. Fouling tersebut mengakibatkan turunnya laju transfer panas hingga sekitar 19,45%, juga berpengaruh pada turunnya efektivitas dari heat exchanger sebesar 3,7%.

24

No. Nama dan

Tahun Publikasi Judul Referensi Hasil

2 Muchammad, 2017

Analisis Penurunan Performa Heat Exchanger Stabilizer Reboiler 011E120 di PT. Pertamina Refinery Unit IV Cilacap

Penurunan performa terjadi karena adanya penyumbatan sehingga penyerapan panas menjadi kurang maksimal.

Hal ini dapat dilihat dari nilai fouling factor yang mencapai 0,02027 ft²hr°F/BTU, dimana nilai tersebut jauh di atas standar lembar spesifikasi yaitu sebesar0,0024 ft²hr°F/

BTU.

3 Sutrisno dan Moh. Ridwan Effendi, 2018

Analisis Pengaruh Temperatur Air Laut Terhadap Efektivitas Pendinginan pada Cooling Water Heat Exchanger di PLTU Unit 1 PT. PJB UP Gresik

Berdasarkan data spesifikasi, diketahui bahwa beban kerja dari heat exchanger yang digunakan adalah 7,37 MW dengan efektivitas sebesar 80,8%. Untuk menjaga efektivitas tersebut, temperatur air laut perlu dibatasi antara 33°C – 35°C.

4 Ekadewi Anggraini Handoyo, 2000

Pengaruh Kecepatan Aliran Terhadap Efektivitas Shell and Tube Heat Exchanger

Hasil penelitian menunjukkan bahwa efektivitas naik seiring dengan kenaikan kecepatan hingga suatu harga tertentu dan kemudian akan turun.