Get Doc - qruztyan.files.wordpress.com file · Web viewGet Doc - qruztyan.files.wordpress.com
Doc
Transcript of Doc
PERANCANGAN POMPA “LEAN AMINE PUMP”
BERKAPASITAS 1500 GPM TEKANAN 700 PSI
SKRIPSI
Diajukan dalam rangka penyelesaian studi Strata 1
Untuk mencapai gelar Sarjana Teknik
Oleh :
Nama : Muhammad Nur Ali Mahmudi
NIM : 5250401012
Program Studi : Teknik Mesin S1
JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK
UNIVERSITAS NEGERI SEMARANG
2006
ii
LEMBAR PENGESAHAN Skripsi. Tahun 2006. Judul Skripsi: Perancangan Pompa “Lean Amine Pump”
Berkapasitas 1500 GPM Tekanan 700 psi”.
Telah dipertahankan dihadapan Tim Penguji pada tanggal : 4 Maret 2006.
Panitia Ujian
Ketua Sekretaris
Drs. Supraptono, M.Pd Basyirun, S.Pd, MT NIP. 13112564 NIP. 132094389
Pembimbing I Anggota Penguji :
Ir. Sunardjo, MT 1. Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214 NIP. 130812214
Pembimbing II
2. Samsudin Anis, ST. MT NIP. 132303194
Samsudin Anis, ST. MT NIP. 132303194 3. Danang Dwi S, ST. MT NIP. 132307549
Mengetahui
Dekan Fakultas Teknik
Prof. Dr. Soesanto NIP. 130875753
iii
“ Barangsiapa yang mengerjakan amal saleh, baik laki-laki maupun perempuan
dalam keadaan beriman, maka sesungguhnya akan Kami berikan baginya
kehidupan yang baik dan sesungguhnya akan Kami kepada mereka dengan
pahala yang lebih baik dari apa yang telah mereka kerjakan.“
(An-Nahl : 97)
“Sesungguhnya sesudah kesulitan itu ada kemudahan, maka apabila kamu telah
(selesai dari suatu urusan, kerjakanlah dengan sungguh - sungguh (urusan) yang
lain.”
(Alam Nasyrhoh 6-7)
“Sesungguhnya Alloh menyukai jika salah seorang diantara kalian mengerjakan
suatu pekerjaan dengan tekun.”
(Shahih Al-Jami’ Ash-Saghir, 1880)
iv
Kupersembahkan tulisan ini untuk:
Ayah dan Ibu tercinta
Kakakku, mas Huda & Mbak Heny
Seseorang yang menjadi dambaan
hatiku yang kelak akan
mendampingiku mengarungi
kehidupan
KATA PENGANTAR
Alhamdulillah, segala puji hanya bagi Alloh penguas alam raya, kepada-Nya
kita memanjatkan pujian, memohon dan ampun serta bertaubat. Berkat limpahan
v
nikmat dan karunia serta kasih saying-Nya pada ahinya Skripsi ini dapat penulis
selesaikan. Hanya kepada Alloh penulis menghaturkan sembah sujud sebagai
wujud ibadah kepada-Nya demi memperoleh keridhoan-Nya.
Skripsi yang dibuat adalah Perancangn Pompa “Lean Amine Pump” Dengan
kapasitas 1500 GPM dan Tekanan 700 psi. Skripsi ini diharapakn dapat
menambah wawasan bagi penulis serta orang lain mengenai pompa serta design
kontruksi serta kalkulasinya.
Dalam kesempatan ini, penulis ingin menyampikan ucapan terima ksih yang
setulus-tulusnya kepada :
1. Ayahanda dan Ibunda tercinta, yang telah memberikan segaanya demi
kesuksesan studi putranya.
2. Prof.Dr. Soesanto,M.Pd., selaku Dekan Fakultas teknik Universitas
Negeri Semarang .
3. Drs. Pramono, Selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Universitas Negeri
Semarang.
4. Bapak Ir.Sunardjo, MT., selaku Dosen Pembimbing I yang telah sabar
membimbing dan membantu penulis menyelesaikan Skripsi ini.
5. Bapak Samsudin Anis, MT. selaku Dosen Pembimbing II yang telah
sabar membimbing dan membantu penulis menyelesaikan Skripsi ini.
6. Dosen Jurusan Teknik Mesin yang telah sekian lama mengajar dan
mendidik penulis selama kuliah.
7. Karyawan tata usaha serta perpustakaan yang telah membantu penulis
dalam administrasi dan referensi.
vi
8. Kakakku yang telah membantu memberikan berbagi referensi,motivasi
serta dorongan untuk lebih cepat menyelesaikan studi.
9. Seseorang yang selalu terucap dalam setiap doaku yang telah menjadi
inspirator selesainya Skripsi ini.
10. Mas Iwan Kurniawan, yang telah membantu menyelesaikan gambarku.
11. Seluruh rekan mahasiswa Jurusan Teknik Mesin.
12. Seluruh rekan-rekanku di Al-firdaus, Adz-Dzikr, Scudetto, dan Daffa
kost (Lukman, Awang, Arif W, Didik, Dani, Hadi, Arif J).
13. Hadi, Arif J, Didik, Galih, Sugi’, Dona, Dani, terima kasih pinjaman
Komputer dan printnya.
14. Seluruh pihak yang belum penulis sebutkan yang telah membantu
penulis hingga selesainya Skripsi ini.
Semoga Alloh SWT membalasnya dengan balasan yang baik.
Akhir kata penulis mengharapkan kritik dan saran guna menambah
pengetahuan penulis dikemudian hari. Semoga Skripsi ini dapat diambil manfaat
yang sebesar-besarnya bagi pembaca dan semua yang membutuhkan.
Semarang, Januari 2006
Muhammad Nur Ali Mahmudi
DAFTAR ISI
vii
Halaman
HALAMAN JUDUL .......................................................................................... i
HALAMAN PENGESAHAN ............................................................................ ii
MOTTO ............................................................................................................. iii
PERSEMBAHAN .............................................................................................. iv
KATA PENGANTAR ....................................................................................... v
DAFTAR ISI ...................................................................................................... vi
DAFTAR LAMBANG DAN SINGKATAN ..................................................... xii
DAFTAR TABEL............................................................................................... xvi
DAFTAR GAMBAR .......................................................................................... xvii
DAFTAR LAMPIRAN....................................................................................... xix
INTISARI............................................................................................................ xx
BAB I. PENDAHULUAN.................................................................................. 1
1.1 Pengertian Dan Fungsi Pompa .................................................................. 1
1.2 Jenis-Jenis Pompa ..................................................................................... 2
1.2.1 Pompa Kerja Positif (Positive Displacement Pump) ...................... 3
1.2.1.1 Pompa Resiprok ................................................................... 3
1.2.1.2 Pompa Rotari ........................................................................ 5
1.2.1.3 Pompa Diafragma ................................................................ 6
1.2.2 Pompa Kerja Dinamis (Non Positif Displacement Pump) ................ 7
1.2.2.1 Pompa Sentrifugal ................................................................ 7
1.2.2.2 Pompa Jenis khusus ............................................................. 12
1. 3 Tujuan Penulisan ....................................................................................... 13
1. 4 Metode Penulisan ...................................................................................... 13
1. 5 Rumusan Dan Batasan Masalah ................................................................ 14
BAB II. TINJAUAN MASALAH ..................................................................... 15
2.1 Latar Belakang Masalah............................................................................. 15
2.2 Head Total Dan Kapasitas Total Pompa ................................................... 23
viii
2.2.1 Head total pompa .......................................................................... 24
2.3 Pemilihan Jenis Pompa ............................................................................. 30
2.4 Menentukan Jumlah Tingkat ..................................................................... 31
2.5 Pemilihan Penggerak Mula ....................................................................... 32
BAB III. PERENCANAAN IMPELER ............................................................. 38
3. 1 Segitiga Kecepatan .................................................................................... 38
3. 2 Kecepatan Spesifik Dan Tipe Impeller ..................................................... 39
3.2.1 Kecepatan Spesifik Kinematik ...................................................... 40
3.2.2 Kecepatan Spesifik Dinamik ......................................................... 40
3.2.3 Bilangan Bentuk ............................................................................ 41
3.2.4 Tipe Impeller ................................................................................. 41
3. 3 Daya Pompa .............................................................................................. 45
3. 4 Dimensi Impeller ....................................................................................... 46
3.4.1 Diameter Poros .............................................................................. 47
3.4.2 Diameter Sisi Masuk ..................................................................... 51
3.4.3 Sudut Sisi Masuk (Β1) ................................................................... 55
3.4.4 Lebar Sisi Masuk Impeller ............................................................ 56
3.4.5 Diameter Sisi Keluar Impeller ...................................................... 58
3.4.6 Lebar Sisi Keluar Impeler (B2) ..................................................... 61
3.4.7 Koreksi Terhadap 1+Cp ................................................................. 63
3.4.8 Koreksi Terhadap Jumlah Sudu .................................................... 64
3.4.9 Lebar Impeler Untuk Tiap Titik .................................................... 64
3.5 Segitiga Kecepatan .................................................................................... 65
3.5.1 Segitiga Kecepatan Pada Sisi Masuk Impeler ............................... 65
3.5.2 Segitiga Kecepatan Sisi Keluar Impeler ....................................... 66
3.6 Perancangan Sudu Impeler ........................................................................ 69
3.7 Pemeriksaan Kekuatan Impeler ................................................................. 72
3.8 Rangkuman Hasil Perhitungan Impeler .................................................... 75
BAB IV SALURAN MASUK DAN KELUAR ................................................ 80
ix
4.1 Saluran Masuk ........................................................................................... 80
4.2 Saluran Keluar ........................................................................................... 82
4.2.1 Difuser Dan Saluran Pengarah Balik ............................................ 82
4.2.2 Perencanaan Diffuser .................................................................... 84
4.2.3 Pengaruh Penyempitan Pada Sisi Masuk ...................................... 85
4..2.4 Luas Sisi Masuk Tiap Sudu Difuser Ring (Ad) ............................. 87
4.2.5 Tinggi Laluan Sisi Masuk Difuser ( E4 ) ....................................... 88
4.2.6 Radius Sisi Masuk Difuser (Rb) .................................................. 89
4.2.7 Jari-Jari Kelengkungan Busur AB ( Ρ ) ........................................ 89
4.2.8 Panjang Laluan Pada Cincin Difuser ( L ) .................................... 90
4.2.9 Diameter Terluar Difuser ( D5 ) .................................................... 90
4.2.10 Sisi Keluar Difuser ....................................................................... 90
4.2.11 Sudut Divergensi ( Δ ) ................................................................... 91
4.2.12 Pemilihan Material Difuser .......................................................... 91
4. 3 Perencanaan Sudu Pengarah Balik ............................................................ 92
4.3.1 Pengaruh Jumlah Sudu Difuser Pada Distribusi Kecepatan ......... 92
4.3.2 Sudu Penghantar Balik Sisi Masuk ............................................... 95
4.3.3 Sudu Penghantar Balik Sisi Keluar ............................................... 96
4.3.4 Pemilihan Material Sudu Penghantar Balik ................................. 97
4.4 Perhitungan Kekuatan Casing ................................................................... 98
BAB V. PERENCANAAN POROS ................................................................. 99
5. 1 Perencanaan Poros .................................................................................... 99
5.1.1 Gaya Aksial .................................................................................. 99
5.1.1.1 Perhitungan Gaya Aksial ................................................... 103
5.1.1.2 Perhitungan Dimensi Celah Dan Cakram ......................... 104
5.2 Gaya Radial ............................................................................................ 110
5.2.1 Perhitungan Berat Impeller ........................................................... 111
5.2.2 Perhitungan Berat Cakram ............................................................ 114
5.2.3 Perhitungan Berat Kopling ............................................................ 116
5.2.4 Konstruksi Poros ........................................................................... 117
x
5.3 Pemeriksaan Kekuatan Poros .................................................................... 119
5.3.1 Pemeriksaan Terhadap Tegangan Geser ....................................... 124
5.3.2 Pemeriksaan Terhadap Defleksi Puntiran ..................................... 125
5.3.3 Pemeriksaan Terhadap Konsentrasi Tegangan ............................. 128
5.3.4 Pemeriksaan Konsentrasi Tegangan Pada Poros Tempat Impeller 129
5.3.5 Pemeriksaan Konsentrasi Tegangan Pada Poros Tempat Kopling 131
BAB VI. PERENCANAAN BANTALAN, KOPLING DAN PASAK ............ 134
6.1 Perencanaan Bantalan ............................................................................... 134
6.1.1 Umur Bantalan .............................................................................. 138
6.1.2 Pelumasan Bantalan ...................................................................... 140
6.2 Stuffing Box ............................................................................................... 140
6.3 Perencanaan Kopling ............................................................................... 142
6.3.1 Pemeriksaan Kopling .................................................................... 144
6.3.2 Pemeriksaan Terhadap Baut Pengikat Kopling ............................. 146
6.4 Pasak ........................................................................................................ 147
6.4.1 Pasak Pengikat Untuk Impeller Dan Cakram ............................................ 148
6.4.2 Pasak Pada Kopling .................................................................................. 151
BAB VII. EFESIENSI DAN KAVITASI .......................................................... 154
7.1 Efesiensi ................................................................................................... 154
7.1.1 Efesiensi Hidrolis .......................................................................... 155
7.1.2 Efesiensi Mekanis ......................................................................... 156
7.1.3 Efesiensi Volumetris ..................................................................... 157
7.1.4 Efisiensi Total ............................................................................... 158
7.2 Kavitasi ..................................................................................................... 158
7.3.1 NPSH (Net Positive Suction Head) ........................................................... 160
7.3.1 NPSH Yang Dibutuhkan ............................................................... 161
7.3.2 NPSH Yang Tersedia .................................................................... 162
7.3.3 Pencegahan Kavitasi ..................................................................... 164
BAB VIII KARAKTERISTIK POMPA ............................................................ 165
xi
8.1 Hubungan Head Euler Dengan Kapasitas Pompa ..................................... 165
8.1.1 Head Euler Dengan Kapasitas ....................................................... 165
8.1.2 Head Teoritis Dan Kapasitas ........................................................ 166
8.1.3 Head Aktual Dengan Kapasitas .................................................... 167
8.2 Hubungan Efesiensi Dengan Kapasitas Pompa ........................................ 172
BAB IX PENUTUP ........................................................................................... 182
DAFTAR PUSTAKA ........................................................................................ 185
LAMPIRAN ....................................................................................................... 186
DAFTAR LAMBANG DAN SINGKATAN
xii
Ao = luas penampang sisi masuk impeler ( m2 )
Ao’ = luas penampang masuk total ( m2 )
A1 = luas penampang pada sisi masuk impeller
A2 = luas penampang sisi keluar impeler
A5 = luas penampang sisi keluar difusser impeler
Ad = luas total sisi masuk difuser ring ( m2 )
Ah = luas penampang hub
b = lebar sudu ( mm )
b3 = lebar awal difuser ( mm )
bm = lebar sudu rata - rata ( mm )
BHP = daya kuda rem (HP)
c = kecepatan absolut partikel fluida yang mengalir melalui impeler relatif
terhadap tanah ( m/s )
c0 = kecepatan aksial (m/s)
cm = kecepatan meridian ( m/s )
C = Kapasitas beban dinamis (N)
Cb = faktor koreksi jika terjadi pembebanan lentur.
Cp = koreksi Pfleiderer
Cu = komponen tangensial dari kecepatan absolute (m/s)
D = diameter pipa (m)
D = diameter impeller (m)
do = diameter impeler pada sisi masuk ( mm )
dd = diameter cakram (mm0
dsh = diameter poros (mm)
dh = diameter untuk hub depan impeler ( mm ) dh’ = diameter untuk hub belakang impeler ( mm )
e = tingggi laluan diffuser (mm)
F = gaya tangensial (kg)
FHP = daya kuda fluida (HP)
f = koefisien gesek
xiii
Fat = gaya aksial total (N)
G = modulus geser (kg/cm2)
g = percepatan gravitasi (9.81 m/s2)
H = head/ tinggi tekan pompa (m)
Hth = head teoritis (m)
Hth∞ = head teoritis euler (m)
hh = head kerugian gesekan (m)
Hpl = daya kuda untuk mengatasi kebocoran (HP)
hfd = rugi – rugi akibat gesekan
Hpdf = daya kuda untuk mengetasi kerugian gesekan
Hph = daya kuda untuk mengetasi kerugian hidrolis
HPM = daya kuda untuk mengetasi kerugian mekanis
Hpl = daya kuda untuk mengetasi kerugian kebocoran
I = momen inertia (cm4)
Kcm1 = koefisien kecepatan pada sisi masuk impeler
Kt = faktor koreksi momen puntir jika terjdi tumbukan atau lendutan
K2cu = faktor sirkulasi
Kt = konstanta pegas puntir (kg cm/rad)
l = panjang pipa (m)
M = momen lengkung (kg/cm2)
NPSHA = NPSH yang tersedia (m)
NPSHR = NPSH yang diperlukan (m)
nsq = kecepatan spesifik kinematik ( rpm )
nsp = kecepatan spesifik dinamik ( rpm )
nsf = bilangan bentuk
n = kecepatan putar poros pompa ( rpm )
Psh = daya poros yang dibutuhkan pompa ( Watt )
P = daya penggerak (HP)
Pa = tekanan absolute pad cairan yang akan dipompa
Pbf = kerugian daya akibat gesekan pada bantalan (HP)
Pd = beban ekivalen (N)
xiv
Pv = tekanan uap jenuh ada temperatur pemompaan (kg/cm2)
Q’ = kapasitas fluida yang melewati impeler
Q = kapasitas pompa [ SI ( m3/s ) , British ( gpm ) ]
Qs = kapasitas pompa tanpa adanya shock losses (m3/s)
R = beban radial (kg)
Re = bilangan Reynold
S = tebal sudu (mm)
s1 = tebal sudu pada sisi inlet ( mm )
su1 = tebal sudu pada sisi masuk dalam arah keliling ( mm )
su2 = ketebalan sudu pada sisi keluar dalam arah keliling (mm)
s4 = tebal awal sudu difuser ( mm )
s7 = tebal awal sudu pengarah balik ( mm )
Sf = faktor keamanan
T = momen puntir (kg.mm)
Tf = kerugian torsi (kg.mm)
u = kecepatan suatu titik pada impeler tersebut relatif terhadap tanah ( m/s )
U = kecepatan keliling (m/s)
V = kecepatan aliran (m/s)
Vsudu = volume sudu (mm3)
W = Berat impeller (kg)
w = kecepatan partikel fluida relatif terhadap impeler ( m/s )
Z = jumlah sudu
α = sudut antara c dan u ( º )
β = sudut antara w dan perpanjangan u ( º )
ω = kecepatan sudut ( rad/s )
γ = berat Jenis fluida ( kg/m3 )
ηt = efisiensi total pompa
σ = kekuatan tarik material ( kg/cm2 )
τ = tegangan geser (kg/cm2)
σa = tegangan desak ( kg/cm2 )
xv
φ1 = koefisien penyempitan ( constriction coefficient) pada sisi masuk β2
sudutsisi keluar
ηh = efisiensi hidrolis
ψ' = koefisien untuk menentukan Cp
υ = sudut overlap ( º )
δ = sudut Divergensi ( º )
θ = deformasi Puntir ( º )
ηv = efisiensi volumetris ηh = efisiensi hidrolis
ηm = efisiensi mekanis
ηtot = efisiensi total
ν = viskositas kinematis (m2/s)
ε = faktor penyempitan
μ = faktor slip
xvi
DAFTAR TABEL
Tabel 2.1 Keunggulan gas alam dibandingkan minyak solar ........................ 15
Tabel 2.1 Lanjutan ........................................................................................ 16
Tabel 2.2 Perbandingan Emisi Udara ............................................................ 16
Tabel 2.3 Data gas (raw gas) di sumur gas alam Merbau Sumatra Selatan... 18
Tabel 2.4 karakteristik gas alam di sumur gas Merbau Sumatra Selatan ..... 19
Tabel 2.5 Spesifikasi produk di sumur gas alam Merbau Sumatra Utara ..... 20
Tabel 2.6 Hasil Perhitungan efesiensi pompa dalam berbagai tingkat ......... 36
Tabel 3.1 Cadangan daya berdasarkan Psh ..................................................... 46
Tabel 3.2 Unsur kimia dan kandungannya dalam bahan poros .................... 50
Tabel.3.3 Harga efisiensi hidrolis untuk tiap harga kecepatn spesifik .......... 59
Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeller ......................................... 73
Tabel 3.5 Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik ............................................ 76
Tabel 3.5 Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik (lanjutan) ............................. 77
Tabel 3.6 Lebar laluan (b) untuk setiap titik ................................................. 78
Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeller .......................................... 79
Tabel 8.1 Hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head actual
pada berbagai kapasitas pompa ..................................................... 172
Tabel 8.2 Hasil perhitungan efesiensi pada berbagai kapasitas pompa ........ 176
Tabel 8.3 Head sistem dan head aktual pompa pada berbagai kapasitas ...... 176
xvii
DAFTAR GAMBAR
Gambar 2.1 Lay out pompa ..................................................................... 25
Gambar 2.2 Grafik daerah operasi berbagai pompa ................................ 31
Gambar 2.4 Grafik efesiensi pompa sebagai fungsi kapasitas dan spesific
speed ..................................................................................... 36
Gambar 3.1 Diagram Kecepatan Masuk dan Keluar Suatu Impeler......... 38
Gambar 3.2 Diagram Segitiga Kecepatan Masuk dan Keluar ................. 39
Gambar 3.3 Bentuk dan Jenis Impeler Berdasarkan Kecepatan Spesifik . 42
Gambar 3.4 Grafik hubungan Kcm1 dan Kcm2 dengan nsq ........................ 52
Gambar 3.5 Sudu Sisi Outlet ( Lazarkiewicz, Hal 85 ) .......................... 61
Gambar 3.5 Segitiga kecepatan sisi inlet .................................................. 65
Gambar 3.7 Segitiga kecepatan sisi outlet ............................................... 67
Gambar 3.8 Sudut Overlap ...................................................................... 70
Gambar 3.9 Metode point by point .......................................................... 71
Gambar 3.10 Grafik variasi Cm dan w terhadap jari-jari .......................... 79
Gambar 3.11 Impeller hasil perancangan .................................................. 79
Gambar 4.1 Saluran masuk tipe konsentris .............................................. 81
Gambar 4.2 Dimensi Difuser ring ........................................................... 85
Gambar 4.2 Grafik Hubungan Kcv = f (ns) ............................................... 88
Gambar 4.4 Pengaruh jumlah sudu pada distribusi kecepatan
keluar diffuser ...................................................................... 93
Gambar 5.1 Gaya geser aksial .................................................................. 99
Gambar 5.2 Cakram penyeimbang gaya aksial ........................................ 102
Gambar 5.3 Penampang impeller ............................................................. 111
Gambar 5.4 Cakram penyeimbang .......................................................... 114
Gambar 5.5 Penampang kopling .............................................................. 116
Gambar 5. 6 Poros yang Direncanakan .................................................... 118
Gambar 5.7 Gaya-gaya yang bekerja pada poros .................................... 119
Gambar 5.8 Grafik faktor konsentrasi tegangan β untuk
poros bertingkat .................................................................... 129
xviii
Gambar 5.9 Grafik penentuan faktor konsentrasi tegangan α
untuk alur pasak ................................................................... 130
Gambar 6.1 Bantalan rol silindris ............................................................ 135
Gambar 6.2 Stuffing box dengan water jacket .......................................... 141
Gambar 6.3 Kopling flens luwes .............................................................. 144
Gambar 6.4 Geseran akibat tegangan geser pada kopling ....................... 145
Gambar 6.5 Gaya geser pada pasak ......................................................... 148
Gambar 7.1 Grafik hubungan antara kecepatan spesifik, efesiensi
hidrolis serta koefisien kavitasi Thoma................................. 162
Gambar 7.2 Layout isap pompa ............................................................... 163
Gambar 8.1 Kerugian - kerugian hidrolis ................................................ 168
Gambar 8.2 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan
head pompa (H) Pada Putaran 3000 rpm ............................. 177
Gambar 8.3 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q)
dengan dengan BHP (HP) Pada Putaran 3000 rpm .............. 177
Gambar 8.4 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan
efesiensi (η) Pada Putaran 3000 rpm ................................... 178
Gambar 8.5 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan
head (H) Pada Putaran 3000 rpm ......................................... 180
Gambar 8.6 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head (H) Pada Putaran 3000 rpm ......................................... 180
xix
DAFTAR LAMPIRAN
1. Lampiran 1 (Pemilihan Material Pompa ) .............................................. 186
2. Lampiran 2 ( Sifat Dan Komposisi Kimia Bahan ) ............................... 187
3. Lampiran 3 ( Ukuran Pasak Dan Alur Pasak ) ...................................... 191
4. Lampiran 4 ( Macam – Macam Kopling Tetap ) ................................... 192
5. Lampiran 5 ( Pemilihan Bantalan ) ....................................................... 193
6. Lampiran 6 ( Ukuran Kopling Flens ) .................................................... 194
7. Lampiran 7 ( Diagram Geser dan Diagram Momen Poros) .................. 198
xx
INTISARI Perancangan Pompa Lean Amine Pump Dengan Kapasitas 1500 GPM Tekanan 700 psi, Muhammad Nur Ali Mahmudi, Sunarjo, MT., Samsudin Anis, MT, 2006. Pompa adalah peralatan mekanis untuk meningkatkan energi tekanan pada cairan yang dipompa dengan mengubah energi mekanis poros penggerak menjadi energi potensial dan energi kinetis fluida. Seiring berkembangnya teknologi, pompa digunakan diberbagai bidang termasuk pemakaiannya dalam bidang pertambangan. Selanjutnya dalam skripsi ini akan direncanakan sebuah pompa yang digunakan untuk memompa Amine dalam sebuah sistem pemurnian gas alam di Sumur Gas Merbau Sumbagsel Sumatra Selatan dengan kapasitas 1500 GPM dan tekanan 700 psi. Pompa yang direncanakan adalah pompa sentrifugal 5 tingkat dengan poros mendatar yang mempunyai kapasitas 5,678 m3/menit dengan head total 491 m dengan menggunakan penggerak Gas Engine dengan putaran 3000 rpm dan daya 883 HP (658.7 kW). Perancangan elemen-elemen pompa terdiri dari impeller, difuser, poros, bantalan, kopling, serta komponen – komponen lainnya dengan hasil sebagai berikut :
1.Impeller a. Diameter sisi masuk (d1) : 130 mm b. Diameter sisi keluar ( d2 ) : 270 mm c. Jumlah sudu ( z ) : 8 buah
2.Diffuser 1. Diameter dalam : 275 mm 2. Diameter luar : 400 m 3. Jumlah sudu ( z ) : 8 sudu
4.Poros a. Diameter terkecil : 50 mm b. Diameter terbesar : 65 mm
5.Bantalan a. Bantalan yang dipakai adalah bantalan rol silinder tipe NU 311 EC
6.Kopling a. Kopling yang dipilih dalam skripsi kali ini adalah kopling flens luwes
yang terbuat dari bahan besi karbon cor SC 49 sesuai dengan standart JIS G 5101.
xxi
PERNYATAAN SELESAI BIMBINGAN
Yang bertanda tangan dibawah ini pembimbing skripsi dari mahasiswa
Nama : Muhammad Nur Ali Mahmudi
NIM : 5250401012
Prodi : Teknik Mesin S1
Menyatakan bahwa mahasiswa tersebut telah selesai bimbingan skripsinya yang
berjudul :
PERANCANGAN POMPA “LEAN AMINE PUMP” BERKAPASITAS 1500
GPM TEKANAN 700 psi
dan skripsi tersebut siap untuk diujikan.
Demikian semoga menjadi periksa.
Semarang, 1 Februari 2006
Pembimbing I Pembimbing II
Ir. Sunardjo, MT Samsudin Anis, ST.MT. NIP. 130812214 NIP.132303194
Mengetahui ,
Ketua Jurusan Teknik Mesin
Drs.Pramono NIP. 131474226
xxii
HALAMAN PENGESAHAN Skripsi. Tahun 2006. Judul Skripsi: “Sitem Suplai Air Bersih Untuk
Universitas Negeri Semarang“.
Telah dipertahankan dihadapan Tim Penguji pada tanggal : 4 Maret 2006.
Panitia Ujian :
Ketua Sekretaris
Drs. Supraptono, M.Pd Basyirun, S.Pd, MT NIP. 13112564 NIP. 132094389
Pembimbing I Anggota Penguji :
Ir. Sunardjo, MT 1. Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214 NIP. 130812214
Pembimbing II
2. Drs. Wirawan S, MT NIP. 131876223
Drs. Wirawan S, MT NIP. 131876223 3. Samsudin Anis, ST. MT NIP. 132303194
Mengetahui
Dekan Fakultas Teknik
Prof. Dr. Soesanto NIP. 130875753
ii
xxiii
Ucapan terima kasih
Ali mahmudi : thank’s to temen - temen cemua yang telah ngebantu aqu ngekelarin skripsi ini, tak terkecuali buat temen2kyu dikost “daffa” : (Didik (Ryan, mrengut) gimana “empire” nya aku macih boleh pinjam khan? Hadi susanto (meler) temenkyu sekamar, kok kamu bisa di panggil meler cih? Lukman Khakim (mbah man), makacih boncengannya ke jogja, Dani setyawan cepet selesein donk ckripcinya, ntar dimarahin pak karnowo lho jangan pulang mulu, Untuk Awank makacih curhatnya, Sugiyanto (Sugi’) jangan tidur sembarangan & potong donk bulu keteknya, udin (kenthir) Dona, galih) Makacih pinjeman kompther and print nya,. Pak Doni (jadi atlit cipayung donk), Iwan (pengung), mas Ipang (ajarin aku tennis donk), mas Partono, Mas Agung (lulus bareng yuk!) Irwan (kucing), awan (ariel peterpan), Dedi (beast), bayu, deden pai, prapas (kethek), fatron,dll, belajar yang giat biar cepet lulus.
Buat temen2kyu TM S1 2001 ayo mana gerakannya? jangan pada males-malesan! Boeat arif W (nambah gendhut ya), aniq (moga tambah kriting), tomo (Mbah tom) malem tetep dinas khan?, buat joko (Mbah joko) jangan mau dipanggil mbah dukun! Nasri (napi) gimana nich kok malah bimbang! Temen seperjuangan Anggun, (gimana anak jogjanya? Jadi khan?). Truss Pendi (pendot), Priyo (Monchos), Pak Eko (kopok), Mustaqim (pithik) Dwi A, P-man, hermanto (manthous), Dwi A, Udin (juragan mangut) and semuanya, cepetan biar cepet lulus.
Temen koskyu yang doeloe (Imam M, kapan nich kita tanding empire lagi?), Agus Suwiji (mo lulus kaphan?) mas ridwan (met married), mas tarom (mas! wear pack mu belum tak kembalikan lho), mas tohari (Sukses ya) rohmadi (truss kreatif buat robot ya!). tak lupa boeat Amrul, Zaenal, Topik, Ardhi, Ashrof, Banu (Ban-ban), bambang dll. Makacih cemuanya atas dukungan and doa nya.
Tak lupa juaga makasih banyak yah for: pak Heri (moga langgeng ma inun), Suharyanto (Pe-je), Inun (moga tambah pesek aza), Ike (gimana kabarnya kok gak pernah nongol ), limas (Mba’ mas), Aan S (popon) (Makan Yuuk), chika (married kok ngga’ ngundang?), Special buat S.Apriliawati (tambah cantik aja, kamulah inspiratorku, thank’s for all)
Temen 2 kos binaan : pak Eko, mas Ridwan, Priyanto, pak, mas Solikin, pak Edi, Amrul, Nurul, mba’ Suci, mbak Agus, mba’ Titik dll. ( harus tetep dijalan dakwah, pastikan Alloh bersama kita). Tak lupa mas Abror, pak Mul and bapak kosku yang lainnya makasih telah ngasih tumpangan akyu, maapin bila mbayarnya telat.
Boeat Arif jumarwanto (jum-jum alias Mblotong) kau temen sejati gue (“untuk saat ini” sory becanda.) kamu tetep yang paling baik, moga silaturahmi kita tak terputus oleh waktu. Buat adi (lonthok), agus (sipit), makasih bantuannya.
1
1
BAB I
PENDAHULUAN
1.1 Pengertian dan fungsi pompa
Pompa adalah peralatan mekanis untuk meningkatkan energi tekanan pada
cairan yang di pompa. Pompa mengubah energi mekanis dari mesin penggerak
pompa menjadi energi potensial tekan. Pengubahan energi mekanis menjadi
energi potensial tekan fluida tersebut dapat dilakukan dengan beberapa cara:
a. Menggunakan plunger dengan gerakan bolak–balik.
b. Menggunakan sudu atau impeler yang berputar.
c. Menggunakan fluida perantara baik gas maupun cair yang
berkecepatan tinggi, kemudian dicampur dengan fluida yang
berkecepatan rendah yang akan dipompakan.
d. Memangas atau udara bertekanan tinggi yang diinjeksikan ke saluran
fluida yang dipompakan
Pemakaian pompa awalnya hanya terbatas pada penyediaan air untuk
keperluan sehari–hari, tetapi seiring dengan berkembangnya teknologi pompa
digunakan juga pada pabrik–pabrik kimia, pertambangan minyak, perusahaan air
bersih dan sektor–sektor lain.
Penggunaan pompa yang demikian luas dengan berbagai macam jenis dan
bentuknya, memerlukan pengetahuan yang cukup untuk merancang, membuat,
maupun memilih tipe pompa yang tepat sesuai dengan kondisi dan lingkungan
operasi yang dilayaninya. Mulai dari tujuan penggunaannya, jenis dan sifat fluida
2
2
yang dipompa, keadaan lingkungan, head dan kapasitasnya, pemilihan
penggeraknya, bahkan sampai instalasi dan perawatannya, secara umum pompa
berfungsi untuk:
a. Memindahkan fluida dari tempat yang berkedudukan rendah ke
tempat yang yang berkedudukan tinggi.
b. Memindahkan fluida dari suatu tempat ke tempat lain yang
bertekanan lebih tinggi.
c. Memindahkan fluida ke tempat lain dengan jarak tertentu.
d. Sirkulasi pada suatu proses di industri.
1.2 Jenis-jenis pompa
Seiring dengan berkembangnya teknologi, pompa memiliki ruang
pemakaian yang sangat luas, jenis dan ukurannya pun didesain sedemikian rupa
guna memenuhi kebutuhan. Secara tekstual pompa adalah mesin yang digunakan
untuk memindahkan fluida cair dari tempat yang rendah ke tempat yang tinggi,
atau dari daerah bertekanan rendah ke daerah bertekanan tinggi, atau melewati
saluran dengan tahanan hidrolik tinggi. Pompa bekerja karena adanya perbedaan
tekanan antara sisi masuk dan sisi keluar dari elemen bergerak pada pompa
seperti impeler, piston, plunyer, lobe dan sebagainya.
Pompa mentrasfer energi mekanik dari penggerak mula ke fluida yang
melewatinya, yang akan meningkatkan energi fluida untuk digunakan
memindahkan fluida tersebut serta mengatasi tahanan hidrolik pipa. Sistem yang
terdiri dari pipa isap, pompa dan pipa buang disebut sistem pemompaan
3
3
Berdasarkan pada cara pemberian energi pada aliran fluidanya maka pompa
dikelompokkan menjadi dua kelompok besar yaitu:
1.2.1 Pompa kerja positif (positive displacement pump)
Pompa kerja positif merupakan pompa yang mana energi dalam fluida akan
bertambah secara periodik dengan cara memberikan gaya pada lapis batas
(boundary layer) dalam suatu sistem yang tertutup, yang termasuk dalam pompa
ini adalah:
1.2.1.1 Pompa resiprok
Pompa resiprok adalah pompa yang mengubah energi mekanis penggerak
pompa menjadi energi aliran dari zat cair yang dipindahkan dengan menggunakan
elemen yang bergerak bolak–balik dalam silinder. Pompa resiprok ini dapat
dikelompokkan berdasar:
a. Cara kerja:
1) Kerja tunggal
2) Kerja ganda
b. Tekanan yang dihasilkan:
1) Tekanan rendah (<5kg/cm2)
2) Tekanan menengah (5 – 10kg/cm2)
3) Tekanan tinggi (>50kg/cm2)
4
4
c. Kapasitas :
1) Kapasitas rendah (<20 m3/jam)
2) Kapasitas menengah (20 – 60 m3/jam)
3) Kapaitas tinggi (>50 m3/jam)
d.. Putaran :
1) Putaran rendah (<80 rpm)
2) Putaran menengah (80 – 150 rpm)
3) Putaran tinggi (>150 rpm)
e. Konstruksi:
1) Pompa torak piston
2) Pompa torak plunyer
3) Pompa simplex (satu silinder)
4) Pompa duplex (dua silinder)
5) Pompa triplex (tiga silinder)
6) Pompa horisontal,vertikal, miring.
Kelebihan pompa resiprok antara lain :
a. Tekanan yang dihasilkan tinggi, karena hanya dibatasi oleh tenaga
dari unit pompa dan bagian dari unit pompa.
b. Tekanan yang dihasilkan tidak tergantung kapasitasnya.
c. Pompa dapat bekerja dengan pengisapan kering
d. Menghasilkan tekanan tertentu pada setiap putaran atau langkah
permenit
5
5
Kerugian pompa resiprok adalah :
a. Gaya inersia yang timbul karena gerak bolak–balik dari piston
mengakibatkan gerakan yang tidak mantap dari cairan di dalam pipa
isap dan pipa tekan.
b. Kerja pompa membutuhkan katup–katup, sehingga dari segi ekonomi
kurang baik.
c. Membutuhkan dimensi yang besar untuk mendapatkan kapasitas yang
tinggi.
d. Bekerja tidak maksimal apabila digunakan untuk cairan yang
bercampur zat padat
1.2.1.2 Pompa rotari
Pompa rotari merupakan pompa dimana energi dari mesin penggerak
ditransmisikan dengan menggunakan elemen yang berputar di dalam rumah
pompa (casing), yang termasuk dalam pompa ini adalah:
a. Pompa vane
Pompa vane adalah pompa yang impelling elementnya berupa vane
yang dapat bergerak bebas pada slot dalam rotornya. Pemasangan
rotor dibuat eksentrik terhadap permukaan dalam casing pompa.
b. Pompa gear
Pompa gear adalah pompa yang rotornya berupa roda gigi
c. Pompa screw
Pompa skrew merupakan pompa yang rotornya berupa skrup
6
6
d. Pompa lobe
Pompa ini mirip dengan pompa roda gigi dalam hal aksinya dan
mempunyai dua rotor atau lebih dengan dua, tiga atau empat cuping
atau lebih pada masing-masing rotor
e. Pompa Kam dan Piston
Pompa ini terdiri dari lengan eksentrik dan lengan bercelah pada
bagian atasnya.
Kelebihan pompa rotari adalah :
a. Ukuran keseluruhan lebih kecil sehingga lebih ringan
b. Aliran zat cair yang dihasilkan uniform
c. Dapat bekerja dengan putaran tinggi sehingga dapat dihubungkan
dengan tenaga penggeraknya
d. Tekanan yang dihasilkan dapat cukup tingi
e. Dapat bekerja pada pengisapan kering
f. Dapat dipasang/bekerja dengan berbagai posisi.
1.2.1.3 Pompa diafragma
Pompa diafragma adalah pompa yang komponen utamanya berupa
membran yang fleksibel sebagai elemen pemindah positif. Pompa ini umumnya
untuk kapasitas kecil, dipakai untuk aliran jernih atau yang mengandung padatan
misalnya bubur kertas kental, air selokan bahkan campuran air dan pasir. Pompa
jenis ini kemungkinan tersumbatnya kecil dan tahan terhadap korosi oleh bahan-
7
7
bahan kimia yang dipompanya, dikarenakan bagian yang berhubungan langsung
dengan fluida adalah diagfragma.
Kelebihan pompa diafragma antara lain :
a. Pemeliharaan mudah dan murah
b. Dapat memompakan fluida yang mengandung lumpur
c. Apabila bekerja tanpa beban tidak terlalu merusak pompa
d. Tidak memerlukan perapat mekanis (mechanical seal).
Sedangkan kekurangan pompa diafragma antara lain :
a. Aliran yang dihasilkan berdenyut
b. Besar kapasitas sangat bergantung pada ukuran besar kecilnya pompa
c. Kapasitas rendah (bila dibandingkan dengan pompa sentrifugal)
d. Efesiansi rendah pada kapasitas tinggi.
1.2.2 Pompa kerja dinamis (non positif displacement pump)
Pompa ini menambahkan energi fluida dengan menaikkan kecepatannya,
yang selanjutnya mengubahnya menjadi energi tekan dengan melewatkannya pada
sebuah saluran yang meluas, pompa ini terbagi menjadi beberapa jenis yaitu :
1.2.2.1 Pompa sentrifugal
Pada pompa ini motor penggerak akan memutar impeler pompa, sehingga
zat cair yang ada didalamnya akan ikut berputar karena dorongan sudu-sudu,
8
8
akibatnya akan timbul gaya sentrifugal yang menyebabkan cairan meninggalkan
impeler dengan kecepatan tinggi, selanjutnya energi kinetik diubah menjadi energi
tekan fluida dengan melewatkannya pada casing yang berupa saluran dengan
penampang yang semakin membesar, ciri-ciri serta kelebihan dari pompa ini
antara lain :
a. Mampu bekerja pada putaran tinggi karena dapat langsung dikopling
dengan motor penggerak
b. Bentuk lebih kecil dan bobot lebih ringan dibanding dengan pompa
jenis torak
c. Keausan yang terjadi cukup kecil karena sedikit sekali komponen yang
bergesekan
d. Biasanya beroperasi pada kapasitas yang besar namun pada head yang
rendah, untuk mendapatkan head yang tinggi, maka digunakan pompa
sentrifugal bertingkat banyak
e. Tidak ada pulsasi air
f. Tidak ada mekanisme katup
g. Tidak ada pencemaran oleh minyak pelumas.
Pompa sentrifugal mempunyai cakupan yang luas dalam macam dan jenisnya,
pompa jenis ini dikelompokkan berdasarkan:
a. Jenis aliran dalam impeler
1) Pompa aliran radial
Pompa aliran radial merupakan pompa yang arah aliran fluida saat
keluar dari impeler tegak lurus dengan poros pompa.
9
9
2) Pompa aliran aksial
Pompa aliran aksial merupakan pompa yang arah aliran fluida saat
keluar dari impeler bergerak sepanjang permukaan silinder searah
poros pompa.
3) Pompa aliran campur
Pompa aliran campur merupakan yang mana fluida saat keluar dari
impeler bergerak sepanjang permukaan kerucut sehingga
komponen kecepatannya berarah radial dan aksial.
b. Jenis impeler
1) Impeler tertutup
Impeler tertutup merupakan impeler yang sudu-sudunya ditutup
oleh dua buah dinding baik dibelakang maupun di depan sudu,
pompa jenis ini cocok untuk fluida dengan sedikit sekali kotoran.
2) Impeler setengah terbuka
Impeler jenis ini terbuka dibagian muka namun tertutup dibagian
belakangnya. Pompa jenis ini digunakan untuk cairan yang
mengandung sidikit kotoran.
3) Impeler terbuka
Impeler ini terbuka di bagian depan maupun bagian belakangnya.
Pompa ini digunakan untuk pemompaan fluida yang mengandung
kotoran cukup tinggi.
10
10
c. Bentuk rumah
1) Pompa volut
Pompa volut merupakan pompa yang bentuk rumah (casing)nya
seperti rumah keong dengan tujuan untuk mengubah energi kinetik
menjadi energi tekan fluida
2) Pompa difuser
Pompa difuser adalah pompa yang menggunakan difuser sebagai
pengganti rumah keong.
3) Pompa aliran campur jenis volut.
Pompa ini merupakan pompa yang menggunakan impeler jenis
campur serta sebuah rumah volut.
d. Jumlah tingkat
1) Pompa satu tingkat
Pompa ini hanya mempunyai satu impeler sehingga head total yang
dihasilkannya relatif rendah.
2) Pompa bertingkat banyak
Pompa ini memiliki beberapa impeler yang disusun secara berderet
pada satu poros, sehingga zat cair yang keluar dari impeler yang
pertama dimasukkan ke impeler yang kedua hingga impeler tingkat
terakhir, dengan demikian head total yang dihasilkannya pun relatif
tinggi yang merupakan penjumlahan head dari masing-masing
impeler.
11
11
e. Posisi poros
1) Poros mendatar
2) Poros tegak
f. Sisi masuk impeler
1) Pompa isapan tunggal
Pompa isapan tunggal merupakan pompa yang hanya
menggunakan satu sisi sebagai, akibat dari hal ini adalah
timbulnya gaya aksial ke arah sisi hisap pompa karena fluida
masuk pada satu sisi impeler saja, sedangkan tekanan yang bekerja
pada masing-masing tidak sama. Gaya ini dapat ditahan oleh
bantalan aksial pada pompa ukuran kecil, untuk pompa ukuran
besar dipakai cara tertentu untuk mengatasi masalah gaya ini.
2) Pompa isapan ganda
Pompa isapan ganda menggunakan dua sisi sebagai tempat isapan,
pada pompa jenis ini gaya aksial yang timbul dapat dinetralkan
karena pompa memasukkan fluida dari dua sisi impeler sehingga
gaya aksial yang timbul saling meniadakan.
g. Belahan rumah.
1) Jenis belahan mendatar.
Rumah (casing) pompa jenis ini terdiri dari dua bagian yaitu
bagian atas dan bagian bawah yang terbelah secara mendatar.
12
12
2) Jenis belahan radial
Rumah jenis ini terbagi oleh sebuah bidang yang tegak lurus
pompa
3) Pompa jenis berderet atau sejajar
Rumah pompa jenis ini terbagi oleh bidang-bidang tegak lurus
poros sesuai dengan jumlah tingkatnya.
h. Kapasitas pompa
1) Kapasitas rendah (<20 m3/jam)
2) Kapasitas menengah (20 – 60 m3/jam)
3) Kapasitas tinggi (>60 m3/jam)
i. Tekanannya
1) Tekanan rendah (<5 kg/cm2)
2) Tekanan menengah (5 – 50 kg/cm2)
3) Tekanan tinggi (>50 kg/cm2)
1.2.2.2 Pompa jenis khusus
a. Pompa dengan motor benam (Submersibel-motor)
b. Pompa motor berselubung (Canned-motor)
c. Pompa pasir
13
13
I. 3 Tujuan penulisan
a. Memenuhi syarat kelulusan Program Strata-1, Jurusan Teknik Mesin,
Universitas Negeri Semarang.
b. Menerapkan ilmu yang telah diperoleh selama di bangku kuliah untuk
perancangan pompa.
c. Mengetahui tata cara perancangan dan pemilihan komponen-
komponen utama suatu pompa dengan berbagai permasalahan dan
pertimbangannya.
d. Mampu memilih dan menentukan jenis pompa yang tepat sesuai
dengan aplikasi dan kondisi operasinya.
e. Mampu memperkirakan secara cermat karakteristik pompa hasil
rancangan.
I. 4 Metode penulisan
Penulisan Skripsi ini diawali dengan pengumpulan data mengenai pompa di
PT. Inti Karya Persada Teknik (IKPT) Jakarta, kemudian dilanjutkan dengan studi
referensi mengenai perencanaan pompa, berbagai pertimbangan dan perhitungan
parameter-parameter yang dibutuhkan untuk perencanaan pompa dan komponen
pendukungnya yang disusun menjadi skripsi, akhirnya penulisan ini juga
dilengkapi dengan gambar teknik dari pompa yang dirancang.
14
14
I. 5 Rumusan dan batasan masalah
Penulisan skripsi ini dititikberatkan pada perancangan komponen sistem
mekanis pompa sentrifugal dan perhitungan prestasi pompa tersebut secara
teoritis, yang secara umum terdiri dari :
a. Perencanaan impeler meliputi jenis serta dimensi, difuser dan sudu
pengarah, rumah pompa, saluran masuk dan saluran keluar, perapat
dan seal, poros dan bantalan, pasak, pemilihan penggerak, dan
bagian-bagian lain yang akan ditentukan pada bab selanjutnya.
b. Perhitungan dan analisa karakteristik, efisiensi dan sifat-sifat lainnya.
Pembatasan masalah lebih lanjut akan dijelaskan pada Bab II
Tinjauan Masalah
15
BAB II
TINJAUAN MASALAH
2.1 Latar belakang masalah
Gas alam adalah salah satu bahan bakar gas yang termasuk dalam jenis
bahan bakar fosil. Gas alam berasal dari gas yang terperangkap dalam lapisan batu
kapur (limestone) reservoir minyak bumi dengan tekanan antara 350 hingga 700
bar. Gas alam terdiri dari CH4, C2H4, C2H6, serta sedikit fraksi gas-gas lain,
diantara semua bahan bakar fosil, gas alam mempunyai nilai pembakaran yang
tertinggi, yakni sekitar 55.800 kJ/kg atau 24.000 Btu/lbm.
Gas alam sebagai bahan bakar gas mempunyai keunggulan dibandingkan
dengan bahan bakar cair. Keunggulan itu berupa tingkat keamanan, efesiensi, dan
kualitas yang lebih tinggi dibandingkan dengan bahan bakar cair. Berikut
keunggulan gas alam dibandingkan dengan minyak solar :
Tabel 2.1 Keunggulan gas alam dengan minyak solar
Perbandingan No Masalah
Gas alam Minyak solar
1 keamanan Lebih aman karena lebih
ringan dari udara sehingga
dapat dengan cepat menguap
ke atas jika ada kebocoran
Kurang aman karena
akan mengalir di atas
permukaan tanah jika
terjadi kebocoran
2 Pembakaran di Mesin
Karena sebagai gas,
langsung bercampur dengan
udara dalam pembakaran
Perlu disemprotkan
sebagai partikel
sebelum dapat terjadi
pembakaran
16
Tabel 2.1b Lanjutan
Perbandingan No Masalah
Gas alam Minyak solar
3 Efisiensi Pembakaran
Menghasilkan api yang lebih
bagus dan tidak
meninggalkan bekas
Pembakarannya
kurang sempurna dan
menimbulkan jelaga
4 Lingkungan Tingkat polusi udara lebih
rendah
Tingkat polusi udara
lebih tinggi
5 Kualitas
Tidak berwarna dan tidak
berbau sehingga tidak
menimbulkan suatu akibat
pada produk yang dibuat
Warna dan baunya
dapat mempengaruhi
kualitas produk yang
dihasilkan
6 Faktor Lainnya
Tidak perlu ada tempat
penyimpanan karena
disalurkan lewat pipa
Perlu tempat
peyimpanan karena
disalurkan lewat
kendaraan / kapal
Sumber : Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001.
Tabel 2.2 Perbandingan Emisi Udara
No Emisi Gas alam (g/kg) Solar (g/kg)
1 Partikel 0.008 0.017
2 SO2 0.027 3.600
3 HC 0.380 0.420
4 NOX 3.010 3.350
5 N2O 0.340 0.630
6 CO 0.340 0.630
7 CO2 1879.4 3136.5
Sumber : Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001.
17
Gas alam yang baru keluar dari reservoir bumi masih banyak mengandung
gas-gas lain yang sifatnya merugikan, oleh karena itu perlu dilakukan pengolahan
agar didapatkan gas alam yang sesuai dengan spesifikasi yang dinginkan oleh
konsumen.
Gas alam yang diinginkan oleh konsumen biasanya mempunyai spesifikasi
yang membatasi keberadaan CO2 dan H2S , hal ini dikarenakan selain korosif
senyawa ini juga membahayakan bagi personil, menimbulkan bau dan
mengurangi nilai bakar (heating value), sehingga membutuhkan material peralatan
yang tahan terhadap sifat –sifat diatas untuk mengolahnya.
Tekanan parsial gas asam yang terkandung dalam gas alam digunakan
untuk menentukan kelayakan gas alam sebelum dikonsumsi, sesuai dengan
standard NACE (National Assosiation of Corrosion Engineers), apabila gas CO2
yang terlarut dalam air tekanan parsialnya melebihi 30 psia dan 0,05 psia untuk
H2S maka CO2 dan H2S harus dikurangi dengan alasan untuk meminimalisir
tingkat korosifitas yang dapat ditimbulkan oleh CO2 dan H2S.
Kandungan gas asam dapat dihilangkan atau dikurangi dengan beberapa
metode yang telah dikembangkan baik dengan cara kimia maupun fisika, metode
tersebut antara lain:
1. Unggulan padatan
2. Pelarutan kimia
3. Pelarutan Fisika
4. Konversi langsung H2S menjadi sulfur
5. Permeasi gas
18
Tingginya biaya yang dibutuhkan untuk memisahkan CO2 dan H2S dari gas
alam menjadi faktor utama dalam proses ini, oleh karena itu perlu digunakan
proses yang dapat diregenerasi, salah satu proses tersebut adalah dengan
penggunaan pelarut amine untuk memisahkan CO2 dan H2S. Amine merupakan
molekul yang mempunyai bentuk umum R3-xNHx dimana R adalah gugus
hidrokarbon dan besarnya 0<X<3 . Amine berasal dari ammonia NH3 yang satu
atau lebih atom hidrogennya telah berpindah ke gugus hidrokarbon.
Dalam penyusunan skripsi ini penulis menggunakan data dari PT Inti Karya
Persada Teknik (IKPT) mengenai gas alam yang berasal dari sumur gas Merbau
Sumatra Selatan, berikut data mengenai kandungan serta karakteristik gas alam
dari sumur gas Merbau Sumatra Selatan yang termuat dalam tabel 2.3 dan tabel
2.4.
Tabel 2.3 Data gas (raw gas) di sumur gas alam Merbau Sumatra Selatan
Component % mole
C1 63,39 C2 2,81 C3 2,21 I_C4 0,38 n_C4 0,61 i_C5 0,15 n_C5 0,18 C6+ 0,97 CO2 21,01 N2 6,30 H2S 0,00 O2 0,00
Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta
19
Tabel 2.4 karakteristik gas alam di sumur gas Merbau Sumatra Selatan
Karakteristik Nilai
Specific Gravity 0,8620
Water Content 20 lb/MMscf
Normal Operating Temperature 1050 F
Gross Heating Value 900 btu/Mscf
WellHead Operating Pressure 1100 psig
Header Manifold Normal Operating Pressure 750 psig
Condensate Yield (C6+and Heavier Properties Data For
Hypotetycal C8)
15bbls/MMscf
Wind Velocity (Assumption) 40 mph
(Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta )
Gas alam dengan data seperti di atas kemudian diolah dengan activated
methyl di-ethanol amine process (a MDEA process). Proses ini diawali gas alam
dengan debit 84 MMSCFD (1.000.000 Standart Cubic Feed Day), tekanan 650
psig, temperatur 1020F serta lean amine dengan debit 73000 lb/jam masuk
kedalam absorber, selanjutnya didalam absorber terjadi kontak antara gas alam
dengan lean amine sehingga terjadi CO2 dari gas alam terikat oleh lean amine,
akibat dari hal tersebur konsentrasi CO2 yang keluar darti absorber turun dari
21% menjadi 5%.
Amine yang telah menyerap CO2 disebut sebagai rich amine. Proses
selanjutnya rich amine diflash dalam Hpflash yang beroperasi pada 58 psig, 1670F
dengan tujuan untuk melepaskan sebagian CO2 dan hidrokarbon yang terserap.
Rich amine selanjutnya dimasukkan kedalam heat excanger untuk ditukarkan
panasnya dengan lean amine (amine yang tidak mengandung CO2), didalam heat
20
excanger suhu rich amine naik dari 1710F menjadi 2110F, sedangkan lean amine
masuk kedalam heat excanger dengan suhu 2300F dan keluar dengan suhu 1890F.
Tujuan pertukaran panas ini adalah pemanfatan energi panas dalam lean amine
untuk menaikkan suhu rich amine sehingga sebagian CO2 dn HC dapat telepas.
Rich amine selanjutnya masuk kedalam amine regerator untuk melepaskan
CO2 yang telarut dengan cara destilasi dengan menggunakan media pemanas hot
oil, dengan lepasnya CO maka rich amine berubah menjadi lean amine. Lean
amine selanjutnya didinginkan di amine regenator over head coller sampai suhu
1220F. Lean amine yang telah didinginkan selanjutnya dinaikkan tekanannya
sampai 88 psig dengan menggunakan lean amine booster pump, selanjutnya lean
amine dipompa kembali dengan menggunakan lean amine pump hingga
tekanannya mencapai 788 psig dan kemudian masuk ke CO2 absorber. Lean
amine yang masuk kedalam absorber kemudian bercampur dengan gas alam dan
proses pemisahan CO2 dari gas alam berlangsung kembali, setelah dilakukan
pemisahan CO2 dari gas alam seperti proses diatas, maka akan didapatkan gas
alam dengan spesifikasi sebagi berikut :
Tabel 2.5 Spesifikasi produk di sumur gas alam Merbau Sumatra Utara
Minimum Operating Pressure 615 Psig
Maximum Operating Temperature 105 0F
Maximum Water Content 10 Lb/MMscf
Maximum CO2 Content 5 %
(Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta )
Pada skripsi ini penulis bermaksud untuk merancang pompa Lean Amine
Pump untuk mengalirkan lean amine dari lean amine booster pump ke CO2
21
absorber, untuk mendapatkan rancangan pompa yang dapat beroperasi dengan
optimal maka perlu diperhatikan hal-hal berikut:
1. Kondisi operasi : kerja terus menerus atau terputus, debit boleh
berfluktuasi atau konstan.
2. Tempat instalasi : pembatasan-pembatasan pada ruang, ketinggian
tempat dari permukaaan air laut, diluar atau didalam gedung, fluktuasi
temperatur.
3. Kondisi fluida kerja:
a. Kesadahan
Kesadahan fluida sangat berpengaruh pada proses pembetukan kerak
pada dinding-dinding saluran pipa yang menyebabkan naiknya
friction losses yang pada gilirannya akan menurunkan efesiensi
pompa.
b. Densitas dan specific gravity
Densitas dan specific gravity fluida kerja akan mempengaruhi
besarnya daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan pompa.
c. Viskositas
Viskositas yang tinggi menyebabkan naiknya losses pada aliran
pompa dan menurunkan head efektif pompa yang pada gilirannya
akan menaikkan daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan pompa,
suatu pompa akan memiliki karakteristik head–kapasitas yang
berbeda ketika dipakai untuk memompa fluida kerja yang memiliki
viskositas yang berbeda.
22
d. Karakteristik kelarutan gas dalam cairan.
Besarnya kuantitas gas yang dapat larut dalam suatu cairan
mengikuti hukum Henry yaitu bahwa volume gas yang terlarut
dalam fluida akan mengecil dengan naiknya temperatur. Kuantitas
gas yang terlarut sangat mempengaruhi tingkat perfoma pompa,
sebab ketika tekanan turun maka gas ini akan dilepas dari cairan
selanjutnya membentuk gelembung, hal ini sangat berbahaya
khususnya jika terjadi pada pipa hisap karena bisa menurunkan
efesiensi pompa bahkan dapat menghentikan aliran cairan pada pipa
hisap.
e. Sifat asam fluida
Keasaman sangat tergantung dari komposisi kimia yang terlarut
dalam fluida, hubungan antara keasaman fluida dengan korositas,
dimana semakin asam suatu fluida maka semakin tinggi sifat
korosifnya.
f. Karakteristik penguapan
Karakteristik penguapan berkaitan erat dengan fenomena erosi
kavitasi pada pompa yaitu keausan atau erosi yang disebabkan
pengecilan gelembung (emplode) uap dari cairan secara tiba-tiba.
g. Temperatur
Sifat fluida seperti densitas, viskositas, karakteristik penguapan
berubah seiring dengan perubahan temperatur. Air dengan
temperatur antara 32o F sampai dengan 80o F dianggap sebagai air
23
dingin yang memiliki densitas yang dianggap konstan. Adapun air
dengan temperatur diatas 80 F maka perubahan densitas perlu
dipertimbangkan (Tyler G.Hicks, T.W.Edwars, Pump Aplication
Enginering)
Pertimbangan khusus yang perlu diperhatikan dalam merancang pompa,
adalah ketika pompa digunakan untuk memompakan fluida kerja dalam
temperatur tinggi, hal-hal yang perlu diperhatikan tersebut adalah:
1. Jika elemen berputar (impeller) terbuat dari bahan yang berbeda dengan
casing maka perlu diperhatikan akan terjadinya pengurangan clearance
antara keduanya dikarenakan adanya pertambahan dimensi akibat
pemuaian.
2. Perlengkapan seperti shaft sleeves, ring impeller, casing wearing ring
yang awalnya terpasang erat pada saat dingin mungkin akan longgar
akibat perbedaan temperatur atau perbedaan koefisien muai.
3. Impeler yang awalnya terpasang baik mungkin akan berubah posisi
akibat terjadinya distorsi panas pada casing.
2.2 Head total dan kapasitas total pompa
Pompa yang dirancang harus dapat memenuhi kebutuhan baik kapasitas
maupun headnya, dari data dilapangan besanya kapasitas dan tekanan pompa
masing–masing sebesar 1500 GPM dan tekanan isap 88 psig serta tekanan
pengisian 788 psig, dengan demikian maka dapat dihitung rancangan head pompa
sebagai berikut.
24
2.2.1 Head total pompa
Head total pompa adalah dengan pertambahan energi fluida antara ujung
sisi inlet dengan sisi outlet, head total juga berarti selisih head pada sisi discharge
dan pada sisi suction. Head total adalah kemampuan pompa untuk mendorong
fluida untuk mengalir melalui sistem, pada dasarnya head total adalah
penjumlahan dari dua jenis head yaitu :
1. Head statis yaitu head yang besarnya tidak dipengaruhi oleh kecepatan
aliran fluida. Head statis dapat diketahui dengan persamaan (Stephen
Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 67 ) :
zsrdr
st HPPH +−
=γ
(2.1)
2. Head dinamis, yaitu head yang besarnya dipengaruhi oleh kecepatan
aliran fluida. Head dinamis dapat diketahui dengan persamaan (Stephen
Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 67 ) :
gcc
hdhH srdrsd 2
22 −+Δ∑+Δ∑= (2.2)
dengan demikian head total dirumuskan dengan persamaan seperti
ditunjukkan dibawah ini (Stephen Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 66) :
( )gcc
hhHPP
HH srdrdsz
srdrzd 2
22 −+Δ∑+Δ∑++
−=+
γ (2.3)
dimana :
H = head total pompa
Pdr = tekanan pada delivery reservoir (788 psig = 554030 kg/m2)
Psr = tekanan pada reservoir isap (88 psig = 61870 kg/m2)
25
Hz = perbedaan tinggi muka air disisi delivery reservoir dengan reservoir isap
= 10 m
ΣΔhs = head losses pada sisi isap
ΣΔhd = head losses pada sisi tekan
cdr = kecepatan rata-rata fluida disisi tekan
csr = kecepatan rata-rata fluida disisi isap
g = percepatan gravitasi (9.801 kg/m2)
γ = berat jenis fluida kerja (1028 kg/m3)
Gambar 2.1 Lay out pompa
berdasarkan data diatas maka;
m
HPPH zsrdr
st
75.489
101028
)61870554030(
=
+−
=
+−
=γ
26
Head looses pada sisi isap ΣΔhs serta pada sisi tekan ΣΔhd terdiri dari
kerugian gesek dalam pipa, kerugian pada belokan, serta kerugian pada katup
isap. Kerugian gesek pada pipa dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 31):
LDCQh f 85.485.1
85.1666.10= (2.4)
dimana;
hf = kerugian head akibat gesekan pad pipa
D = 4x jari – jari hidrolik (R) untuk pipa berpenampang lingkaran
R = perbandingan antara luas penampang pipa, tegak lurus aliran (m2)
dengan keliling pipa.
Q = debit aliran (0.0946 m3/s)
L = panjang pipa (10 m)
C = koefisien pipa, (pipa besi cor baru = 130)
Besar kerugian head pada sisi isap adalah :
mmmm
DD
DDR
5.6225025.0
25.0
25.0
=⋅=⋅=⋅
⋅⋅⋅=
ππ
D = 4 x 62.5 mm = 250 mm = 0.25 m
m
hfs
138.0
1025.0130
0946.6660.1085.485.1
85.1
=
=
27
Besar kerugian head pada sisi tekan adalah:
mmmm
DD
DDR
5020025.0
25.0
25.0
=⋅=⋅=⋅
⋅⋅⋅=
ππ
D = 4 x 50 = 200 mm = 0.20 m
m
h fd
737.0
1820.01300946.0666.10
85.485.1
85.1
=
⋅=
Kerugian head akibat belokan dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 32):
g
vfh f 2
2
= (2.5)
dimana;
ν = kecepatan rata – rata didalam pipa (m/s)
f = koefisien kerugian
g = percepatan grafitasi (9.801 kg/m2)
hf = kerugian head akibat belokan
koefisien kerugian dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso,
Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 34):
5.05.3
902847.1131.0 ⎟
⎠⎞
⎜⎝⎛⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛⎟⎠⎞
⎜⎝⎛+=
θR
Df (2.6)
28
dimana;
D = diameter dalam pipa (m)
R = jari – jari lengkung sumbu belokan (m)
θ = sudut belokan (900)
besar koefisien kerugian adalah :
249.0
9090
21847.1131.0
5.05.3
=
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛⎟⎠⎞
⎜⎝⎛+=f
Kecepatan rata – rata dalam pipa dapat diketahui dengan:
sm
DQvs
/928.125.025.0
0946.025.0
2
2
=⋅⋅
=
⋅⋅=
π
π
sm
DQvd
/0127.320.025.0
0946.025.0
2
2
=⋅⋅
=
⋅⋅=
π
π
besar kerugian head akibat belokan adalah:
m
hfs
0472.0801.92
928.1249.02
=⋅
=
m
hfd
116.0801.92
0127.3249.02
=⋅
=
29
Kerugian head akibat katup isap dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 38):
g
vfh vf 2
2
= (2.7)
dimana;
fv = koefisien kerugian katup ( 1.72)
ν = kecepatan rata – rata
sehingga;
m
hf
326.0801.92
928.172.12
=⋅
=
berdasarkan hasil diatas, kerugian head total adalah :
( )m
hdhh sftotal
5274.1)116.02(737.0326.00472.02138.0
=⋅+++⋅+=
Δ∑+Δ∑=
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka besar head total adalah :
ftm
gccHHH srdr
ftotalst
161355.491
273.05274.175.489801.92
928.10127.35274.175.489
222
22
==
++=⋅−
++=
−++=
30
2.3 Pemilihan jenis pompa
Ketepatan pemilihan pompa merupakan hal yang penting dalam
mendapatkan efesiensi yang optimal. Efesiensi yang optimal dapat diperoleh
apabila setiap komponen pompa sesuai dengan kondisi kerja, dengan kondisi kerja
yang ada lean amine pump harus dapat memompakan fluida kerja dengan
kapasitas, tekanan serta berbagai sifat fluida yang telah ditentukan secara opimal.
Berdasarkan pertimbangan - pertimbangan di atas, maka penulis memilih
pompa dengan jenis :
1. Sentrifugal
Jenis ini digunakan karena pompa dapat bekerja pada tekanan tinggi
tanpa terjadi pulsasi dan pencemaran pada fluida yang dipompakan,
secara sederhana pemilihan jenis pompa dapat dibantu dengan gambar
2.2, dimana pompa dengan kapasitas 1500 gpm termasuk pompa jenis
sentrifugal.
2. Bertingkat banyak
Pompa dengan jenis bertingkat banyak dipakai karena pompa bekerja
pada kapasitas yang besar serta head yang tinggi.
3. Poros mendatar
Jenis poros mendatar digunakan dengan pertimbangan kemudahan
dalam pemasangan.
31
Gambar 2.2 Grafik daerah operasi berbagai pompa
(Sumber : Wiliam HS, Fluid Mover, pump, comprssors, fans&blowers, hal :119)
2.4 Menentukan jumlah tingkat
Head yang terlalu tinggi akan menyebabkan pompa tidak mampu untuk
mencapai efesiensi total yang tinggi, karena untuk melayani head yang tinggi
dibutuhkan dimensi impeler yang besar, artinya perbandingan antara D1 dan D2
semakin besar, dengan dimensi impeler yang besar maka gaya sentrifugal yang
ditimbulkan juga besar, hal ini akan menuntut bahan yang kuat untuk menahan
gaya sentrifugal, selain itu saluran yang panjang dan sempit juga menimbulkan
rugi-rugi yang semakin besar yang pada gilirannya akan menurunkan efesiensi
pompa, berdasarkan alasan tersebut maka untuk melayani head yang tinggi maka
penulis memilih pompa sentrifugal multi tingkat.
32
Jumlah tingkat pompa sentrifugal bukannya tak terbatas, jumlah tingkat
yang terlalu banyak membawa konsekuensi pertambahan panjang dan dimensi
poros yang pada gilirannya akan memperbesar dimensi pompa. Besarnya dimensi
pompa akan menuntut poros yang panjang sehingga jarak antar bantalan
pendukung semakin jauh akibatnya semakin memperbesar defleksi poros, untuk
itu perlu direncanakan jumlah tingkat yang sesuai untuk efesiensi yang optimal.
Pada perancangan pompa radial satu tingkat head maksimal yang dapat dilayani
dibatasi sebesar 100 m (Fritz Dietzel, Turbin Pompa dan Kompressor), kita dapat
menggunakan pernyataan ini untuk membantu menemukan jumlah tingkat yang
optimal.
Jika head total pompa yang direncanakan adalah 1613 ft atau 492m maka
jumlah tingkat minimal adalah :
Imin = 100tH (2.5)
= 92.4100492
= tingkat
= 5 tingkat.
2.5 Pemilihan penggerak mula
Pemilihan penggerak mula harus mempertimbangkan kondisi kerja serta
ketersediaan tenaga dilokasi dimana pompa bekerja. Macam penggerak mula
yang dapat dipakai antara lain : motor listrik, motor bakar, gas engine, turbin uap,
adapun yang paling sering dipakai adalah motor listrik dan motor bakar. Gas
33
engine dan turbin uap dipakai pada kondisi-kondisi khusus di industri dan
pertambangan, dalam pemakaiannya motor listrik, motor bakar, gas engine, turbin
uap memiliki efesiensi sendiri-sendiri, hal ini dikarenakan masing-masing
memiliki kelebihan dan kekurangan sendiri-sendiri, berikut kelebihan dan
kekurangan masing-masing penggerak mula :
1. Motor listrik
Keuntungan :
a. Motor listrik mudah dibuat dalam berbagai ukuran daya
b. Kecepatan putar memiliki range yang cukup luas
c. Pengoperasian dan perawatan mudah
d. Ringan dan hampir tak menimbulkan suara.
Kekurangan :
a. Jika listrik padam maka pompa akan ikut mati
b. Jika jarang dipakai maka biaya pengoperasional akan mahal
c. Jika tak tersedia jaringan maka penyambungan akan mahal.
2. Motor bakar
Keuntungan :
a. Fleksibel (mudah dipindah tempat)
b. Tidak tergantung jaringan listrik
c. Biaya perawatan lebih murah.
Kerugian :
a. Berisik dan tingkat getaran tinggi
b. Butuh media pendingin
34
c. Kontruksi besar sehingga berat
d. Menimbulkan polusi
3. Gas engine
Keuntungan :
a. Tingkat getaran relatif rendah
b. Relatif ringan
c. Tak tergantung jaringan listrik
Kekurangan :
a. Tidak tergantung jaringan listrik
b. Relatif sulit untuk dipindah-pindah.
Penulis memilih gas engine dalam perancangan pompa kali ini, dengan
pertimbangan adanya gas bertekanan dilokasi kerja yang dapat digunakan sebagi
sumber tenaga gas engine. Gas engine kemudian digunakan untuk memutar
pompa, dimana putaran tersebut harus dapat memenuhi besar putaran yang
diinginkan pompa supaya dicapai tingkat efesiensi yang optimum. Penulis
memilih besar putaran pompa sebesar 3000 rpm dengan alasan untuk
menghasilkan energi potensial tekan yang tinggi maka dibutuhkan energi kinetik
serta gaya sentrifugal yang besar, sedangkan untuk menghasilkan energi kinetik
dan gaya sentrifugal dibutuhkan putaran pompa yang tinggi.
35
Gambar 2.3 Grafik untuk mencari kecepatan putaran pompa
(sumber : Pompa dan Blower Sentrifugal, 1986)
Berdasarkan grafik diatas, dengan kapasitas 1500 GPM serta head tiap
tingkat sebesar 323 ft maka putaran pompa adalah 3000 rpm, dengan besar
putaran 3000 rpm maka putaran pompa dapat diterima. Efesiensi pompa dapat
ditentukan dengan menggunakan bantuan grafik hubungan efesiensi, kapasitas dan
kecepatan spesifik. Besar kecepatan spesifik dapat diketahui dengan
menggunakan persamaan dibawah ini (Austin H.Church, 1986):
(2.6)
1526323
15003000 4/3
4/3
=
=
=H
Qnn s
36
Gambar 2.4 Grafik efesiensi pompa sebagai fungsi kapasitas dan spesific speed (sumber : Pump Hand Book, Mc Graw Hill Book Company, 1978)
Efesiensi pompa berbagai tingkat dapat diketahui dengan melihat gambar 2.3 serta
menghitung head dan kecepatan spesifik pompa. Hasil perhitungan tersebut dapat
dilihat dalam tabel 2.6.
Tabel 2.6 Hasil Perhitungan efesiensi pompa dalam berbagai tingkat
Jumlah tingkat Head per tingkat
(ft)
Kecepatan spesifik
(ns)
Efesiensi (η)
(%)
1 1613 456,5 65
2 806,5 767,74 75
3 537,66 1040,6 81
4 463,25 1163,6 82
5 322,6 1526,4 83
6 268,8 1750,23 84
7 230,43 1964,5 85
8 201,62 2171,53 85,2
9 179,2 2372,26 85,5
10 161,3 2567 85,7
37
Tabel diatas memperlihatkan bahwa efesiensi akan naik jika pompa dibuat
dengan tingkat yang semakin banyak, akan tetapi jumlah tingkat tingkat yang
terlalu banyak akan mnyebabkan poros semakin panjang dan dimensinya semakin
besar, selanjutnya secara keseluruhan dapat diambil kesimpulan bahwa pompa
yang harus dirancang sebagai lean amine pump adalah sebagai berikut :
Tabel 2.7 Rancangan jenis pompa lean Amine Pump
Jenis pompa sentrifugal
Jumlah tingkat lima
Posisi poros mendatar/horisontal
Kapasitas 1500 GPM
Efesiensi 83 %
Head total 1613 ft
Putaran poros 3000 rpm
Fluida yang dipompa Amine
Penggerak mula Gas Engine
38
BAB III
PERENCANAAN IMPELER
3. 1 Segitiga kecepatan
Fluida mengalir kedalam pompa dikarenakan terhisap oleh impeler yang
berputar, dengan menganggap bahwa aliran fluida terjadi adalah aliran dua
dimensi, dan bahwa fluida mengikuti sudu-sudu impeler dengan tepat, kecepatan
masuk dan keluar untuk suatu impeler yang mempunyai sudu-sudu mengarah ke
belakang sebagaimana ditunjukkan dalam Gambar 3.1 maka, u adalah kecepatan
suatu titik pada impeler relatif terhadap tanah, w adalah kecepatan partikel fluida
relatif terhadap impeler, dan c adalah kecepatan absolut partikel fluida yang
mengalir melalui impeler relatif terhadap tanah. c merupakan hasil penjumlahan
secara vektor dari u dan w.
Gambar 3.1 Diagram Kecepatan Masuk dan Keluar Suatu Impeler
( Sumber : Austin H. Church, Pompa dan Blower Sentrifugal )
39
39
Sudut antara c dan u disebut α, sudut antara w dan perpanjangan u disebut
β, sudut β juga merupakan sudut yang dibuat antara garis singgung terhadap sudu
impeler dan suatu garis dalam arah gerakan sudu.
Umumnya diagram kecepatan fluida pada impeler seperti pada Gambar 3.1
disederhanakan menjadi bentuk segitiga kecepatan seperti pada Gambar 3.2.
Kecepatan relatif w dan kecepatan absolut c dapat diuraikan menjadi komponen
kecepatan tangensial diberi subscript u ( searah u ) dan komponen kecepatan
meridional dengan subscript m.
Gambar 3.2 Diagram Segitiga Kecepatan Masuk dan Keluar
Sumber : Austin H. Church, Pompa dan Blower Sentrifugal
3. 2 Kecepatan spesifik dan tipe impeler
Kecepatan spesifik adalah suatu istilah yang dipakai untuk memberikan
klasifikasi impeler berdasarkan prestasi dan proporsinya tanpa memperhatikan
ukuran aktual dan kecepatan dimana impeler itu beroperasi, karena kecepatan
spesifik adalah fungsi proporsi impeler, oleh karena itu kecepatan spesifik
adalah konstan untuk sederetan impeler-impeler yang mempunyai sudut-sudut
dan proporsi yang sama ( ‘ homologous’ ).
40
40
3.2.1 Kecepatan spesifik kinematik
Kecepatan Spesifik kinematik didefenisikan sebagai kecepatan dari impeler
yang secara geometris sama dengan diameter tertentu apabila ukurannya diubah
secara proporsional agar dapat memberikan kapasitas 1 m3/s pada tinggitekan 1 m.
Kecepatan spesifik kinematik ( nsq ) dalam dirumuskan (Stephen Lazarkiewich,
Impeller Pump,Hal 106) :
4
3HQn
nsq = (3.1)
Di mana : n = kecepatan putar poros pompa ( rpm )
Q = kapasitas pompa [ SI ( m3/s ) , British ( gpm ) ]
H = tinggi tekan pompa [ SI ( m ), British ( ft ) ]
3.2.2 Kecepatan spesifik dinamik
Kecepatan spesifik dinamik didefenisikan sebagai kecepatan dari impeler
yang secara geometris sama, di mana untuk mengangkut cairan setinggi 1 m
membutuhkan daya sebesar 1 Hp dan kapasitas 0.075 m3/s. Kecepatan spesifik
dinamik ( nsp ) dinyatakan dengan persamaan (Stephanoff A.J., Centrifugal and
Axial Flow,Hal 107) :
2
3.75 HQnnsp⋅
=ρ (3.2)
Di mana : ρ = massa jenis fluida ( kg/m3 )
41
41
3.2.3 Bilangan bentuk
Besaran lain yang juga sering digunakan untuk menentukan jenis impeler
adalah bilangan bentuk. Bilangan bentuk merupakan besaran non-dimensional,
yang juga diturunkan dari persamaan kecepatan spesifik. Bilangan bentuk ( nsf )
dinyatakan dalam persamaan (Stephen Lazarkiewich , Impeller pump,Hal 120) :
( ) sqsf nHg
Qnn ⋅=
⋅= 3
.601000
43 (3.3)
Di mana : n = putaran poros pompa ( rpm )
Pompa dengan aliran masuk ganda ( double suction ) maka harga kecepatan
spesifiknya dihitung dengan menggunakan kapasitas salah satu sisi aliran masuk
atau setengah dari kapasitas total, sedangkan pompa dengan satu aliran masuk
isap ( single suction ) maka harga kapasitas ( Q ) adalah kapasitas total.
3.2.4 Tipe impeler
Parameter utama yang biasa dipakai untuk menentukan tipe impeler yang
digunakan didasarkan pada kecepatan spesifik. Pompa-pompa yang sebangun atau
memiliki bentuk impeler yang sama akan memiliki kecepatan spesifik yang sama
walaupun ukuran dan putaran kerjanya berbeda, jadi apabila kecepatan spesifik
telah ditentukan maka bentuk impeller pompa tertentu pula, dengan kata lain
kecepatan spesifik mengklasifikasikan impeller berdasarkan prestasi dan
proporsinya tanpa memperhatikan ukuran aktual dan kecepatan operasinya.
Bentuk-bentuk dan jenis impeler berdasarkan rentang harga kecepatan spesifik
dapat dilihat pada Gambar 3.3 berikut ini :
42
42
Gambar 3.3 Bentuk dan Jenis Impeler Berdasarkan Kecepatan Spesifik ( Sumber : Richard F. Neerken, Fluid Movers, Mc Graw-Hill, New York )
Karakteristik jenis-jenis impeler seperti ditunjukkan pada Gambar 3.3, dapat
rangkum sebagai berikut (Lazarkiewich S., Impeller Pump, Hal 125) :
a. Impeler aliran radial : Arah aliran keluar fluida tegak lurus terhadap
poros pompa; Kecepatan spesifik rendah ( nsf = 30 90 ); Putaran
poros pompa rendah; Kapasitas rendah; Tinggi tekan ( head ) besar;
Bentuk sudu satu kelengkungan ( single curvature ).
b. Impeler tipe Francis : Arah aliran keluar fluida tegak lurus terhadap
poros pompa; Kecepatan spesifik menengah ( nsf = 90 240 ); Putaran
poros pompa, kapasitas pemompaan, dan tinggi tekan menengah.
c. Impeler aliran diagonal : Arah aliran keluar fluida miring terhadap
poros pompa; Kecepatan spesifik tinggi ( nsf = 120 450 ); Putaran
poros pompa tinggi; Kapasitas besar; Tinggi tekan rendah; Bentuk sudu
dua kelengkungan ( double curvature)
d. Impeler aliran aksial ( tipe propeler ): Arah aliran keluar fluida searah
poros pompa; Kecepatan spesifik tertinggi ( nsf = 405 640 ); Putaran
poros pompa tertinggi; Kapasitas pemompaan terbesar; tinggi tekan
terendah dan bentuk sudu seperti propeler.
43
43
Berdasarkan data pada Bab II, bahwa pompa yang direncanakan memiliki :
a. Kapasitas ( Q ) = 0.0946 m3 / sec = 5.678 m3 / min = 1500 GPM.
b. Tinggi tekan / head per tingkat ( H ) = 98.32 m = 322.6 ft
c. Putaran poros pompa ( n ) = 3000 rpm
d. Berat jenis fluida ( γ ) = 1028 kg/m3
maka dari data diatas dapat diperoleh :
Kecepatan spesifik kinematik dalam satuan SI ( nsq ) adalah :
57.2932.98
946.0.30004
3
=
=sqn
Kecepatan spesifik kinematik dalam satuan British ( nsqE ) adalah :
15266.3221500.3000
43
=
=sqEn
Kecepatan spesifik dinamiknya :
4.109)32.98(75
0946.0102830002
3
=
⋅⋅
⋅=spn
Sedangkan bilangan bentuknya adalah :
9.88
)32.98806,9(0946.03000
601000
43
=⋅⋅
⋅=sfn
Berdasarkan hasil perhitungan di atas maka tipe impeler yang direncanakan
adalah tipe radial ( nsf = 30 90 ), sesuai dengan klasifikasi tipe impeler yang
telah dijelaskan sebelumnya, selanjutnya dilakukan pengecekan terhadap head
44
44
pompa untuk setiap tingkatan, yakni dengan menggunakan pertidaksamaan
(Stephen Lazarkiewich, Impeler Pump,Hal. 128) :
32
340464,0 QnH ⋅⋅< (3.4)
Di mana : n = kecepatan putar poros pompa ( rpm )
Q = kapasitas pompa ( m3/det )
H = tinggi tekan pompa ( m )
Selanjutnya diperoleh :
32
34 )0946.0(30000464,0 ⋅⋅<H
mH 8.416<
dari hasil tersebut diketahui bahwa tinggi tekan pompa untuk tiap tingkatnya
masih dalam batas yang diijinkan artinya tidak melebihi batas maksimal tinggi
tekan yang diijinkan.
Impeler yang direncanakan memiliki satu aliran masuk ( Single suction ).
Pertimbangan yang dipakai dalam menentukan pilihan ini adalah :
a. Konstruksi pompa dengan impeler single suction lebih cocok
diterapkan pada pompa bertingkat banyak, karena impeler single suction
lebih sederhana dibandingkan impeler double suction .
b. Konstruksi impeller yang lebih sederhana membuat ongkos produksi
menjadi lebih murah, karena selain menghemat bahan, juga proses
pengerjaanya lebih mudah .
45
45
3. 3 Daya Pompa
Besarnya energi atau daya yang dibutuhkan untuk memutar poros pompa
dipengaruhi oleh kapasitas pompa, tinggi tekan total pompa, berat jenis fluida
yang dipompakan, serta efisiensi total pompa tersebut. Daya yang dibutuhkan
untuk memutar poros pompa ( Psh ) dirumuskan dengan persamaan (Stephen
Lazarkiewich, Impeler Pump, Hal. 71) :
t
shHQP
ηγ
⋅⋅⋅
=75
(3.5)
di mana : Psh = daya yang dibutuhkan pompa ( HP )
Q = kapasitas pompa ( m3/det )
H = tinggi tekan total pompa ( m )
γ = berat jenis fluida yang dipompa ( kg/m3 )
η = efisiensi total pompa
Dengan demikian besar daya yang dibutuhkan pompa pada kondisi kerja yang
direncanakan :
83.075
6.4910946.01028⋅
⋅⋅=shP
= 768 HP
Perlu diperhatikan bahwa pompa nantinya akan digunakan pada kondisi
beban yang tidak selamanya kontinyu dan direncanakan dalam waktu lama, maka
diperlukan cadangan daya pada kondisi overload yang cukup besar, di samping itu
juga untuk mengantisipasi tinggi tekan dinamis pada instalasi karena usia, pada
perancangan impeler ini diambil persediaan daya sebesar 15 %. Sebagai acuan,
46
46
untuk pompa dengan kondisi operasi kontinyu besar cadangan daya yang harus
diberikan dapat dilihat pada Tabel 3.1 berikut :
Tabel 3.1 Cadangan daya berdasarkan Psh
Psh ( Met. HP ) < 2 2 --> 5 5 --> 50 > 50
Daya Cadangan ( % ) 40 40 --> 25 25 --> 15 15 --> 10
Sumber: Lazarkiewich S, Impeller Pump, Hal. 472
Dengan demikian maka daya yang diberikan motor penggerak kepada
pompa sesuai dengan perencanaan ditambah dengan daya cadangan adalah :
76815,1 ⋅=shP = 883.2 HP
3. 4 Dimensi impeler
Dalam pendesainan pompa, perancang tidak terikat suatu prosedur yang
pasti, masing-masing perancang dan pabrik telah melakukan pendekatan sendiri-
sendiri, tetapi walaupun prosedur itu mempunyai metode perhitungan yang sedikit
berbeda, prinsip-prinsipnya adalah tetap sama.
Dalam merancang impeler terdapat prosedur dan urutan-urutan tersendiri, di
mana kita harus menghitung dimensi-dimensi utama impeler, mengasumsikan
beberapa variabel lalu melakukan pengecekan terhadap variabel tersebut. Prosedur
pada perancangan impeler kali ini dengan tipe impeler (single curvature ). Untuk
merancang impeller, maka terlebih dahulu dihitung dimensi-dimensi utama
impeller yang meliputi ukuran diameter poros, diameter mulut isap, diameter awal
sisi masuk (ujung permulaan sudu), lebar roda, diameter luar dan sudut sudu,
secara umum tahapan-tahapan tersebut meliputi :
47
47
1. Perhitungan diameter poros ( dsh ), dan diameter hub ( dh ).
2. Asumsi koefisien penyempitan pada sisi masuk impeler ( φ1 ),
perhitungan diameter mulut isap ( do ).
3. Pemilihan sudut β2, asumsi koefisien Pfleiderers ( Cp ), perhitungan
diameter luar impeler ( d2 ).
4. Asumsi jumlah sudu ( z ), perhitungan lebar impeler ( b2 ).
5. Pengecekan terhadap jumlah sudu ( z ).
6. Pengecekan terhadap koefisien penyempitan pada sisi masuk
impeler ( φ1 ).
7. Pengecekan terhadap Cp.
8. Perhitungan sudut β1 .
9. Penggambaran segitiga kecepatan pada sisi masuk dan sisi keluar
impeller.
10. Penggambaran sudu impeller.
11. Perhitungan kekuatan impeler.
3.4.1 Diameter Poros
Diameter poros ditentukan sedemikian rupa sehingga akan mampu menahan
beban-beban yang akan diterimanya. Suatu poros biasanya akan menderita satu
atau lebih beban-beban berikut :
1. Beban torsi ( torsional force ). Beban ini disebabkan oleh putaran
motor penggerak, sehingga besar kecilnya sangat tergantung dari
daya yang diberikan dan kecepatan motor penggerak.
48
48
2. Beban lengkung ( bending force ). Beban ini bisa berupa beban mati
dari poros itu sendiri, berat impeler serta bagian-bagian lain yang
membebani poros, serta akibat gaya radial yang lain seperti gaya
yang timbul akibat ketidakseimbangan massa yang berputar.
3. Gaya aksial ( axial force ). Beban ini diakibatkan oleh berat poros
itu sendiri jika poros dipasang vertikal serta dorongan dalam arah
aksial dari fluida yang dipompakan akibat perbedaan tekanan fluida,
namun pada umumnya beban jenis ini relatif kecil.
Untuk perhitungan awal, tentu belum bisa menentukan besarnya beban
lengkung dan beban aksial. Untuk itu, untuk pertama kalinya dimensi poros
ditentukan hanya berdasar dengan memperhitungkan besarnya torsi saja. Sehingga
diameter poros ( dsh ) dapat dihitung dengan rumus persamaan (Sularso, Dasar
Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987, hal:8) :
3
1
1,5⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛⋅⋅⋅= TCbKtd
ash τ
(3.6)
Di mana : T = momen puntir ( N.m)
τa = tegangan geser poros yang diijinkan ( MPa )
Kt = faktor koreksi momen puntir jika terjadi tumbukan / kejutan
Cb = faktor koreksi jika terjadi pembebanan lentur.
Faktor koreksi beban kejut yang dianjurkan ASME (Sularso, Dasar
Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987, hal:8) adalah :
Kt = 1 ; jika beban dikenakan secara halus
Kt = 1,0 1,5 ; jika beban dikenakan dengan sedikit kejutan
49
49
Kt = 1,5 3,0 ; jika beban dikenakan dengan kejutan atau tumbukan
besar, diasumsikan beban kejut yang terjadi tidak terlalu besar, dengan
demikian diambil Kt = 1,5
Sedangkan faktor koreksi lengkungan Cb yang dianjurkan adalah :
Cb = 1,2 2,3 ; jika diperkirakan akan terjadi beban lentur
Cb = 1,0 ; jika diperkirakan tidak akan terjadi beban lentur
diperkirakan akan terjadi beban lentur sehingga diambil Cb = 2
Besar momen puntir ( T ) ditentukan oleh persamaan (V.Doborovolsky et.al.,
Machine Element, hal 401) :
NPT 71620= (3.7)
Di mana : n = kecepatan putaran poros ( rpm )
T = momen puntir ( N.m )
P = daya yang diberikan penggerak ( HP )
Dengan demikian besar momen puntir
Nm
T
2108503000
83.2871620
=
=
Selanjutnya dipilih bahan poros dari baja nikel khrom molibden dengan
spesifikasi sebagai berikut (Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen
Mesin, 1987, hal:3) :
a. JIS Number : 4103
b. Perlakuan : pengerasan kulit
c. Kekuatan tarik (σ) = 100 kg/mm2
50
50
Bahan poros tersebut diatas memiliki komposisi sebagai berikut :
Tabel 3.2 Unsur kimia dan kandungannya dalam bahan poros
Unsur kimia Kandungan (%)
Karbon ( C ) 0.17-0.23
Silikon (S) 0.1-0.35
Mangan (Mn) 0.40-0.70
Posphor(P) 0.030 atau kurang
Sulfur (S) 0.030 atau kurang
Nikel (Ni) 1.60-2.00
Khrom (Cr) 0.40-0.65
Molibden (Mo) 0.15-0.30
Sumber : Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, hal:331
Tegangan geser yang diijinkan ( τa ) dapat dihitung dengan persamaan
(Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, hal:6) :
21 SfS f
ua ⋅=
στ (3.8)
Di mana : σu = kekuatan tarik poros ( kg/mm2 )
Sf1 = faktor keamanan karena kelelahan puntir. diambil = 5
Sf2 = faktor keamanan karena konsentrasi tengangan baik oleh adanya
tingkat pada poros atau karena adanya alur pasak. diambil = 1,3
Dengan demikian tegangan geser yang diijinkan adalah :
2/38.15
3,15100
mmkg
a
=
⋅=τ
Jadi besar diameter poros ( dsh ) :
51
51
mm
d sh
4.5925.209753
21085025.138.151.5
3/1
3/1
==
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ ⋅⋅⋅=
Selanjutnya dsh ditentukan sebesar 65 mm dengan alasan menghindari
terjadinya deformasi , kelengkungan, beban aksial serta keberadaan alur pasak
pada poros yang dalam perhitungan kali ini masih diabaikan.
3.4.2 Diameter sisi masuk
Fluida yang telah keluar dari impeler, mempunyai tekanan yang lebih tinggi
daripada fluida yang masih ada di sisi masuk impeler, karena harus ada celah
antara impeler yang sedang berputar dengan casing yang diam, sebagian air yang
telah dikeluarkan dari impeler akan kembali ( bocor ) ke arah sisi masuk. Oleh
karena itu untuk memperoleh kapasitas air yang dikeluarkan impeler seharusnya
lebih besar dari kapasitas pompa. Jumlah aliran total melalui impeler adalah
jumlah kebocoran ditambah jumlah aliran yang direncanakan dikeluarkan pompa.
Biasanya jumlah aliran bocor tersebut berkisar antara 2 % 10 % dari
kapasitas pompa (Austin H.Chruch, Pompa dan Blower sentrifugal, hal 93).
Kebocoran ini tidak mempengaruhi head pompa tetapi sangat berpengaruh pada
kapasitas fluida yang melewati impeler, oleh karena itu jumlah kebocoran ini
haruslah diperkirakan terlebih dahulu dan ditambahkan ke jumlah aliran
( kapasitas ) pompa untuk penentuan ukuran-ukuran impeler.
Pada perencanan ini kebocoran yang terjadi diasumsikan 7 % atau dengan
kata lain pompa ini memiliki efisiensi volumetris, ηvol = 93 %, sehingga
52
52
kapasitas fluida yang melewati impeler ( Q’ ) adalah (Lazarkiewich S., Impeler
Pump, Hal 133):
vol
QQη
=′ (3.9)
ikmmenitm
Q
det/10175.0/105.6
93,0678.5
3
3
=
=
=′
Kecepatan tangensial terhadap poros ( meridian ), cm1 dihitung dengan
persamaan (Lazarkiewich S., Impeler Pump, Hal 133) :
HgKc cmm ⋅⋅⋅= 211 (3.10)
Di mana : Kcm1 = koefisien kecepatan pada sisi masuk impeler
harga Kcm1 dapat dicari dengan menggunakan gambar 3.4 (grafik hubungan Kcm1
dan Kcm2 dengan nsq ) dibawah ini.
Gambar 3.4 Grafik hubungan Kcm1 dan Kcm2 dengan nsq
Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 134
53
53
Dari gambar 3.4 maka dapat dicari besarnya Kcm1 berdasarkan kecepatan
spesifiknya, untuk nsq = 29.57 ; harga Kcm1 = 0,165, dengan demikian :
m/s245.732.98806.9265,01
=⋅⋅⋅=mc
Selanjutnya harga kecepatan aksial masuk ( co ) untuk pompa dengan single
curvature adalah (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133):
1)0.19.0( mo Cc ⋅−= (3.11)
besar kecepatan aksial air masuk impeler biasanya 1.5 m/s hingga 12 m/s, jika
diasumsikan bahwa besarnya kecepatan aksial cairan masuk impeler adalah
sebesar 0.95 Cm1, maka :
sm
Cc mo
/88.6245.795.0
95.0 1
=⋅=⋅=
Selanjutnya luas penampang sisi masuk impeler ( Ao ) dapat dihitung dengan
menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
o
o cQA′
= (3.12)
2
2
14789014789.0
88.610175.0
mmm
Ao
=
=
=
Selanjutnya diameter hub (dh) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 132 ) :
shh dd ⋅−= )4.13.1( (3.13)
dh = diameter poros (mm), apabila ditentukan shh dd ⋅= 3.1 maka,
54
54
mmdh
5.84653.1
=⋅=
Selanjutnya luas penampang hubungan (Ah) dapat ditentukan dengan
persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
2
2
2
09.56054
5.844
mm
dA h
h
=
⋅=
⋅=
π
π
Diameter hubungan belakang dapat dicari dengan menggunakan persamaan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 132) :
shh dd ⋅−= )5.135.1(' selanjutnya ditentukan
mmdh
5.97655.1
=⋅=
Luas penampang masuk total ( Ao’ ) dapat ditentukan dengan menjumlahkan luas
penampang sisi masuk impeler ( Ao ) dan luas penampang hub ( Ah ) (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
Ao’ = Ao + Ah (3.15)
Ao’ = 14789 + 5605.09
Ao’ = 20394.09 mm2
Selanjutnya dapat dihitung diameter impeler pada sisi masuk ( do )
dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
π
'4 oo
Ad
⋅= (3.16)
(3.14)
55
55
18.16173.2497914.3
20394.094
==
⋅=od
3.4.3 Sudut sisi masuk (β1)
Pada perancangan ini, sudu yang yang direncanakan adalah sudu dengan
lengkungan tunggal (single curvature), untuk menentukan besar sudut sisi masuk
(β1), maka terlebih dahulu mengetahui besar kecepatan keliling pada sisi inlet
impeler (u1) yang dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz,
Impeler Pump, hal: 134):
601
ndu
⋅⋅=π
(3.17)
dimana d1 : diameter ujung sisi masuk impeler
n : kecepatan putaran poros (rpm)
selanjutnya bila d1 ditentukan sebesar 130 mm maka :
sm
u
/04.2060
300013014.31
=
⋅⋅=
Besar sudut α1 diasumsikan sebesar 900 dengan maksud fluida memasuki
sudu impeler dalam arah radial (tegak lurus sumbu poros impeler ) maka sudut
sisi masuk sudu (β1) adalah (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 134) :
56
56
0
1
11
1
11
5.1904.20
245.7
=
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡=
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡=
=
tgarc
uC
tgarc
uC
tg
m
m
β
β
Sesuai dengan pengalaman serta penyelidikan yang dilakukan pada pompa
sentrifugal menunjukkan bahwa debit optimal pada kondisi efesiensi maksimal
adalah lebih kecil dari yang seharusnya dimiliki, oleh karena itu untuk
mendapatkan debit serta kapasitas yang diinginkan maka sudut β1 harus
diperbesar sebesar ∂1. Harga ∂1 berkisar antara 20-60 (Stephen Lazarkeiwiccz,
Impeler Pump, hal: 135), selanjutnya harga ∂1 ditentukan sebesar 40 maka :
β1 = β1 + ∂1 (3.19)
= 19.50 + 40
= 23.50
Besar kecepatan meridian terkoreksi (Cm1’) dapat ditentukan dengan
persamaan :
Cm1’ = u1 tg β1
’
= 20.04 tg 23.5
= 8.87 m/s
3.4.4 Lebar sisi masuk impeler
(3.18)
57
57
Lebar sisi masuk impeler ditentukan dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 135) :
1
11 d
Ab⋅
=π
(3.20)
dimana ; A1 : luas penampang sisi masuk impeler (mm2)
d1 : diameter ujung sisi masuk impeler (mm)
dengan mengasumsikan bahwa jumlah sudu pada impeler (z) adalah 8 buah maka
panjang lingkar antar sudu atau panjang pitch pada sisi masuk impeler (t1) adalah
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 84) :
zdt 1
1⋅
=π (3.21)
mm51025.518
13014.3
≈=
⋅=
Tebal sudu pada ujung sisi masuk dalam arah keliling (Su1) dapat ditentukan
dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 84) :
1
11 sin β
sSu = (3.22)
dimana s1 : tebal sudu pada sisi masuk.
Apabila s1 ditentukan sebesar 6 mm maka :
mm
Su
54.155.23sin
61
=
=
58
58
Selanjutnya besar koefisien penyempitan (contriction coeficient) pada sisi
masuk (φ1) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler
Pump, hal: 84) :
11
11
uStt−
=ϕ (3.23)
326.154.1551
51
=−
=
Luas penampang sisi masuk impeler (A1) dapat diketahui dengan
menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 135) :
1
'
1mC
QA ϕ= (3.24)
2
2
1
18622018622.0
245.710175.0326.1
mmm
A
=
=
=
dari hasil-hasil diatas maka dapat diketahui lebar sisi masuk impeler (b1), yaitu :
mmmm
b
4662.4513014.3
186221
≈=⋅
=
3.4.5 Diameter sisi keluar impeler
Diameter sisi keluar impeler dapat ditentukan dengan terlebih dahulu
mengetahui kecepatan keliling pada sisi keluar impeler, yang dirumuskan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 138) :
59
59
( )pthmm CHg
tgC
tgC
u +⋅⋅+⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡+= 1
22
2
2
2
2
22 ββ
(3.25)
dimana ; Hth : head teoritis impeler dengan jumlah sudu yang terbatas (m)
Cm2 : kecepatan meridian pada sisi keluar (m/s)
β2 : sudut sisi keluar sudu dibatasi antara 150 – 350, dipilih β2 = 300
g : percepatan gravitasi (9.806 m/s2)
1+Cp : koreksi Pfleiderer untuk impeler dengan jumlah sudu terbatas,
dibatasi antara 1.25 – 1.35.
Besar head teoritis impeler dengan jumlah sudu yang terbatas (Hth), dapat
ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 160) :
h
thHHη
= (3.26)
dimana H : head total pompa
ηh : efisiensi hidrolis
Efesiensi hidrolis dapat ditentukan dengan melakukan interpolasi harga-harga
efisiensi hidrolis dan nq yang terdapat pada tabel 3.3 :
Tabel.3.3 Harga efisiensi hidrolis untuk tiap harga kecepatn spesifik
nq 10 15 20 30 50 100
ηh 0.86 0.91 0.94 0.96 0.97 0.98
Sumber : (Fritz Dietzel, Turbin Pompa Dan Kompresor, 1993, hal : 258)
959.01057.9
94.096.094.0
20302057.29
57.29
57.29
2030
2057.29
=
=−−
−−
=−−
η
ηηηηη
60
60
dari hasil diatas besar Hth adalah :
m
H th
52.102959.032.98
=
=
Kecepatan meridian pada sisi keluar (Cm2) dapat ditentukan dengan
persamaan :
HgKC cmm ⋅⋅⋅= 222
selanjutnya dari grafik 3.4 dapat ditentukan besarnya kcm2, berdasarkan harga
kecepatan spesifik nsq = 29.57, maka besar kcm2 adalah 0.122 sehingga :
357.532.98806.92122.02 =⋅⋅=mC m/s
selanjutnya harga Cm2 diperiksa ulang dengan menggunakan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 137) :
75.07.01
2 −=C
Cm (3.27)
739.0245.7357.5
=
dengan demikian harga Cm2 dapat diterima karena 0.7<0.739<0.75, selanjutnya
besar kecepatan keliling pada sisi outlet adalah :
sm
tgtgu
/77.41
35.15.102806.9302
357.5302
357.52
2
=
⋅⋅+⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛+=
kemudian besar diameter luar dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 138) :
nud⋅⋅
=π
22
60 (3.28)
61
61
mm
d
266300014.3
77.41602
=⋅⋅
=
selanjutnya d2 ditentukan sebesar 270 mm dengan tujuan untuk mempermudah
pengerjaan proses produksi.
3.4.6 Lebar sisi keluar impeler (b2)
Lebar sisi keluar impeler dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 139) :
2
22 d
Ab⋅
=π
(3.28)
untuk mendapatkan b2 maka terlebih dahulu perlu mengetahui lebar pada sisi
keluar sudu (t2) yaitu dengan menggunakan persamaan :
mm
zdt
97.1058
27014.3
22
=
⋅=
⋅=π
kemudian untuk mengetahui besar (A2), maka terlebih dahulu ditentukan harga
ketebalan sudu pada sisi keluar dalam arah keliling (Su2) dengan menggunakan
persamaan :
2
22 sin β
SSu =
62
62
Gambar 3.5 Sudu Sisi Outlet
( Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump, Hal 85 )
jika pada perancangan ini S2 ditentukan sebesar 5 mm, maka :
mm
Su
1030sin
52
=
=
Koefisien desak (φ2) disisi outlet dapat diketahui dengan persamaan ;
1.11097.105
97.10522
22
=−
=
−=
uStt
ϕ
Luas penampang outlet (A2) dapat diketahui dengan memasukkan hasil-hasil
perhitungan diatas kedalam persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump,
hal: 139) :
2
'
22mC
QA ϕ= (3.29)
2
2
20893020893.0
357.510175.01.1
mmm
=
=
⋅=
63
63
dari hasil-hasil diatas, besar b2 adalah :
mm
b
256.2427014.3
208932
≈=⋅
=
3.4.7 Koreksi terhadap 1+Cp
Angka koreksi Pfleiderer yang telah diasumsikan sebelumnya dapat
dikoreksi kembali dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz,
Impeler Pump, hal: 95) :
2
2
11
12
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−
⋅=
rrz
C pψ (2.30)
dimana ψ : (0.55-0.68) + 0.6 sinβ2
Persamaan diatas digunakan untuk impeler yang memiliki sudu dengan
kelengkungan tunggal serta untuk pompa sentrifugal dengan ring difuser atau
rumah keong sebagai casing, apabila β2 sebagaimana diketahui sebesar 300 maka :
( )
98.085.030sin6.068.055.0
−=+−=ψ
pada skripsi ini dipakai ψ sebesar 0.85.
besar 481.0270130
2
1
2
1 ===dd
rr
jadi, koreksi Pfleiderer untuk jumlah sudu yang terbatas adalah :
276.0
481.011
885.02 2
=−
⋅⋅=pC
64
64
dengan demikian koreksi Pfleiderer yang dibatasi antara 1.25-1.35 untuk Cp diatas
dapat diterima.
3.4.8 Koreksi terhadap jumlah sudu
Penetapan asumsi jumlah sudu sebanyak 8 buah untuk tiap impeler dapat
diperiksa ulang dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz,
Impeler Pump, hal: 127):
mddddZ βsin5.6
12
12
−+
= (3.31)
dimana d1 : diameter ujung sisi masuk impeler (mm)
d2 : diamter ujung sisi keluar impeler (mm)
βm : 2
21 ββ +
jadi, 35.8
2305.23sin
1302701302705.6
=
+−+
=Z
dengan demikian asumsi bahwa jumlah sudu sebanyak 8 buah dapat diterima.
3.4.9 lebar impeler untuk tiap titik
Lebar impeler sepanjang laluan sudu dari sisi inlet hingga ke outlet
bervariasi untuk setiap titiknya, untuk mengetahui lebar impeler (b) untuk setiap
titik maka dapat dipakai persamaan berikut (Austin H.Chruch, hal 106):
mCD
Qb⋅∈⋅⋅
=π
'
(3.32)
65
65
dimana Q’ : kapaitas fluida yang dipompa
Cm : kecepatan meridian untuk tiap tiap titik
Є : faktor penyempitan/faktor kontraksi
D : diameter titik yang ditinjau.
Harga faktor kontraksi untuk tiap titik adalah berbeda, hal ini tergantung
pada diameter titik yang ditinjau, sudut β serta jumlah sudu. Harga faktor
kontraksi dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 106):
D
SZD
⋅
⋅−⋅
∈=π
βπ
sin (3.33)
dimana Z : jumlah sudu
S : tebal sudu yang ditinjau
Β : sudut sudu yang ditinjau
Selanjutnya hasil perhutungan lebar sudu untuk tiap tutuk dapat dilihat ditabel 3.6
3.5 Segitiga kecepatan
3.5.1 Segitiga kecepatan pada sisi masuk impeler
Pada pompa sentrifugal kecepatan fluida gerak biasa dilukiskan dalam tiga
vektor yang membentuk segitiga tertutup, untuk segitiga kcepatan pada sisi masuk
dapat digambarkan sebagai berikut :
Gambar 3.5 Segitiga kecepatan sisi inlet
66
66
Gambar diatas menunjukkan bahwa sudut datang adalah sebesar 900, artinya
fluida memasuki impeler dalam arah radial atau tegak lurus dengan poros pompa.
Sudut β1 diperbesar dengan menambahkan sudut jatuh ∂ sehinggan besar
kecepatan Cm1 bertambah sebesar Cm1’ yang harganya ditentukan dengan
persamaan:
Cm1 = u1 tg β1
dari hasil perhitungan dimuka telah didapatkan bahwa :
u1 : 20.4
Cm1 : 9.73
β1 : 23.5
α1 : 90
dengan menggunakan persamaan hubungan segitiga maka didapatkan kecepatan
relatif fluida disisi masuk adalah sebesar :
sm
Cw m
/4.245.23sin
73.9sin
11
1
==
=β
3.5.2 Segitiga kecepatan sisi keluar impeler
Segitiga disisi keluar impeler berbeda dengan segitiga kecepatan disisi inlet,
seperti tampak pada gambar berikut:
67
67
Hasil perhitungan sebelumnya adalah :
u1 : 20.04 m/s
u2 : 41.77 m/s
Cm1: 9.73 m/s
Cm2: 5.357 m/s
β2 : 300
φ2 : 1.27
φ1 : 1.42
Cu2 : u2 – wu2
Kecepatan meridian dekat outlet adalah (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler
Pump, hal: 86) :
Cm2’ : smCm /75.4
127.1357.5
2
2 ==ϕ
(3.34)
Kecepatan absolut arah tangensial diisi outlet impeler dapat ditentukan dengan
menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 163) :
Cu2 = u2 – wu2 (3.35)
Gambar 3.7 Segitiga kecepatan sisi outlet
68
68
sm
CW m
u
/22.830tan
75.4tan
'
2
22
=
=
=β
maka Cu2 = u2 – wu2
= 41.77 – 8.22
= 33.55 m/s
Penyimpangan aliran fluida terjadi saat fluida mengalir melalui laluan sudu
yang mengakibatkan turunnya kecepatan absolut dalam komponen tangensial, hal
ini mengakibatkan fluida meninggalkan impeler dengan sudut yang lebih kecil
dari sudut β2. Kejadian seperti ini disebut slip, besar slip dapat ditentukan dengan
persamaan (Igor J Karasik, hal 2-7) :
μ =z
2sin1 βπ ⋅− (3.36)
μ = 803.08
30sin14.31 =−
kecepatan meridian dalam komponen tangensial dapat ditentukan dengan
persamaan (Igor J Karasik hal 2-7):
C u2 = μ Cu2
m/s 26.9633.55 0.803
=⋅=
maka sudut β2 dapat dicari dengan persamaan :
69
69
sm
Cw m
/714.1030sin
357.5sin 2
22
=
=
=β
dengan menggunakan hubungan segitiga maka didapatkan :
0
2
22
07.955.33
357.5tan
tan
=
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛=
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=
arc
CC
arcu
mα
0
2
22
99.996.2675.4tan
''
tan'
=
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛=
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=
arc
CC
arcu
mα
Berdasarkan hasil diatas nampak bahwa terjadi pembesaran sudut α2, hal ini
terjadi sebagai akibat adanya pengaruh jumlah sudu serta adanya aliran pusar,
kejadian seperti ini berakibat menurunnya kecepatan absolut dalam arah
tangensial.
3.6 Perancangan Sudu Impeler
Dalam perencanaan kelengkungan sudu impeler, sudut divergensi
merupakan parameter yang sangat penting untuk diperhatikan. Sudut divergensi
yang terlalu besar akan membuat terjadinya separasi fluida dalam laluan impeler,
dan akibatnya akan terjadi kondisi turbulensi yang tinggi. Turbulensi yang besar
70
70
akan menyebabkan kerugian pada unjuk kerja pompa. Sebaliknya, jika sudut
divergensi terlalu kecil maka turbulensi akan semakin kecil. Tetapi dengan sudut
divergensi yang kecil akan membentuk laluan fluida dalam impeler menjadi
panjang. Hal ini menyebabkan gesekan cukup besar pada permukaan sudu.
Kondisi ini juga akan menurunkan efisiensi pompa.
Suatu parameter yang dapat digunakan untuk memeriksa kelengkungan sudu
sehingga tidak terjadi laluan yang terlalu panjang atau pendek adalah sudut
overlap ( υ ) ( lihat Gambar 3.8 ),sudut ini sebaiknya untuk jumlah sudu 5 – 9,
berada pada rentang 35° - 50° (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 168).
Gambar 3.8 Sudut Overlap ( Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump )
Ada 3 metode yang umum digunakan untuk menggambarkan kelengkungan
sudu dengan kelengkungan ganda, yaitu :
1. Metode Penggambaran Konformal ( Conformal Representation )
2. Metode Point by point
3. Metode circula arc methode
71
71
Pada perencanaan impeler ini dipilih metode Penggambaran point by point.
Metode ini pertama kali diperkenalkan oleh C.Pfleiderer dengan mendasarkan
pada suatu asumsi bahwa pergeseran sudut dari β1 hingga β2 merupakan fungsi
jari-jari( r ). Besarnya sudut φ suatu titik didapat setelah mengetahui besarnya jari
jari ( r ) dan sudut β titik tersebut diketahui. Nilai r dan β akan memberikan
gambaran dimana posisi titik tersebut dalam suatu bidang koordinat, selanjutnya
setelah didapatkan rangkaian titik –titik tersebut maka titik tersebut dapat
dihubungkan sehingga membentuk suatu bentuk sudu.
Gambar 3.9 Metode Point By Point
( Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump )
Dari gambar 3.9 terlihat bahwa segitiga PP’T yang mana sisi PT terletak
diantara jari - jari serta memiliki sudut dϑ yang dibuat sangat kecil, maka :
PT=βtan
PT
Karena PT menggambarkan suatu pertambahan yang sangat kecil dalam
radius dr maka kedua persamaan tersebut dapat ditulis dalam persamaan berikut :
β
ϑtan
drrd =
72
72
sehingga :
β
ϑtan⋅
=r
drd
Persamaan diatas apabila diintegralkan antara batas r1 dan r2 serta
mengalikannya dengan π
180 maka akan diperoleh suatu pesamaan untuk sudut ϑ
yang dinyatakan dalam satuan derajat yaitu:
βπ
ϑtan
1801 ⋅
∫⋅=r
drrr (3.37)
Bentuk integrasi ini dapat diselesaikan dengan menggunakan data yang ada
dengan cara membagi besar antara r1 dan r2 menjadi beberapa bagian (dalam hal
ini 15 bagian) yang selanjutnya disusun dalam tabel.3.5 dan lebar laluan (b) untuk
tiap-tiap titik dapat dilihat pada tebel 3.6.
Hasil perhitungan variasi sudut β dan ϑ pada berbagai variasi r dapat dilihat
dalam tabel 3.5.
3. 7 Pemeriksaan Kekuatan Impeler
Pemilihan bahan material impeler harus disesuaikan dengan beberapa faktor
antara lain kondisi fluida kerja, temperatur, tekanan, putaran kerja, sehingga
memenuhi kriteria - kriteria sebagai berikut.
1. Tahan terhadap korosi
2. Tahan terhadap keausan
3. Tahan terhadap kavitasi
4. Kemudahan dalam pencetakan dan pembuatan.
73
73
Sifat fluida yang korosif dan abrasif mengharuskan impeler dibuat dari
bahan yang memiliki ketahanan tinggi terhadap kondisi tersebut, dalam skripsi ini
penulis memilih material berupa perunggu fosfor cor. Pemilihan ini didasarkan
pada sifat bahan ini memiliki kekuatan tarik yang cukup tinggi, tahan panas serta
tahan korosi. Material yang dipilih adalah perunggu fosor cor PBC 2B cetakan
logam menurut standar JIS H 5113 sebagai bahan material impeler. Sifat-sifat dan
kandungan bahan tersebut adalah sebagi berikut :
Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeler Sifat dan unsur material kandungan
Cu 8.7-9.1%
P 0.1-0.5%
Sn 9.0-12%
Kotoran 1% atau kurang
Yield Stress (σy) 30 kg/mm2
Sumber : Tata surdia, pengetahuan Bahan Teknik, hal 119
Tegangan geser yang diijinkan (τa) untuk bahan diatas dengan persamaan
(Sularso, Dasar perencanaan dan Pemilihan elemen mesin, hal 8) :
tf
ua KS ⋅=
1
στ (3.38)
di mana : Sf1 = Faktor Keamanan ; diambil Sf1 = 6
Kt = Faktor koreksi karena adanya tumbukan ; diambil Kt = 1.5
maka diperoleh :
2/33.3
5.1630
mmkg
a
=⋅
=τ
74
74
Selanjutnya tegangan geser akibat torsi :
D
TF ⋅=
2
dimana T = torsi akibat pembebanan =210850 kgmm
D=dh’=97.5 mm
Sehingga :
kg
F
43255.97
2108502
=
⋅=
selanjutnya tebal sudu minimum ditentukan dengan persamaan :
24.45.9714.333.3
4325'min
=⋅⋅
=
⋅⋅=
dhFSh πτ
dalam perencanaan ditentukan Shmin =5 mm.
Tegangan geser yang terjadi adalah :
2
2
2
2
/9.57/579.0
5.9714.343524'
4
mmkgmmkg
dhF
AF
=
=⋅⋅
=
⋅⋅
=
=
π
τ
jadi diperoleh τa1 > τ.
75
75
Berdasarkan pernyataan diatas dapat disimpulkan bahwa impeler yang
direncanakan cukup aman untuk menerima beban geser serta mampu untuk
meneruskan torsi yang terjadi pada poros.
3.8 Rangkuman Hasil Perhitungan Impeler
berdasarkan perhitungan yang telah dilakukan impeler yang direncanakan
mempunyai ukuran-ukuran sebagai berikut :
1. Diameter lubang poros ( dsh ) : 65 mm
2. Diameter hub depan ( dh ) : 85 mm
3. Diameter hub belakang ( dh’ ) : 97.5 mm
4. Diameter sisi masuk (d1) : 130 mm
5. Sudut sisi masuk sudu (β1) : 19.5o
6. Lebar sisi masuk sudu (b1) : 50 mm
7. Diameter sisi keluar ( d2 ) : 270 mm
8. Sudut sisi keluar ( β2 ) : 30°
9. Lebar sisi keluar ( b2 ) : 25 mm
10. Tebal sudu ( s1 ) : 6 mm
11. Tebal sudu ( s2 ) : 5 mm
12. Jumlah sudu ( z ) : 8 buah
13. Tebal dinding ( shroud ) depan : 6 mm
76
76
Tabel 3.5 Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik.
Titik r (m) Δr (m) Cm (m/s) W (m/s) βo
A1 0.065 0 9.73 24.4 23.5
1 0.06966 0.00466 9.43 23.52 23.64
2 0.07432 0.00466 9.15 22.56 23.97
3 0.07898 0.00466 8.83 21.63 24.11
4 0.08364 0.00466 8.57 20.72 24.43
5 0.08803 0.00466 8.27 19.81 24.69
6 0.09296 0.00466 7.98 18.92 24.98
7 0.09762 0.00466 7.68 18.01 25.27
8 0.10228 0.00466 7.38 17.12 25.56
9 0.10694 0.00466 7.10 16.25 25.92
10 0.1116 0.00466 6.82 15.32 26.45
11 0.11626 0.00466 6.51 14.39 26.92
12 0.12092 0.00466 6.22 13.49 27.5
13 0.12558 0.00466 5.94 12.5 28.40
14 0.13024 0.00466 5.62 11.61 28.96
A2 0.135 0.00466 5.357 10.714 30
77
77
Tabel 3.5 lanjutan
R tg β βtgR
B 1=
21−+
⋅Δ=Δ nn BBra
Σ ∆a aΣΔ=∂
π180'
0.0282 35.460 0 0 0
0.0305 32.786 0.159 0.159 9.114
0.0330 30.3.3 0.147 0.306 17.541
0.0353 28.328 0.136 0.442 25.337
0.0379 26.385 0.1274 0.5694 32.640
0.0404 24.752 0.119 0.6884 39.462
0.0433 23.094 0.111 0.7994 45.825
0.0460 21.739 0.104 0.9034 51.787
0.0489 20.449 0.098 1.0014 57.405
0.0519 19.267 0.0925 1.0939 62.707
0.0555 18.018 0.0868 1.1807 67.683
0.0590 16.949 0.0814 1.2621 73.349
0.0629 15.898 0.0765 1.3386 760735
0.0679 14.727 0.0713 1.4099 80.822
0.0720 13.888 0.0666 1.4765 84.640
0.0779 12.836 0.0622 1.5387 88.205
78
78
Tabel 3.6 Lebar laluan (b) untuk setiap titik
Titik r (m) Δr (m) Cm (m/s) є β
A1 0.065 0 9.73 0.754 0.050
1 0.06966 0.00466 9.43 0.772 0.0319
2 0.07432 0.00466 9.15 0.789 0.0302
3 0.07898 0.00466 8.83 0.802 0.0289
4 0.08364 0.00466 8.57 0.816 0.0277
5 0.08803 0.00466 8.27 0.826 0.0269
6 0.09296 0.00466 7.98 0.837 0.0261
7 0.09762 0.00466 7.68 0.847 0.0260
8 0.10228 0.00466 7.38 0.55 0.0260
9 0.10694 0.00466 7.10 0.863 0.0260
10 0.1116 0.00466 6.82 0.872 0.0260
11 0.11626 0.00466 51 0.879 0.0260
12 0.12092 0.00466 6.22 0.886 0.0260
13 0.12558 0.00466 5.94 0.893 0.0260
14 0.13024 0.00466 5.62 0.899 0.0260
A2 0.135 0.00466 5.357 0.905 0.0260
79
79
Gambar 3.10 Grafik variasi Cm dan w terhadap jari-jari
Gambar 3.11 Impeller hasil perancangan
0
3
6
9
12
15
18
21
24
27
0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12 0.13 0.14
Jari - Jari
Cm
, w (m
/s)
cmw
80
BAB IV
SALURAN MASUK DAN KELUAR
4.1 Saluran masuk
Saluran masuk merupakan komponen yang mempunyai peranan penting
dalam sebuah pompa. Saluran ini berfungsi untuk mengalirkan fluida menuju
kearah impeler dan memiliki pengaruh pada distribusi kecepatan fluida diujung
masuk impeler serta keseragaman suplai fluida yang dialirkan. Saluran ini akan
memberikan hasil yang terbaik apabila penampang melintang saluran ini mengecil
secara perlahan – lahan. Bentuk yang seperti ini akan meningkatkan kecepatan
aliran fluida secara mulus serta menjamin bahwa garis alir (stream line) berimpit
rapat kedinding saluran masuk serta tidak memiliki kecenderungan untuk
memisahkan diri dari permukaan garis alir tersebut, ada beberapa jenis saluran
masuk antara lain :
1. Lurus
Bentuk ini memiliki sisi atas yang lurus dengan tujuan untuk
menghindari terjadinya kantong udara. Saluran jenis ini biasanya
dipakai pada pompa – pompa sentrifugal satu tingkat baik berporos
horisontal maupun vertikal.
2. Melengkung
Saluran masuk dengan bentuk melengkung biasa dipakai pada pompa
sentrifugal dengan poros horizontal maupun vertikal dengan
kecepatan spesifik yang rendah, hal ini dikarenakan bentuk saluran
81
yang melengkung akan menurunkan head dan efesiensi pompa, maka
untuk mengurangi hal tersebut biasanya jari - jari lengkungan dibuat
besar.
3. Konsentris
Bentuk saluran jenis ini banyak digunakan pada pompa bertingkat
banyak. Saluran masuk jenis ini mempunyai kontruksi yang melebar
dalam arah aksial terutama pada pompa dengan kapasitas pemompaan
yang tinggi guna mengurangi kecepatan yang masuk dengan tujuan
untuk mencegah kavitasi.
Gambar 4.1 Saluran masuk tipe konsentris (Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 260)
4. Volut
Saluran masuk jenis ini memiliki ruang pemakaian yang luas, saluran
masuk jenis ini sering dipakai pada pompa baik bertingkat banyak
maupun satu tingkat dengan hisapan tunggal maupun ganda .
82
5. Mulut lonceng
Bentuk saluran masuk jenis ini banyak dipakai terutama pada pompa
aliran digonal dan dipakai pada pompa berkapasitas besar dan pompa
propeler.
Penulis memilih saluran masuk bentuk konsentris pada perancangan kali ini,
dengan alasan selain bentuk saluran ini lazim dipakai untuk pompa bertingkat
banyak, juga cocok untuk digunakan pada pemompaan dengan kapasitas yang
tinggi.
4.2 Saluran keluar
4.2.1 Difuser dan saluran pengarah balik
Fluida yang keluar dari impeler memiliki kecepatan yang tinggi akibat
adanya gaya sentrifugal. Energi kinetik yang besar tersebut harus
ditransformasikan kedalam energi potensial tekan dengan menggunakan suatu
elemen yang disebut recuperator. Upaya transformasi ini harus direncanakan
sedemikian rupa sehingga kerugian yang ditimbulkan dapat diminimalisir
sebanyak mungkin. Recuperator yang dapat dipakai untuk menurunkan kecepatan
dan energi kinetik antara lain :
1. Vanelees guide ring (cincin tanpa sudu pengarah)
2. Anular delivery passage of constant cross section (saluran tekan
dengan penampang konstan)
3. Volute casing
4. Difuser ring vane (sudu cincin difuser)
83
5. Return passage vane (sudu pengarah balik)
6. Diagonal difuser ring (sudu difuser diagonal)
7. Axial difuser ring (sudu difuser axial)
Keperluan transformasi energi kinetik menjadi energi potensial tekan untuk
pompa bertingkat banyak, pada umumnya digunakan difuser, selain dimensinya
yang lebih kecil, difuser juga menghasilkan gaya radial yang relatif kecil, karena
bentuknya yang simetris, sehingga menguntungkan bagi konstruksi, berdasarkan
alasan diatas, pada perancangan pompa kali ini digunakan difuser untuk
keperluan transformasi energi kinetik menjadi energi potensial tekan.
Pompa sentrifugal bertingkat banyak terutama yang alirannya radial,
memerlukan suatu saluran yang berfungsi untuk mengarahkan aliran fluida yang
meninggalkan difuser pada suatu tingkat ke impeler tingkat berikutnya, hal ini
dimaksudkan agar aliran fluida seragam sehingga meminimalkan arus pusar
sebelum masuk ke impeler atau pipa discharge.
Ada beberapa desain untuk pengarahan fluida setelah meninggalkan difuser ,
diantaranya adalah :
1. Sudu pengarah balik dengan Vaneless U turn
2. Sudu pengarah balik dengan Vaned U turn
karena tingginya tingkat kesulitan dalam proses pembuatan Vaned U turn, dan
untuk mengurangi bobot serta diameter luar rumah pompa, maka pada
perancangan ini digunakan sudu pengarah balik dengan Vaneless U turn
84
4.2.2 Perencanaan difuser
Difuser seperti yang dimaksud pada penjelasan di atas adalah serangkaian
sudu simetris yang diletakkan melingkar di sekeliling impeler di mana antara sudu
yang satu dengan sudu yang lain membentuk jalan lintasan fluida yang makin
melebar secara halus dari sisi masuk hingga ke sisi keluar, karena itu biasa juga
disebut cincin difuser. Konstruksi tersebut mengakibatkan kecepatan alir fluida
berkurang, sehingga meningkatkan tekanannya, dengan demikian diharapkan
kecepatan fluida masuk ke impeler tingkat selanjutnya sama dengan kecepatan
ketika masuk ke impeler sebelumnya.
Berdasarkan perhitungan perencanaan impeler diperoleh :
d2 = 270 mm; b2 = 25 mm; β2 = 30°; z = 8
dari segitiga kecepatan pada sisi keluar impeler diketahui :
0032 1099.9' ≈== αα ; cu2’ = cu= 26.96 m/s
Berdasarkan data tersebut di atas maka akan direncanakan cincin difuser
dengan 8 sudu, Zd = 8, dengan pertimbangan bahwa jumlah sudu difuser harus
cukup banyak agar dapat memberikan pengarahan yang baik terhadap air yang
lewat melalui difuser.
Berdasarkan hasil eksperimen I.V. Davidov (Stephen Lazarkiewich, Impeler
Pump, Hal 289) , dapat diambil beberapa besaran yang harus ditentukan terlebih
dahulu. Besar celah radial ‘clearance’ antara impeler dan difuser sekitar 1% - 4
% diameter impeller. Apabila ditentukan celah radial samam dengan 5 mm, maka
besar diameter sisi masuk difuser ( d4 ) adalah :
d4 = d2 + 2 . clearance = 270 + 2 . 5 = 280 mm
85
Tebal awal difuser ring bervariasi antara 2 – 8 mm, perbedaan ketebalan
pada kisar ini hanya memberikan sedikit pengaruh pada kinerja pompa, pada
perancangan kali ini diambil tebal awal sudu difuser ( s4 ), 5 mm, ditentukan pula
lebar awal difuser ( b3 ) 2 mm lebih besar daripada lebar laluan impeler, dengan
demikian b3 = 27 mm.
Sebagai ilustrasi dimensi dan keterangan simbol dari difuser ring, dapat
dilihat sebagai berikut :
Gambar 4.2 Dimensi Difuser ring
(Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286)
4.2.3 Pengaruh Penyempitan pada Sisi Masuk
Karena adanya penyempitan dan ketebalan sudu pada cincin difuser,
kecepatan meridional pada sisi keluar impeler cm2 akan membesar menjadi cm3
86
dan sudut inklinasi α3 akan bertambah menjadi α4. Sudut α4 dapat dihitung dengan
persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286) :
344
434 tantan αα ⋅
−⋅=
usttK (4.1)
Di mana : t4 = pitch sudu pada jari-jari r4 ( sisi masuk cincin difuser ) (mm)
su4 = tebal sudu difuser pada sisi masuk (mm) dalam arah melingkar
yang dirumuskan : 4
44 sinα
ssu =
44
4
ustt−
= koefisien penyempitan pada sisi masuk cincin difuser yang
diasumsikan terlebih dahulu sebesar 1,56
K3 = koefisien untuk menghitung rugi-rugi akibat tidak seragamnya
kecepatan, dan adanya arus sekunder antara impeler dan cincin difuser.
Koefisien k3 tergantung pada jumlah sudu difuser dan sudut keluar impeler
( β2 ). Menurut O’ Hansen (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287)
untuk sudut keluar impeler, β ≈ 30º, jumlah sudu impeler, zi = 8, dan jumlah sudu
difuser zd = 8, nilai K3 = 1,75.
Dengan demikian sudut inklinasi ( α4 ) dapat dihitung :
0
4
631.119
10tan156,175.1(tan
=
⋅⋅= arcα
Selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap nilai 44
4
ustt−
:
=⋅
=⋅
=82804
4ππ
dzd
t 109.9 mm.
87
04
44 631.19sin
4sin
==α
ssu = 14.882
44
4
ustt−
= 882.149.109
9.109−
= 1,1566≈1,156
Berdasarkan hasil atas diketahui bahwa asumsi awal yang diambil tidak jauh
berbeda dengan hasil perhitungan, dengan demikian asumsi tersebut dapat
diterima.
4.2.4Luas sisi masuk tiap sudu difuser ring (ad)
Luas sisi masuk tiap sudu pada difuser dapat dihitung dengan persamaan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287) :
d
dd z
Aa = (4.2)
Di mana : Ad = Luas total sisi masuk difuser ring (m2)
Zd = jumlah sudu difuser = 8
Luas total sisi masuk difuser ring dapat diperoleh dengan persamaan :
d
d cQA′
= (4.3)
dimana : Q’ = Kapasitas rencana aliran fluida = 0.10175 m3/s
cd = Kecepatan aliran fluida rata-rata pada inlet difuser (m/s)
dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 288):
cd = HgKcd ⋅⋅⋅ 2 (4.4)
dimana : Kcd = konstanta kecepatan difuser yang diperoleh dari gambar 4.2,
dimana nilainya Kcd = 0,38
88
H = head tiap tingkat pompa, H = 98.32 m, sehingga :
cd = 32.9881,9238,0 ⋅⋅⋅ = 16,68 m/s
68.1610175.0
=dA = 0.00610 m2 = 61 cm2
dari hasil tersebut, ad :
861
=da = 7,625 cm2
Gambar 4.2 Grafik Hubungan Kcv = f (ns)
(Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 277 )
4.2.5 Tinggi Laluan Sisi Masuk Difuser ( e4 )
Tinggi laluan sisi masuk dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 288) :
3
4 ba
e d= (4.5)
89
di mana b3 adalah lebar awal difuser (cm)
Dengan demikian tinggi laluan sisi masuk difuser :
7.2
625.74 =e = 2.82 cm = 28.2 mm.
4.2.6 Radius Sisi Masuk Difuser (rb)
Besar radius sisi masuk difuser dapat dihitung dengan penjumlahan
sederhana, berdasarkan gambar ilustrasi dimensi difuser ring ( Gambar 4.1 ) :
rB = r4 + e4 + s4
rB = 140 + 28.2 + 5 = 173.2 ≈ 173 mm
4.2.7 Jari-jari Kelengkungan Busur AB ( ρ )
Lintasan partikel-partikel fluida sebelum masuk ke difuser adalah berupa
spiral logaritmik, lintasan tersebut dapat diketahui dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286) :
2
lntanrr
=αϑ (4.6)
Persamaan diatas dapat digantikan atau didekati dengan busur lingkaran dengan
radius (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287) :
( )4
4 cos21α
ρ Brr += (4.7)
dengan demikian dapat diperoleh :
( ) 0857,17cos21170140 +=ρ = 162.85 mm.
90
4.2.8 Panjang Laluan pada Cincin Difuser ( l )
Panjang laluan pada cincin difuser sesuai hasil penelitianI.V. Davydov,
adalah :
l = ( 3,0 4,0 ).e4 = ( 3,0 4,0 ).28.2 = 84.6 112.8 mm
diambil l = 90 mm.
4.2.9 Diameter Terluar Difuser ( d5 )
Nilai diameter terluar difuser dibatasi antara (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler
Pump, hal: 289) :
d5 = ( 1,3 1,5 ).d2 (4.8)
apabila diambil d5 = 1,5. d2 maka d5= 1,5. 270 mm = 400 mm.
4.2.10 Sisi Keluar Difuser
Sisi keluar difuser direncanakan memiliki tinggi, e5 = 45 mm dengan lebar,
b5 = 10 mm, dengan demikian luas laluan keluar cincin difuser ( A5 ) adalah :
A5 = b5. e5. z (4.9)
A5 = 81045 ⋅⋅ = 3600 mm2 = 36 cm2
dari luas tersebut, dapat diperoleh besarnya kecepatan fluida keluar dari cincin
difuser :
5
5 AQc′
= (4.10)
0036.010175.0
5 =c = 28.26 m/s
91
4.2.11 Sudut Divergensi ( δ )
Sudut divergensi dari laluan difuser seharusnya tidak terlalu besar, hal ini
untuk menghindari terjadinya separasi fluida, untuk cincin difuser dengan laluan
segi empat sudut divergensi sebaiknya tidak melebihi 11º (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 290).
Sudut divergensi dari cincin difuser yang direncanakan di atas adalah :
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛
⋅−
=lee
2arctan 45δ (4.11)
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛
⋅−
=902
2.2845arctanδ = 10.60 º
sudut diatas masih didalam batas wajar karena dibawah 11o, dari hasil tersebut
ternyata sudut divergensi cincin difuser yang direncanakan masih dalam batas
yang telah ditentukan sebelumnya.
4.2.12 Pemilihan Material Difuser
Sifat fluida yang korosif dan abrasif mengharuskan difuser dibuat dari bahan
yang memiliki ketahanan tinggi terhadap kondisi tersebut, dalam skripsi ini
penulis memilih material yang sama dengan material impeler yaitu berupa
perunggu fosfor cor. Pemilihan ini didasarkan pada sifat bahan ini memiliki
kekuatan tarik yang cukup tinggi, tahan panas, kemampuan untuk dicor yang baik,
serta ketahanannya terhadap korosi yang baik mengingat difuser bukan
merupakan bagian pompa yang berputar. Material yang dipilih adalah perunggu
92
fosor cor PBC 2B cetakan logam menurut standar JIS H 5113 sebagai bahan
material impeler. Sifat-sifat dan kandungan bahan tersebut adalah sebagi berikut :
Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeler Sifat dan unsur material kandungan
Cu 8.7-9.1%
P 0.1-0.5%
Sn 9.0-12%
Kotoran 1% atau kurang
Yield Stress (σy) 30 kg/mm2
Sumber : Tata surdia, pengetahuan Bahan Teknik, hal 119
4. 3 Perencanaan Sudu Pengarah Balik
Sudu pengarah balik yang direncanakan dalam perancangan ini adalah sudu
pengarah balik dengan U-turn tanpa sudu. Data awal yang diperlukan untuk
perancangan ini adalah :
c5 = kecepatan fluida keluar dari cincin difuser = 28.26 m/s
α5 = sudut inklinasi fluida pada sisi keluar impeler, yang besarnya
ditentukan langsung dari gambar rancangan difuser = 28 º
4.3.1 Pengaruh Jumlah Sudu Difuser pada Distribusi Kecepatan
Sudut inklinasi aliran fluida yang keluar dari difuser dan akan masuk ke
lengkung U berkurang dari α5 menjadi α6, hal ini dikarenakan adanya jumlah sudu
yang tertentu pada cincin difuser, hal diatas dapat dilihat dalam Gambar 4.3 :
93
Gambar 4.4 Pengaruh jumlah sudu pada distribusi kecepatan keluar difuser
(Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 292)
Besar kecepatan tangensial sisi masuk lengkung U ( cu6 ) dirumuskan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 292). :
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛+
+= 3
5
256 1
1updu
pdu c
rr
ccc
c (4.12)
Di mana :
cpd : faktor koreksi Pfleiderer
cu5 : kecepatan tangensial fluida keluar dari cincin difuser
cu5 : c5 cos α5 = 28.26. cos 28 º = 24.95 m/s
r2 : jari-jari terluar impeler = 135 mm
r5 : jari-jari terluar difuser = 200 mm
cu3 : kecepatan aliran dalam celah antara impeler dan cincin difuser
dalam arah tangensial = cu2’ = 26.96 m/s.
Besar koreksi Pfleiderer dapat dihitung dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 292) :
94
std
dpd Mz
rC
⋅⋅
=ψ2
5 (4.13)
Di mana :
ψd = faktor koreksi yang besarnya 0,8 1,0; diambil 0,9
Mst = momen statis ( mm2 ) yang besarnya dirumuskan :
( )23
252
1 rrM st −=
dengan r3 = jari-jari celah antara impeler dan difuser yang diperoleh sbb :
( )2423 21 rrrr −+= = ( )135140
21135 −+ = 137.5 mm
sehingga, ( )22 1375.0200.021
−=stM = 0.010546 m 2 =10546mm2
dan, 010546.08
9.02.0 2
⋅⋅
=pdC = 0.4266
Dengan demikian besarnya kecepatan cu6 tangensial sisi masuk lengkung
U, dapat diperoleh :
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ ⋅⋅+
+= 96.26
2.0135.04266.095.24
4266.011
6uc = 33.41 m/s
Dengan memperhatikan Gambar 4.4, kecepatan meridian aliran fluida pada
sisi masuk lengkung U ( cm6 ), dapat dirumuskan :
cm6 = cm5 = c5 sin α5 = 28.26. sin 28 = 13.27 m/s
Dengan memperoleh cm6 dan cu6, maka besar sudut inklinasi α6 dapat
ditentukan sebesar :
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=
6
66 arctan
u
m
cc
α = ⎟⎠⎞
⎜⎝⎛
41.3327.13arctan = 21.66 º
95
4.3.2 Sudu Penghantar Balik Sisi Masuk
Beberapa besaran yang harus ditentukan terlebih dahulu pada perancangan
sudu pengarah balik kali ini adalah :
zR = jumlah sudu pengarah balik, diambil = 12
s7 = tebal awal sudu pengarah balik = 4 mm
d7 = diameter terluar sudu pengarah balik = d5 = 400 mm.
Adanya rugi-rugi gesekan pada vaneless U-turn dan pengaruh penyempitan
pada sisi masuk sudu pengarah balik, menyebabkan sudut inklinasi pada sisi
masuk ( α7 )menjadi lebih besar daripada α6, hal ini dapat dirumuskan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 293). :
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛⋅
−⋅= 6
77
777 tanarctan αα
ustt
K (4.14)
dimana :
t7 = jarak sudu sisi masuk sudu pengarah dalam arah melingkar,
dirumuskan :
dzd
t 77
⋅=π
= 8400⋅π = 157 mm
su7 = tebal sudu sisi masuk sudu penghantar dalam arah melingkar,
dirumuskan :
7
77 sinα
ssu = ; α7 terlebih dahulu diasumsikan = 28 º, s7 = 4 mm
07 28sin4
=us = 8.52 mm
96
K7 = koefisien untuk memperhitungkan gesekan pada U-turns dan
distribusi kecepatan = 1,2 1,3; diambil K7 = 1,27
Dengan demikian, sudut inklinasi α7 dapat ditentukan sebagai berikut :
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ ⋅
−⋅= 0
7 66,21tan52.8157
15727,1arctanα = 28,07 º
Berdasarkan hasil tersebut, harga α7 yang diasumsikan sebelumnya tidak
jauh berbeda nilainya dengan hasil perhitungan, karena itu ditentukan α7 = 28 º
4.3.3 Sudu Penghantar Balik Sisi Keluar
Bagian ujung keluar sudu penghantar balik dibuat sesuai dengan arah radial,
dengan tujuan agar sudut inklinasi pada sisi keluarnya ( α8 ) sama dengan 90º, dan
dibuat berbentuk runcing, dengan ε ≈ 5º. Dengan demikian diharapkan kecepatan
fluida yang mengalir dalam laluan ini bisa berkurang, dan saat memasuki impeler
tingkat selanjutnya memiliki kecepatan yang sama dengan kecepatan awal ( co ).
Lebar sudu pengarah pada sisi keluar dapat diketahui dengan terlebih dahulu
memasukkan data-data sebagai berikut :
α8 = 90º co = 6.88 m/s
Q’ = 0.10175 m3/s d8 = 150 mm
ε = 5º s8 = 3 mm
zR = 12 121508
8⋅
=⋅
=ππ
Rzd
t = 39.25 mm
Tebal sudu pengarah balik arah tangensial, su8 dapat ditentukan dengan
persamaan :
97
su8 = 08
8
90sin3
sin=
αs
= 3 mm
Koefisien kontraksi dapat dicari dengan persamaan :
88
88
ustt−
=ψ = 352.39
2.39−
= 1.08
Berdasarkan data yang telah diberikan di atas, maka luas laluan sisi keluar
sudu penghantar balik dapat dihitung sebagai berikut :
oC
QA′
⋅=ψ8 (4.15)
88.6
10175.008,18 ⋅=A = 0.015972 m2 = 15972 mm2
maka lebar laluan pada sisi keluar sudu penghantar balik adalah :
8
88 d
Ab
⋅=π
(4.16)
150
159728 ⋅=π
b = 33.9 mm = 34 mm.
4.3.4 Pemilihan Material Sudu Penghantar Balik
Pertimbangan yang sama saat pemilihan material untuk difuser, digunakan
sebagai pertimbangan pemilihan material untuk sudu penghantar balik, material
yang digunakan untuk sudu penghantar balik juga adalah perunggu fosfor cor,
keterangan tentang sifat fisiknya sama dengan yang telah dikemukakan pada
difuser.
98
4.4 Perhitungan kekuatan casing
Material yng digunakan sebagai bahan casing pada perancangan ini adalah
besi tuang kelabu, untuk memperirakan ketebalan minimal casing dapat
digunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 305).:
zpDyxst
+⋅
⋅=σ200
(4.17)
dimana s : ketebalan casing
x : faktor keamanan, diambil 4.5
y :koefisien yang tergntung pada profil elemen, diambil 1.6
D : diameter melintang terbesar casing (430 mm)
P : tekanan pada laluan ( P =γ H )
σt : kekuatan tarik bahan casing, 22 kg/mm2
z : tambahan ketebalan untuk ketelitian pengerjaan, diambil 5 mm
2
3
/50536.06.491/1028
P
mmkgmmkg
H
=
⋅=
⋅= γ
mm
s
35.5
522200
50536.04306.15.4
=
+⋅
⋅⋅=
selanjutnya ketebalan casing ditentukan sebesar 10 mm.
BAB V
PERENCANAAN POROS
5. 1 Perencanaan Poros
Langkah awal dalam merencanakan sebuah poros adalah analisa beban-
beban yang bekerja padanya, pada perancangan pompa lean amine pump ini,
poros selain menerima beban puntir dari penggerak mula juga menerima beban
aksial maupun radial. Tiga beban tersebut harus diikutsertakan dalam perhitungan
dimensi poros, oleh karena itu perlu dilakukan pengecekan ulang dengan
mengikutsertakan harga beban aksial maupun radial.
5.1.1 Gaya Aksial
Tekanan air yang bekerja pada impeler memberikan kontribusi yang cukup
besar terhadap nilai beban aksial, terutama pada pompa sentrifugal isapan tunggal
.
Gambar 5.1 Gaya geser aksial
Sebagaimana terlihat dalam Gambar 5.1 tampak bahwa baik pada sisi kanan
maupun sisi kiri impeller bekerja suatu tekanan, akan tetapi luas bidang tekan sisi
kanan lebih besar dari pada sisi kiri, hal ini menyebabkan impeller cenderung
100
100
untuk terdorong kearah mulut hisap. Pada mulut hisap sebenarnya juga bekerja
gaya yang berlawanan arah dengan gaya yang bekerja pada bidang II. Gaya ini
berasal dari pembelokan arah fluida dari arah aksial kearah radial, akan tetapi
gaya ini relatif kecil sehingga resultan gaya yang bekerja pada impeller
menyebabkan impeller terdorong kearah mulut hisap.
Pada pompa bertingkat banyak, gaya aksial total merupakan penjumlahan
dari seluruh gaya aksial dari masing-masing impeller, dimana selanjutnya gaya ini
harus dinetralkan. Ada beberapa cara yang dapat digunakan untuk menetralkan
gaya aksial ini antara lain :
a. Torak penyeimbang
Cara ini menggunakan torak penyeimbang yang diletakkan pada
ujung pompa dekat impeller tingkat terakhir. Pada salah satu sisi
torak bekerja tekanan yang berasal dari fluida yang keluar dari
impeller tingkat pertama, dengan demikian maka hampir seluruh
gaya aksial total dapat dinetralisir sehingga bantalan aksial hanya
menahan beban sisa yang tidak begitu besar.
b. Susunan berimbang
Cara susunan berimbang adalah dengan membagi impeller pada
pompa bertingkat banyak menjadi dua bagian yang sama banyak
dan meletakannya dengan posisi yang saling bertolak belakang,
dengan cara ini diharapkan gaya aksial yang bekerja pada impeller
tersebut akan saling meniadakan. Cara seperti ini dalam praktiknya
101
101
tidak mudah untuk memperoleh gaya yang benar-benar berimbang,
oleh karena itu dalam prakteknya masih digunakan bantalan aksial.
c. Sirip sudu belakang
Cara ini adalah dengan menempatkan sudu atau sirip dibelakang
impeller yang diharapkan pada sisi ini juga terjadi pusaran fluida
sehingga gaya aksial yang timbul dapat dikurangi. Sudu-sudu
belakang tersebut dapat dibuat dengan tinggi dan jumlah yang
berbeda sesuai dengan besar gaya aksial yang harus dinetralkan.
d. Lubang penyeimbang
Cara ini biasa dipakai dalam pompa satu tingkat atau pompa
bertingkat bnyak yang diameter impelernya tidak terlalu besar. Celah
atau lubang ini ditempatkan pada ketinggian yang sama dengan
ujung mulut hisap, maka diharapkan gaya yang ditimbulkan oleh
adanya kecepatan fluida masuk bisa diimbangi oleh gaya aksial yang
disebabkan oleh fluida yang masuk melalui lubang tersebut.
Kekurangan dari cara ini adalah adanya kerugian akibat celah dan
kerugian karena adanya turbulensi yang besar yang dapat
menurunkan efisiensi pompa.
e. Cakram penyeimbang
Cakram ini dipasang pada poros setelah impeller tingkat terakhir
pada pompa bertingkat banyak. Berhadapan dengan cakram ini
dipasang sebuah dudukan penyeimbang pada dinding rumah pompa
sehingga terdapat celah sempit antara cakram dan dudukan ini.
102
102
Ruang antara cakram dan dudukan dihubungkan dengan sisi keluar
impeller tingkat terakhir sehingga memilki tekanan yang besar.
Gambar 5.2 Cakram penyeimbang gaya aksial Sumber : Stephen lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal 352
Prinsip kerja cakram penyeimbang adalah didalam ruang 2 antara cakram
dan dinding rumah dimasuki fluida bertekanan yang berasal dari impeller tingkat
terakhir melalui celah e21, akibatnya pada ruang 2 bekerja tekanan statis yang
tinggi sedangkan disisi belakang dari cakram ruang 3 terdapat ruang dengan
tekanan yang lebih rendah karena ruang ini dihubungkan dengan saluran hisap
atau dengan tangki hisap instalasi pompa. Akibat tekanan statis diruang 2 maka
timbul gaya yang menggeser kearah kanan. Gaya geser ini berlawanan arah
dengan gaya yang ditimbulkan oleh fluida yang bekerja didalam impeller sebagai
akibat luasan sebelah kanan dan luasan sebelah kiri yang tidak sama besar. Jika
gaya akibat tekanan statis diruang 2 ini besar maka, celah 23 akan melebar dan
tekanan diruang 2 akan menurun dan cakram akan kembali bergeser kekiri.
Pergerakan ini berulang-ulang dan terus menerus, dengan demikian poros harus
103
103
dapat bergerak bebas dalam arah aksial. Gerakan ini sedemikian rupa sehingga
seakan-akan didapatkan posisi kerja poros ditengah-tengah, dengan demikian pada
waktu bekerja pada keadaan normal cakram tidak akan menyentuh rumah pompa.
Pada perancangan kali ini dipilih cakram penyeimbang untuk menetralkan
gaya aksial yang terjadi. Hal ini dikarenakan konstruksinya yang sederhana serta
tidak membutuhkan tempat yang terlalu besar pada poros, selain itu cara ini cukup
efektif untuk meredam gaya aksial yang cukup besar sekalipun.
5.1.1.1 Perhitungan gaya aksial
Fluida memasuki impeller dengan keepatan c0 dengan arah gaya aksial yang
selanjutnya berbelok kearah radial. Gaya yang ditimbulkan akibat hal ini
dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 348) :
0cgmF = (5.1)
dimana m : laju aliran massa yang melewati impeller
kg
cg
qF
38.73
88.6806.9
102810175.0
01
=
⋅=
⋅=
γ
Gaya ini cenderung menyebabkan impeller menjahui sisi hisap dan bekerja
pada luasan yang dibatasi d0 dan dh, selanjutnya gaya yang bekerja pada luasan
yang sama besar namun berbeda arahnya, dirumuskan (Austin H. Church, Pompa
dan Blower Senrifugal hal 156):
104
104
( ) ( )222 4 hoot ddppF −−=
π (5.2)
dimana
pt – po = tekanan fluida terhadap dinding impeler antara do dan dh (kg/m2)
yang dirumuskan :
γguupp ot 24
3 21
22 −⋅=−
= ( ) ( ) 1028806,92
4.2077.4143 22
⋅−
⋅
= 52229,74 N/m2
maka, ( ) ( )
kg
F
39.772
0845.016118.04
74.52229 222
=
−=π
Resultan gaya tiap impeller adalah :
FA = F1 – F2
= 772.39 – 73.38
=699.015 kg
Gaya aksial total untuk seluruh impeller adalah :
Fat = 5 x 699.015
= 3495.074 kg
5.1.1.2 Perhitungan dimensi selah dan cakram
Efektif tidaknya fungsi cakram sangat dipengaruhi oleh pengambilan
dimensi yang cocok akan besar celah e12 dan diameter cakram. Celah e12 dengan
105
105
panjang l12 berperan sebagai damper dan menahan cakram dari gerakan yang
terlalu cepat. Perhitungan dimensi cakram adalah sebagai berikut:
Diameter cakram (dd) dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler
Pump,hal 354) :
2)8.07.0( ddd ⋅−= (5.3)
mmmm 216189
270)8.07.0(−=⋅−=
kemudian diameter cakram ditentukan sebesar 200mm. Diameter celah e12 = de2 =
dh’ = 97.5mm Lebar celah e12 dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler
Pump,hal 354):
e12 = 0.4 mm – 0.8 mm (5.4)
kemudian e12 dipilih sebesar 0.5 mm.
Panjang celah l23 dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler
Pump,hal354).
l23 = (8% - 10%) dd (5.5)
= 16 mm – 21mm,
kemudian dipilih sebesar 21 mm dan panjang celah l12 ditetapkan sebesar 35 mm.
Besar tekanan pada ruang 1 dapat ditentukan dengan menggunakan
persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 353) :
)(81)1( 2
221 euug
HpHiH −−+Δ−= (5.6)
dengan I : jumlah tingkat pompa
ΔH : head tiap tingkat
u2 : kecepatann keliling impeller pada jari jari luar
106
106
ue2 : kecepatan keliling pada throtling bush.
ue2 60
12 nedπ=
sm /3075.1560
30000975.0
=
⋅⋅=π
Hp : tekanan pada sisi keluar impeller, yang dirumuskan (Stephen
Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 347) :
g
cwuHp h 2
20
22
22 +−
=η (5.7)
dengan ηh, w2, c0 yang harganya telah didapatkan dimuka, yaitu sebesar :
ηh : 0.959
w2 : 10.714m/s
co : 6.88m/s
u2 : 41.77 m/s
maka besar Hp :
sm
Hp
/01.82806.92
)714.1077.41(959.022
=⋅−
=
maka , ( )
sm
H
/03.456
30.1577.41806.98
101.8232.98)15( 221
=
−⋅⋅
−+⋅−=
107
107
tekanan pada ruang 2 dapat dihitung dengan menggunakan persamaan:
( )
( )mm
dd
FHhd
at
142
1028009752.04
074.34954
22
222
=
⋅−=
−=
π
γπ
hubungan antar H1 dan H2 adalah (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 353) :
1̀
2
2 1H
qqH+
= (5.8)
672.014203.456
142
2
2
=−
=
−=
HHHQ
Kebocoran yang terjadi akibat adanya penyeimbang aksial berkisar antara
4% - 6% (Lazarkeiwicz : 354), apabila diasumsikan kebocoran yang terjadi
adalah 6% dari kapasitas total pompa, maka volume fluida yang melewati celah
e12 adalah sebesar :
0.06 x 0.10175 = 6.105 x10-3 m/s,
luas celah e12 adalah = π x 0.25(0.985 – 0.975)
=1.538 x10-4 m2
Kecepatan fluida melewati celah e12 (c1) = sm /694.39101.538
10 6.1054-
-3
=⋅⋅
Nilai Reynold number untuk aliran ini dapat ditentukan dengan menggunakan
persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 51) :
108
108
vcb
h ⋅⋅
=ℜ2
(5.9)
dimana b : lebar celah
c : kecepatan rata-rata fluida melewati celah
ν : viskositas kinematik kinematik amine (amine pada 1220C sebesar
23.86 x10 -6m2/s )
9.415
1086.232694.390005.0
6
=⋅
⋅=ℜ −xh
Harga koefisien gesek (λh) diketahui dengan terlebih dahulu mengasumsikan
dinding celah kasar, harga koefisien gesek tersebut dicari dengan menggunakan
persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 51) :
0137.09.41507.0
07.0
27.0
27.0
=
=
ℜ=
hhλ
Sedangkan koefisien aliran (Cd1) dapat ditentukan dengan menggunakan
persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 354) :
710.00005.02
035.00137.05.1
12
5.1
11
=⋅
⋅+=
⋅⋅+
=
el
C
h
d
λ
luas celah e23 adalah = π x 0.179 x 0.0004
=2.24 x10-4 m2
(5.10)
(5.11)
109
109
selanjutnya apabila seluruh fluida yang memasuki celah e12 juga melewati celah
e23, maka kecepatan fluida melewati celah ini dapat ditentukan dengan
persamaan: C2 = sm /25.2710 2.24
10 6.1054-
-3
=⋅⋅
Nilai Reynold number untuk aliran ini dapat ditentukan dengan menggunakan
persamaan :
41.228
1086.23225.270004.0
6
=⋅
⋅=ℜ −xh
Harga koefisien gesek (λh) dicari dengan mengasumsikan dinding celah
kasar yaitu menggunakan persamaan :
0161.041.22807.0
07.0
27.0
27.0
=
=
ℜ=
hhλ
dan koefisien aliran (Cd2) dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan:
721.00004.02021.00161.05.1
12
5.1
12
=⋅
⋅+=
⋅⋅+
=
el
C
h
d
λ
nilai Q dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz,
Impeler Pump, hal 353):
110
110
2333
1222
edcedcq
ed
ed
⋅⋅⋅⋅
= (5.12)
672.06705.0
0004.0179.0721.00005.00975.07101.0
≈=⋅⋅⋅⋅
=
dari hasil perhitungan q diatas terlihat bahwa harga q adalah hampir sama,
sehingga harga tersebut dapat diterima.
5.2 Gaya radial
Gaya radial yang terjadi pada pompa adalah gaya radial dinamis gaya radial
statis. Gaya ini terutama terjadi terjadi pada pompa dengan konstruksi saluran
keluar rumah volut. Hal ini terjadi karena tidak meratanya distribusi gaya pada
sekeliling rumah volute. Distribusi gaya ini disebabkan karena konstruksi rumah
volute yang tidak radial, sehingga gaya-gaya yang disebabkan fluida tidak saling
menghilangkan, gaya ini akan menyebabkan bertambahnya defleksi poros pada
pompa horizontal selain dari adanya beban mati bagian-bagian yang membebani
poros.
Pada pompa yang menggunakan difuser, aliran fluida yang keluar dari
impeler akan dibagi merata pada masing-masing sudu difuser di sekeliling poros,
sehingga gaya radial yang terjadi secara ideal akan saling mengimbangi.
Meskipun pada kenyataannya terjadi gaya radial, nilainya relatif kecil dan sulit
untuk menghitungnya, oleh karena itu gaya radial ini dapat diabaikan. Hal-hal
yang dapat memungkinkan timbulnya gaya radial tersebut adalah
ketidakhomogenan bahan dari komponen-komponen yang ikut berputar bersama
111
111
poros seperti impeler, kopling, selubung poros, selain itu ketidakseragaman aliran
pada masing-masing sudu dalam difuser. Gaya radial statis adalah berasal dari
berbagai beban yang menimpa poros, yaitu antara lain bobot impeller, bobot
kopling, bobot cakram penyeimbang serta berat poros itu sendiri.
5.2.1 Perhitungan berat impeller
Untuk menghitung berat impeller maka impeller dibagi menjadi beberapa
bagian kemudian dihitung berapa besar volume tiap bagian tersebut, dengan
menganggap titik A sebagai titik (0,0) maka :
Bagian 1
A1 = 75 x 60
=750 mm2
(X,Y) = (37.5,37.5)
Gambar 5.3 Penampang impeller
112
112
V1 = 2x 3.14 x 37.5 x 750
= 176625 mm3
Bagian 2
A2 = 102.5 x 5
= 512.5 mm2
(X,Y) = (77.5,83.75)
V2 = 2 x 3.14 x 83.75 x 512.5
= 281618.75 mm3
Bagian 3
A3 = 2
425.28 ×
= 588 mm2
(X,Y) = (61,56.5)
V3 = 2 x 3.14 x 56.5 x 580
= 208634.1 mm3
Bagian 4
A4 =20 x 5
= 100 mm2
(X,Y) = (10,82.5)
V4 = 2 x 3.14 x 82.5 x 100
= 51810 mm3
Bagian 5
A5 =15 x 13
= 195 mm2
113
113
(X,Y) = (27.5,86.5)
V5 = 2 x 3.14 x86.5 x 195
= 105927.9 mm3
Bagian 6
A6 = 45 x 5
= 225 mm2
(X,Y) = (40.15,114)
V6 = 2 x 3.14 x 114 x 225
= 161082 mm3
V total = 176625 + 281618.75 + 208634.16 + 51810 + 105927.9 +161082
= 985697,81 mm3
X = 51.8 mm
Volume sudu dapat dicari dengan menggunakan persamaan :
Vsudu = Z x ls x bm x s
Dimana :
Panjang sudu (ls) = 164.35 mm
Jumlah sudu (Z) = 8 buah
Lebar sudu (bm) = 37.5 mm
Tebal sudu (s) = 5 mm
Vsudu = 8 x 164.35 x 37.5 x 5
= 246525 mm3
X = (985697,81x51.8 + 246525x42.5) / (985697,81+246525)
= 49.94 mm
114
114
Selanjutnya impeller terbuat dari bahan dengan berat jenis (γ) = 8.86 x10-3 gr/mm3
maka berat total impeller :
Wimp = (985697,81+246525) x 8.86 x 10-3
= 1232222.81 x 8.86 x 10-3
= 10.92 kg
5.2.2 Perhitungan berat cakram
Bagian 1
A1 = 30 x 12.5
= 37.5 mm2
(X,Y) = (20,38.75)
V1 = 2 x 3.14 x 38.75 x 375
= 91256.25 mm3
Gambar 5.4 Cakram penyeimbang
115
115
Bagian 2
A2 = 0.5 x 10x 45
= 225 mm2
(X,Y) = (18.33,60)
V2 = 2 x 3.14 x 60 x 225
= 84780 mm3
Bagian 3
A3 = 10 x 45
= 450 mm2
(X,Y) = (10,67.5)
V3 = 2 x 3.14 x 67.5 x 450
= 190755mm3
Bagian 4
A4 = 5 x 20
= 100mm2
(X,Y) = (2.5,80)
V4 = 2 x 3.14 x 80 x 100
= 50240 mm3
Vtotal = 91256,25 + 84780 + 190755 + 50240
= 417 031,25 mm2
X = (91256,25x20 + 84780x18.33 + 190755x10 + 50240x5) / 417031.25
= 13.28 mm
116
116
Apabila cakram terbuat dari bahan baja khrom menrut standart JIS G 4104 dengan
berat jenis (γ) = 7.86x10-6 kg/mm3 maka berat cakram adalah :
Wdisk = 417 031,25 x 7,86x10-6
= 3.278 kg
5.2.3 Perhitungan berat kopling
Bagian 1
A1 = 53 x 25
= 1325 mm2
(X,Y) = (44.5,37.5)
V1 = 2 x 3.14 x 37.5 x 1325
= 312037.5 mm3
Gambar 5.5 Penampang kopling
117
117
Bagian 2
A2 = 17.5 x 6
= 105 mm2
(X,Y) = (26.75,97)
V2 = 2 x 3.14 x 97 x 105
= 63961.5 mm3
Bagian 3
A3 = 18 x 75
= 1350 mm2
(X,Y) = (962.5)
V3 = 2 x 3.14 x 62.5 x 1350
= 529875mm3
Vtotal = 312037.5 + 63961.8 + 52987.5
= 905874.3 mm2
Apabila kopling terbuat dari bahan baja karbon cor SC 49 menurut standart JIS G
5101 dengan berat jenis (γ) = 7.306x10-6 kg/mm3 maka berat kopling adalah :
Wdisk = 905874.3 x 7.306x10-6
= 6.62 kg
5.2.4 Konstruksi Poros
Hal-hal yang paling berpengaruh dalam perencanaan poros untuk pompa
horisontal adalah gaya radial dan torsi yang diteruskannya. Poros yang
direncanakan dibuat dengan konstruksi bertingkat dengan tujuan mempertahankan
118
118
kekakuan poros serta mencegah komponen pompa yang terpasang pada poros
tidak bergeser dari tempatnya. Adapun konstruksi poros yang direncanakan dapat
dilihat pada Gambar 5.6 berikut :
Poros terbuat dari bahan SAE 4340, dengan spesifikasi sebagai berikut:
E = 200 GPa γ = 7.84 x10-6kg/mm2
G = 76 GPa σ = 1000 MPa
V1 = 0.25 x 3.14 x 502 x 100
= 196250 mm2
Wsh1 = 196250 x 7.84x10-6
= 1.538 kg
V2&3 = 0.25 x 3.14 x 552 x 20
= 47492.5 mm2
Wsh2&3 = 47492.5 x 7.84x10-6
= 0.372 kg
V4&6 = 0.25 x 3.14 x 602 x 200
= 565200 mm2
Wsh4&6 = 565200 x 7.84x10-6
= 4.431 kg
Gambar 5. 6 Poros yang Direncanakan
119
119
V5 = 0.25 x 3.14 x 652 x 700
= 2321637.5 mm2
Wsh5 = 2321637.5 x 7.84x10-6
= 18.201 kg
V7&8 = 0.25 x 3.14 x 552 x 20
= 47492.5 mm2
Wsh7&8 = 47492.5 x 7.84x10-6
= 0.372 kg
5.3 Pemeriksaan kekuatan poros
Poros diharuskan mampu menahan beban yang bekerja diatasnya, baik
beban aksial maupun beban radial, oleh karena itu dengan diketahuinya besar
beban aksial dan radial diharapkan poros mampu menahan beban tersebut, dengan
mengasumsikan bahwa beban-beban tersebut adalah beban yang terpusat maka
dapat dibuat model pembebanan yang diperlihatkan dalam gambar 5.7
Berdasarkan gambar diatas maka dapat diketahui reaksi pada bantalan A (RA) dan
reaksi pada bantalan B (RB).
Gambar 5.7 gaya-gaya yang bekerja pada poros
120
120
Reaksi pada bantalan B
ΣMA = 0
6.62x84 + 1.538x70 + 0.372x10 - 0.372x10 – 4.431x120 – 10.92x280 –
10.92x400 – 10.92x520 – 18.201x570 – 10.92x640 – 10.92x760 – 3.278x880 –
4.431x1020 – 0.372x1130 + 1150xRB - 0.372x1150 = 0
RB = 41.129 kg
RA = 6.62 + 1.538 + 0.372 + 0.372 + 4.431 + 10.92 + 10.92 + 10.92 + 18.201 +
10.92 + 10.92 + 3.278 + 4.431 + 0.372 – 41.129 + 0.372
RA =53.459 kg
Momen lengkung ditiap titik pada masing – masing titik adalah :
0≤ x ≤36
Mx = 0
36≤ x ≤50
Mx = -6.62(x-36)
= -6.62x + 238.32
M50 = -92.68
50≤ x ≤110
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50)
= -8.158x + 315.2
M100 = -500.58
M110 = -582.18
110≤ x ≤120
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110)
121
121
= -8.53x + 356.12
M120 = -667.48
120≤ x ≤130
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120)
= 44.929x - 6058.96
M130 = -218.19
130≤ x ≤240
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
= 44.557x – 6010.6
M140 = 227.38
M240 = 4683.08
240≤ x ≤400
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240)
= 40.126x – 4947.16
M340 = 8695.68
M400 = -11103.24
400≤ x ≤520
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240) – 10.92(x-400)
= 29.206x – 579.16
M520 = 14607.96
122
122
520≤ x ≤640
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520)
= 18.286x + 5099.24
M640 = 16802.288
640≤ x ≤690
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640)
= 7.368x + 12088.04
M690 = 17170.58
690≤ x ≤760
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640)
– 18.201(x-690)
= -10.835x + 24646.73
M760 = 16412.13
760≤ x ≤880
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130)
– 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640)
– 18.201(x-690) –10.92(x-760)
= -21.755x + 32945.93
M880 = 13801.53
880≤ x ≤1000
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-
130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640)
– 18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880)
123
123
= -32.675x + 42555.53
M1000 = 9880.53
1000≤ x ≤1140
Mx = -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-
130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) –
18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) –3.278 (x-1000)
= -35.953x + 45833.53
M1040 = 8442.41
M1140 = 4847.11
1140≤ x ≤1250
Mx == -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-
130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) –
18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) –3.278 (x-1000)
– 4.431(x-1140)
= -40.384x + 50884.87
M1240 = 808.71
M1250 = 404.87
1250≤ x ≤1260
Mx == -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-
130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) –
18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) –3.278 (x-1000)
– 4.431(x-1140) – 0.372(x-1250)
= -40.756x + 51349.87
124
124
M1260 = 2.69
1260≤ x ≤1270
Mx == -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-
130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) –
18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) –3.278 (x-1000)
– 4.431(x-1140) – 0.372(x-1250) + 41.129(x-1260)
= 0.372x - 472.67
M1270 = 0
Hasil perhitungan diatas dapat dilihat dalam bentuk diagram tegangan geser dan
diagram momen pada lampiran 7.
5.3.1 Pemeriksaan terhadap tegangan geser
Tegangan yang dialami oleh poros akibat momen puntir ( T ), momen
lengkung ( M ), dan gaya aksial ( Fa ) dapat dihitung dengan persamaan (Paul H
Black, Machine Design, hal 271 ) :
( )22
3 .8
...16 TK
dFMK
d ta
mmakss +⎥⎦⎤
⎢⎣⎡ +=
απ
τ (5.12)
Di mana :
Fa : Gaya aksial total = 3495.074 N
Km : Faktor koreksi untuk momen lengkung 1.2 – 3.0. diambil = 2
Kt : Faktor koreksi untuk momen punter (diambil =1)
M : momen lengkung, diambil momen lengkung terbesar (17170 kgmm)
T : momen puntir (210850 kgmm)
d : diameter poros, diambil diameter poros terkecil
125
125
( )2
22
3
/89.8
210850.18
.074.3495.5017170.25016
mmkg
makss
=
+⎥⎦⎤
⎢⎣⎡ +=
πτ
besar tegangan geser yang diijinkan untuk poros :
21 afsf ⋅
=στ
dimana :
σ = kekuatan tarik poros
sf1 = faktor keamanan karena kelelahan puntir =5
sf2 = faktor keamanan karena alur pasak/ atau poros bertingkat =1.5
2/33.135.15
100
mmkg
ijin
=⋅
=τ
Berdasarkan perhitungan diatas tampak bahwa tegangan geser maksimal
yang diderita poros masih jauh lebih kecil dari tegangan geser yang diijinkan
bahan poros, maka poros cukup aman menerima pembebanan seperti diatas.
5.3.2 Pemeriksaan terhadap defleksi puntiran
Defleksi puntiran terjadi sebagai akibat adanya momen puntir yang bekerja
pada poros, defleksi puntir pada poros dapat dicari dengan menggunakan
persamaan :
tk
T=θ
dimana T = momen punter (210850 kgmm)
126
126
kt = konstanta pegas puntir untuk panjang poros terbatas,yang dirumuskan
kt = l
GI
dengan G = modulus geser poros ( 76 GPa)
I = momen inersia
= 4
32dπ
l = panjang poros pada diameter yang sama
untuk poros yang bertingkat kt dihitung dengan :
....11111
4321
++++=ttttt kkkkk
dengan kt1, kt2, kt3, kt4 … adalah konstanta pegas puntir pada masing-masing
diameter.
d1 =50 mm; l1 =100 mm
4
4
4
25.613281
5032
32
mm
dI
=
=
=
π
π
9
3
101459116.21466093750
10025.6132811076
−⋅=
=
⋅⋅=
⋅=
t
t
K
kgmm
lIGK
d2&6 =55 mm; l2&6 =40 mm
127
127
4
4
4
078.897905
5532
32
mm
dI
=
=
=
π
π
9
6&2
3
6&2
105861597204.011706019648
40078.8979051076
−⋅=
=
⋅⋅=
⋅=
t
t
K
kgmm
lIGK
d3&5 =60 mm; l3&5 =200 mm
4
4
4
1271700
6032
32
mm
dI
=
=
=
π
π
9
5&3
3
5&3
10069339425.21483246000
20012717001076
−⋅=
=
⋅⋅=
⋅=
t
t
K
kgmm
lIGK
d4 = 65 mm; l4 =700 mm
4
4
4
578.1751592
6532
32
mm
dI
=
=
=
π
π
128
128
9
4
3
4
10258372541.515.190172908
700578.17515921076
−⋅=
=
⋅⋅=
⋅=
t
t
K
kgmm
lIGK
66.7864812010271486199.1
10)25372541.5)069339425.22()5861597204.02(14549116.2(1
9
9
=⋅=
×+×+×+=Σ
−
−
t
t
K
K
Berdasarkan hasil diatas maka:
0
3
3
154.0325.5710681.2
10681.241.76876112
210850
=
×⋅=
⋅=
=
−
−
θ
Batas umum deformasi puntir yang dipakai untuk poros transmisi
maksimal , θmaks = 1º untuk panjang poros sampai dengan 20 kali diameter poros
(Deutschman, A.D., Hal 358) atau 1300 mm, sedangkan poros yang digunakan
mempunyai panjang 1280 mm sehingga sudut puntir hasil perhitungan diatas
masih dalam kisar yang aman.
5.3.3 Pemeriksaan terhadap Konsentrasi Tegangan
Konstruksi poros yang bertingkat mengakibatkan adanya konsentrasi
tegangan, oleh karena itu perlu diperhatikan titik-titik yang dimungkinkan akan
terjadi konsentrasi tegangan tersebut, oleh karena itu perlu adanya pemeriksaan
poros terhadap kemungkinan konsentrasi tegangan yang terjadi.
129
129
5.3.4Pemeriksaan konsentrasi tegangan pada poros tempat impeller
ds = 60 mm ; d = 65 mm
Jari-jari fillet dari poros diatas dapat diketahui dengan menggunakan persamaan:
mm
ddr s
5.22
60652
=−
=
−=
konsentrasi tegangan yang diakibatkan adanya poros bertingkat adalah :
083.16065
042.00416.060
5.2
==
≈==
s
s
dDdr
dengan menggunakan gambar 5.8 maka diperkirakan harga β = 1.28
Besar jari-jari fillet alur pasak pada poros ini ditentukan sebesar 0.6 mm, maka :
01.060
6.0==
sdr .
Gambar 5.8 Grafik faktor konsentrasi tegangan β untuk poros bertingkat
Sumber:Sularso,Kiyokatsu Suga, Elemen Mesin, hal11
130
130
Gambar 5.9 Grafik penentuan faktor konsentrasi tegangan α untuk alur pasak
Sumber:Sularso,Kiyokatsu Suga, Elemen Mesin, hal11
Berdasarkan gambar 5.9 didapatkan besar konsentrasi tegangan untuk alur
pasak(α) adalah = 3.18, dari hasil tersebut diketahui bahwa harga faktor
konsentrasi akibat alur pasak lebih besar dibandingkan dengan harga faktor
konsentrasi akibat poros bertingkat, maka harga faktor konsentrasi akibat alur
pasaklah yang dipakai untuk memeriksa kekuatan poros.
Besar tegangan geser akibat momen puntir (τ) adalah :
23
3
/97.460
21085016
16
mmkg
dT
s
=⋅
⋅=
=
π
πτ
131
131
poros akan aman apabila bfa ck
s⋅⋅
⋅1τ
ατ
f
dengan ;
τa : tegangan geser yang diijinkan (13.333 kg/mm2)
Sf2 : faktor keamanan karena alur pasak/poros bertingkat =3
Kt : faktor koreksi beban puntir =1.2
Cb : Faktor koreksi beban lentur =1.1
Berdasarkan keterangan diatas maka diperoleh :
α
τ fa s⋅18.3
3333.13 ⋅= = 578.12
=⋅⋅ bck1τ 2.11.197.4 ⋅⋅ = 6915.9
dari hasil diatas nampak bahwa α
τ fa s⋅> bck ⋅⋅ 1τ , maka dengan kondisi
demikian poros dinyatakan aman.
5.3.5 Pemeriksaan konsentrasi tegangan pada poros tempat kopling
ds = 50 mm ; d = 55 mm
Jari-jari fillet dari poros diatas dapat diketahui dengan menggunakan persamaan:
mm
ddr s
5.22
50552
=−
=
−=
Poros bertingkat seperti yang direncanakan menyebabkan terjadinya konsentrasi
tegangan yang dapat diketahui dengan :
132
132
1.15055
05.050
5.2
==
==
s
s
dDdr
dengan menggunakan gambar 5.9 maka diperkirakan harga β = 1.3
Besar jari-jari fillet alur pasak pada poros ini ditentukan sebesar 0.6 mm, maka :
012.050
6.0==
sdr
Berdasarkan gambar 5.10 didapatkan besar konsentrasi tegangan untuk alur pasak
sebesar (α) = 3, dari hasil tersebut diketahui bahwa harga faktor konsentrasi
akibat alur pasak lebih besar dibandingkan dengan harga faktor konsentrasi akibat
poros bertingkat, maka harga faktor konsentrasi akibat alur pasaklah yang dipakai
untuk memeriksa kekuatan poros.
Besar tegangan geser akibat momen puntir (τ) adalah :
23
3
/59.850
21085016
16
mmkg
dT
s
=⋅
⋅=
=
π
πτ
poros akan aman apabila bfa ck
s⋅⋅
⋅1τ
ατ
f
dengan ;
τa : tegangan geser yang diijinkan (13.333 kg/mm2)
Sf2 : faktor keamanan karena alur pasak/poros bertingkat =3
Kt : faktor koreksi beban puntir =1.2
133
133
Cb : Faktor koreksi beban lentur =1.1
Berdasarkan keterangan diatas maka diperoleh :
α
τ fa s⋅3
3333.13 ⋅= = 333.13
=⋅⋅ bck1τ 2.11.159.8 ⋅⋅ = 338.11
dari hasil diatas nampak bahwa α
τ fa s⋅> bck ⋅⋅ 1τ , maka dengan kondisi
demikian poros dinyatakan aman.
134
134
BAB VI
PERENCANAAN BANTALAN, KOPLING DAN PASAK
6.1 Perencanaan Bantalan
Bantalan adalah elemen mesin yang digunakan untuk menahan gaya-gaya
yang timbul dalam suatu konstruksi berbeban. Pada konstruksi poros, bantalan
harus dapat menahan beban yang timbul pada poros dan memiliki kemampuan
luncur yang baik sehingga gesekan berlebih pada permukaan poros dapat
dihindari. Bantalan juga dapat meningkatkan umur pakai poros, hal ini
dikarenakan penggunaan bantalan yang baik akan menjaga kestabilan poros,
sedangkan bantalan yang tidak berfungsi dengan baik mengakibatkan prestasi
seluruh sistem akan menurun yang pada akhirnya akan menurunkan efesiensi.
Gaya aksial yang terjadi pada poros, sebagaimana dijelaskan pada bab
sebelumnya telah dinetralisir dengan menggunakan cakram penyeimbang, akan
tetapi dengan menggunakan cakram penyeimbang menuntut poros untuk bisa
bergerak bebas dalam dua arah agar dapat mencapai kondisi seimbang,
berdasarkan hal tersebut maka pada perencanaan kali ini dipilih bantalan rol
silindris untuk menumpu poros.
Kelebihan bantalan rol silindris adalah dapat beroprasi pada putaran tinggi,
mempunyai ketahanan terhadap tumbukan serta gesekan yang rendah. Pada
perencanaan kali ini bantalan rol silindris yang dipilih adalah bantalan rol silindris
dengan tipe NU311 EC (SKF General Catalogue, hal 346) dengan spesifikasi :
135
135
Gambar 6.1 Bantalan rol silindris
D :120 mm d :55 mm
Dr :104.5 mm dr :70.5 mm
r : 3 mm r1 : 3 mm
C : 85000 N C0 : 143000 N
B : 29 mm C : 138000 N
apabila masih diasumsikan masih tersisa gaya aksial sebesar 1% dari gaya aksial
total yang belum ternetralisir maka besar gaya ini adalah:
0.01 x 3495.074 = 34.95 kg
Gaya aksial yang yang masih tersisa ini akan ditahan oleh dua buah
bantalan yang terpasang terjadi, maka besar gaya aksial yang ditahan oleh masing-
masing bantalan adalah :
47.172
34.9= kg
136
136
Jenis dan gabungan bantalan pada prinsipnya harus dipilih sedemikian hingga satu
beban radial dapat dipikul oleh dua bantalan, sedangkan beban aksialnya ditahan
oleh satu dari kedua bantalan tersebut. Timbulnya getaran atau tumbukan, putaran
bervariasi atau beban berfluktuasi terhadp waktu mengakibatkan bantalan tidak
menerima beban sebagaimana mestinya, oleh karena itu perhitungan beban harus
dikalikan terlebih dahulu dengan factor beban untuk mendapatkan bantalan yang
tahan menerima perubahan beban yang terjadi. Faktor – faktor tersebut adalah :
1. Faktor beban fw
a. Putaran halus tanpa beban tumbukan (seperti pada motor listrik),
fw = 1.0 – 1.1
b. Kerja biasa (seperti pada roda gigi reduksi, roda kereta)
Fw = 1.1 – 1.3
c. Kerja dengan tumbukan (seperti pada penggiling rol, alat – alat
berat ), fw = 1.2 – 1.5
2. Beban rata – rata (Pm), jika beban atau putaran bervariasi terhadap
waktu, dengan beban tetap Pt bekerja dalam jangka waktu tt pada
putaran nt.
Perancangan ini mengsumsikan tidak terjadi tumbukan serta perubahn
putaran dan beban, dengan menganngap fw sebesar 1.05 maka gaya yang bekerja
pada bantalan adalah:
Beban yang terjadi pada bantalan sebelah kiri adalah :
Beban radial (Fr) : 53.759 kg x 1.05 = 56.45 kg
Beban aksial (Fa) : 17.470 kg x 1.05 = 18.343 kg
137
137
Sedangkan gaya yang bekerja pada bantalan sebelah kanan adalah :
Beban radial (Fr) : 41.129 kg x 1.05 = 43.185 kg
Beban aksial (Fa) : 17.470 kg x 1.05 = 18.343 kg
Agar poros tetap berputar dengan dengan halus, lancar dan pada sumbunya , maka
bantalan harus memenuhi beberapa syarat berikut :
1 Perbandingan beban aksial dan radial tidak lebih dari 0.5 (General
catalogue, 1981 hal 336)
bantalan kiri :
325.0.045.56
343.18==
FrFa
bantalan kanan :
424.0185.43343.118
==FrFa
berdasarkan hasil diatas maka bantalan kiri maupun bantalan kanan
memenuhi syarat.
2. Beban aksial yang ditahan tidak diperbolehkan melebihi beban aksial
maksimal yang diijinkan. Beban aksial maksimal yang diijinkan dapat
diketahui dengan menggunakan persamaan (General catalogue, 1981 hal
337):
( ) rFkDdn
CkFap ⋅−
+⋅⋅
= 2
401 10
(6.1)
dengan :
Fap : beban aksial maksimal yang diijinkan
C0 : kapasitas beban statis (138000N)
Fr : beban radial aktual (N)
138
138
N : Putaran bantalan (3000rpm)
d : diameter bantalan sisi dalam (55 mm)
D : diameter bantalan sisi luar (120 mm)
K1 : sebuah faktor, yang tergantung model pelumasan, (pelumasan
gemuk, k1 = 1.0)
K2 : sebuah faktor , yang tergantung model pelumasan, (pelumasan
gemuk, k1 = 0.1)
Bantalan kiri :
( )
kgN
Fap
5.2623.2573
5531.0120553000101380001 4
==
⋅−+⋅⋅
=
Bantalan kanan
( )
kgN
Fap
2643.2588
4231.0120553000101380001 4
==
⋅−+⋅⋅
=
Berdasarkan perhitungan diatas maka bantalan memenuhi syarat.
6.1.1 Umur bantalan
Bantalan yang direncanakan diharapkan dapat bekerja dengan baik dalam
kurun waktu kurang lebih 50000 jam kerja, untuk menaksir berapa umur bantalan
dapat digunakan persamaan (General Catalogue, hal 28) :
p
PC
NL ⎟
⎠⎞
⎜⎝⎛
⋅=
601000000
10 (6.2)
139
139
dengan :
N : putaran poros (rpm)
C : Kapasitas beban dinamis (N)
P : Beban dinamis ekivalen bantalan (N)
p : koefisien yang tergantung pada jenis bantalan
p = 0.33 (untuk bantalan rol silindris)
p = 0.3 (untuk bantalan bola)
Lh : umur bantalan (jam kerja)
Beban dinamik ekivalen dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(General Catalogue, hal 336):
P = 0.92 Fr + Y Fa (6.3)
dimanaY = 0.6
Besar beban dinamik ekivalen untuk bantalan kiri adalah :
P = (0.92 x 56.45 x 9.801) + (0.6 x 18.343 x 9.801)
= 616.87 N
Besar beban dinamik ekivalen untuk bantalan kanan adalah :
P = (0.92 x 43.185 x 9.801) + (0.6 x 18.343 x 9.801)
= 497.26 N
Umur bantalan sebelah kiri adalah :
4
33.3
103775887.616
138000300060
1000000
x
Lh
=
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛
⋅=
140
140
Umur bantalan sebelah kanan adalah :
4
33.3
107745426.497
138000300060
1000000
x
Lh
=
⎟⎠⎞
⎜⎝⎛
⋅=
Hasil perhitungan diatas menunjukkan bahwa umur bantalan (Lh) >> umur yang
direncanakan, berdasarkan hal tersebur maka bantalan yang direncanakan dapat
diterima.
6.1.2 Pelumasan bantalan
Pelumasan dilakukan dengan tujuan untuk mengurangi gesekan, keausan
dan kepanasan antara permukaan – permukaan yang melakukan gerak rotasi.
Kontak langsung tersebut dapat dihindari karena adanya lapisan tipis dari minyak
pelumas pada permukaan tersebut, yang pada ahirnya dapat memperlambat laju
keausan, menghindarkan korosi serta mencegah masuknya kotoran kedalam
bantalan.
Pelumasan yang sering dipakai pada bantalan rol adalah pelumasan dengan
menggunakan gemuk dan pelumasan minyak. Pada perencanaan kali ini dipilih
peluamasan yang dipakai adalah pelumasan gemuk karena lebih mudah dalam
pemakaiannya dalam berbagai posisi bantalan.
6.2 Stuffing box
Stuffing box berfungsi untuk mencegah udara tidak masuk kedalam pompa,
hal ini berlaku pada pompa sistem isap yang bekerja dibawah tekanan atmosfer,
141
141
sedangkan apabila pada pompa yang bekerja dibawah permukaan cairan yang
dipompa yang mana tekanannya lebih besar dari pada tekanan atmosfer maka
stuffing box berfungsi untuk mencegah kebocoran cairan keluar pompa.
Perencanaan kali ini stuffing box yang dipakai adalah stuffing box yang
dilekngkapi dengan water jacket sebagai komponen pendingin .
Berdasarkan gambar diatas, packing berbentuk lingkaran dengan penampang
melintang berbentuk bujur sangkar , ukuran sisi-sisinya dapat diperoleh dengan
menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwick Impeller Pump hal :315) :
b = 0.25 x dsh (6.4)
dengan dsh =diametr poros pada stuffing box (mm)
b = 0.25 x 65
= 11.25 mm
selanjutnya packing yang digunakan packing ukuran standart pcking (b) = 12 mm
dan berjumlah 5 buah .
Gambar 6.2 Stuffing box dengan water jacket Sumber: Stephen Lazarkeiwick Impeller Pump hal :312
142
142
6.3 Perencanaan Kopling
Kopling merupakan elemen mesin yang mempunyai fungsi meneruskan
putaran dan daya dari poros penggerak ke poros mesin yang digerakkan. Pada
pemasangan kopling, diusahakan sumbu poros penggerak dengan yang digerakkan
berada pada satu garis lurus atau sedikit berbeda dengan toleransi tertentu, hal ini
bertujuan untuk menghindari getaran pada poros yang akan dapat menyebabkan
kerusakan pada poros dan elemen mesin lainnya.
Kopling dibagi kedalam dua ketagori utama yaitu kopling tetap dan kopling
tak tetap. Kopling tetap adalah elemen mesin yang berfungsi sebagi penerus
putaran dan daya dari poros penggerak keporos yang digerakkan dengan pasti
(tanpa terjadi slip), dimana poros pompa dan poros penggerak pompa harus
berada dalam satu garis lurus atau berbeda sedikit dlam batasan tertentu,
sedangkan kopling tak tetap adalah kopling yang dapat dilepas dan dihubungkan
apabila diperlukan. Kopling tetap dibagi menjadi tiga yaitu kopling kaku yang
merupakan kopling yang tidak mengijinkan terjadinya ketidak lurusan kedua
sumbu poros, kopling luwes (fleksibel) merupakan kopling yang mengijinkan
sedikit terjadi ketidak lurusan sumbu poros, dan kopling universal yang
dipergunakan apabila kedua poros akan membentuk sudut yang cukup besar.
Pengelompokan kopling tetap adalah:
1. Kopling kaku
a. Kopling bus
b. Kopling fens kaku
c. Kopling flens tempa
143
143
2. Kopling luwes
a. Kopling flens luwes
b. Kopling karet ban
c. Kopling karet bintang
d. Kopling gigi
e. Kopling gigi
3. Kopling universal
a. Kopling unversal Hook
b. Kopling universl kecepatan tetap.
Perencanaan kali ini memilih kopling kaku untuk meneruskan daya dan
putaran ke pompa, sebagai pertimbangan pemilihan kopling kaku adalah :
1. Kemasangan yang mudah dan cepat
2. Aman pada putaran tinggi
3. Dapat mencegah terjadinya pembebanan lebih
4. Ringkas dan ringan
5. Terdapat sedikit gerakan aksial pada apabila terjadi pemuaian panas.
Jenis kopling kaku yang dipilih pada perencanaan kali ini adalah kopling
flens luwes, sebagai pertimbangan adalah karena kopling ini mampu meredam
tumbukan dan getaran yang terjadi pada penggerak, karena adanya bus karet atau
kulit pada baut pengikat, selain itu kopling flens luwes juga dapat bekerja dengan
baik walaupun antara sumbu poros penggerak dan poros yang digerakkan tidak
benar-benar lurus, bentuk kopling flens luwes dapat dilihat pada gambar 6.3.
144
144
Gambar 6.3 kopling flens luwes
Diameter poros tempat kopling adalah 50 mm, dengan mengacu ukuran tersebut
maka dipilih kopling standart JIS B 1451 – 1962 dengn ukuran :
A = 200 mm B = 140 mm C = 100 mm D = 50 mm
F = 18 mm G = 180 mm H = 35.5 mm K = 6 mm
L = 71 mm d = 18 mm n = 6 buah
6.3.1 Pemeriksaan kopling
Pemeriksaan kopling dilakukan setelah ditetapkan dimensi-dimensi kopling
itu sendiri. Pemeriksaan dilakukan dengan tujuan kopling tersebut mampu secara
aman meneruskan putaran dan daya motor. Pemeriksaan dilakukan pada bagian
yang paling rawan terhadap terjadinya tegangan geser akibat momen puntir.
Tegangan geser yang terjadi pada kopling dapat diketahui dengan
menggunakan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen
Mesin, hal 34) :
145
145
FC
Tf ⋅⋅= 2
2π
τ (6.5)
dengan :
T : momen puntir = 210850 kgm
C : diameter dari flens yang paling rawan terhadap tegangan geser =100 mm
F : tebal flens =18 mm
2
2
/746.018100
2210850
mmkg
f
=⋅
=π
τ
Gambar 6.4 geseran akibat tegangan geser pada kopling
Bahan flens yang digunakan penulis pada perencanan kali ini adalah besi
karbon cor SC 49 sesuai dengan standart JIS G 5101 dengan kekuatan trik σ =49
kg/mm2. Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan flens (τaf) dapat dihitung
dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal
35):
11 KSaf ⋅
=στ (6.6)
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan flens (49 kg/mm2)
146
146
Sf1 : Faktor keamanan (=6)
K1 : faktor koreksi (=2)
2/08.4
2649
mmkg
af
=⋅
=τ
Flens akan aman terhadap beban geser apabila memenuhi persyaratan
berikut (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 35):
Kf x τf ≤ τaf
2 x 0.746 ≤ 4.08
1.492 ≤ 4.08.
berdasarkan perhitungan diatas maka flens dimnyatakan cukup aman terhadap
beban geser yang terjadi.
6.3.2 Pemeriksaan terhadp baut pengikat kopling
Jumlah baut kopling pada perencanaan kali ini adalah 6 buah, dengan
diameter baut 18 mm. Besar tegangan geser yang terjadi pada baut dapat dihitung
dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal
34):
Bnd
T
ebb ⋅⋅⋅= 2
8π
τ (6.7)
dengan :
T : momen puntir =210850 kgmm
A : diameter baut = 18 mm
ne : jumlah baut efektif
147
147
: 0.5 x n
: 0.5 x 6 =3
B : dimeter tempat lubang baut pada flens 140 mm
2
2
/95.3
1403182108508
mmkg
b
=
⋅⋅⋅⋅
=π
τ
bahan baut dipilih dari baja karbon S 40 C sesuai standart JIS G 3102 dengan
kekuatan tarik (σtb) =60 kg/mm2. Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan baut
(τab) = dapat dihitung dengan persamaan :
11 KS
ttbaf ⋅=
στ
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan baut (60 kg/mm2)
Sf1 : Faktor keamanan (=5)
K1 : faktor koreksi (=1.25)
2/6.9
25.1560
mmkg
af
=⋅
=τ
Berdasarkan hasil diatas nampak bahwa tegangan geser yang terjadi pada
baut pengikat kopling lebih kecil dari pada tegangan geser yang diijinkan
sehingga baut pengikat kopling dinyatakan aman.
6.4 Pasak
Pasak dipakai untuk mengunci bagian-bagian mesin pada pompa seperti
impeller, pulley kopling, cakram dan sebagainya, pada perencanaaan kali ini
148
148
pasak dibagi menjadi dua jenis, yaitu pasak untuk pengikat impeller dan cakram
serta pasak untuk pengikat kopling.
6.4.1 Pasak pengikat untuk impeller dan cakram
Jenis dan ukuran pasak yang digunakan untuk pengikat impeller dan cakram
adalah sama, hal ini dikarenakan diameter impeller dan pasak adalah sama, yaitu
65 mm. jenis pasak yang digunakan adalah pasak prismatis dengan ukuran
menyesuaikan standart JIS B 1301, dimana untuk dimeter 65 mm dimensi
pasaknya adalah:
Lebar pasak (b) : 18 mm
Tinggi pasak (h) : 11 mm
Fillet (c) : 0.5 mm
Kedalaman alur pasak pada poros (t1) : 7 mm
Kedalaman alur pasak pada naf (t2) : 4.4 mm
Gambar 6.5 Gaya geser pada pasak
149
149
Gaya tangensial yang bekerja pada poros dapat diketahui dengan persamaan
(sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25):
sdTF 2
= (6.8)
dengan T = momen puntir = 210850 kgmm
ds = diameter poros = 65 mm
2/69.6487
652210850
mmkg
F
=
=
Gaya tangensial (F) yang bekerja pada penampang mendatar b x l akan membuat
pasak menderita gaya geser, yang pada ahirnya akan menimbulkan tegangan geser
sebesar (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25):
lb
Fk ⋅=τ (6.9)
dengan F= gaya tangensial (kg)
b = lebar pasak (mm)
l = panjang pasak (mm)
Bahan pasak yang dipilih adalah baja karbon S35 C sesuai dengan standart
JIS G 4051 dengan kekuatan tarik (σtb) = 52 kg/mm2, dengan komposisi :
C : 0.32 – 0.38 % P : 0.03 %
Si : 0.15 -0.35 % S : 0.035 %
Mn : 0.6 -0.9 %
Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan pasak (τab) = dapat dihitung dengan
persamaan :
150
150
1KS fb
ttbaf ⋅=
στ
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan pasak (52 kg/mm2)
Sf1 : Faktor keamanan (=5)
K1 : factor koreksi (=1.5)
2/93.6
5.1552
mmkg
af
=⋅
=τ
Panjang pasak yang dijinkan (l1) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25):
1lb
Fak⋅
≥τ (6.10)
mml
l9.55
1869.698793.6
1
1
≥⋅
≥τ
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka ditetapkan panjang pasak sesuai
standart yaitu 60 mm. selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap lebar pasak (b)
dan panjang pasak (l). Panjang pasak yang dipilih sebaiknya memenuhi
persyaratan berikut :
5.175.035.025.0 −=−=ss d
ldandb
923.06560277.0
6518
== dand
Berdasarkan hasil tersebut maka harga pasak yang dipilih dapat diterima.
151
151
6.4.2 Pasak pada kopling
Perencanaan pasak kopling pada skripsi kali ini mempunyai jenis dan
ukuran yang sama dengan pasak pada impeller, jenis pasak yang digunakan adalah
pasak prismatis dengan ukuran menyesuaikan standart JIS B 1301, dimana untuk
dimeter 50 mm dimensi pasaknya adalah:
Lebar pasak (b) : 15 mm
Tinggi pasak (h) : 10 mm
Fillet (c) : 0.5 mm
Kedalaman alur pasak pada poros (t1) : 5 mm
Kedalaman alur pasak pada naf (t2) : 5 mm
Gaya tangensial yang bekerja pada permukaaan poros dapat diketahui
dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal
25):
sdTF 2
=
dengan T = momen puntir = 210850 kgmm
ds = diameter poros = 50 mm
2/8434
502210850
mmkg
F
=
=
Gaya tangensial (F) yang bekerja pada penampang mendatar b x l akan membuat
pasak menderita gaya geser, yang pada ahirnya akan menimbulkan tegangan geser
sebesar (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25):
lb
Fk ⋅=τ
152
152
dengan F= gaya tangensial (kg)
b = lebar pasak (mm)
l = panjang pasak (mm)
Bahan pasak yang dipilih adalah baja karbon S 35 C sesuai dengan standart
JIS G 4051 dengan kekuatan tarik (σtb) = 52 kg/mm2, dengan komposisi :
C : 0.32 – 0.38 % P : 0.03 %
Si : 0.15 -0.35 % S : 0.035 %
Mn : 0.6 -0.9 %
Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan pasak (τab) = dapat dihitung dengan
persamaan :
1KS fb
ttbaf ⋅=
στ
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan pasak (52 kg/mm2)
Sf1 : Faktor keamanan (=5)
K1 : faktor koreksi (=1.25)
2/32.8
5.1552
mmkg
af
=⋅
=τ
Panjang pasak yang dijinkan (l1) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25):
1lb
Fak⋅
≥τ (6.11)
153
153
mmll
58.6712843432.8
1
1
≥⋅
≥
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka ditetapkan panjang pasak sesuai
standart yaitu 68 mm. selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap lebar pasak (b)
dan panjang pasak (l). panjang pasak yang dipilih sebaiknya memenuhi
persyaratan berikut :
5.175.035.025.0 −=−=ss d
ldandb
36.1.6568277.0
6518
== dand
berdasarkan hasil tersebut maka harga pasak yang dipilih dapat diterima.
154
BAB VII
EFESIENSI DAN KAVITASI
7.1 Efesiensi
Rugi-rugi yang timbul pada pompa akan berdampak pada turunnya efisiensi
pompa. Rugi-rugi yang terjadi pada pompa sentrifugal dipengaruhi oleh banyak
hal, mulai dari faktor desain pompa itu sendiri, kehalusan pada proses pengerjaan,
kebocoran, turbulensi aliran, gesekan poros pada bantalan, gesekan fluida dengan
impeler sampai pada ketelitian dalam pembuatan pompa tersebut, namun sebagai
pendekatan untuk menentukan rugi-rugi yang terjadi pada pompa biasanya hanya
digunakan faktor-faktor sebagai berikut :
1. Rugi-rugi hidrolis; kerugian yang terjadi karena aliran fluida yang
bergesekan dengan komponen pompa, turbulensi aliran dan terjadinya
arus pusar.
2. Rugi-rugi mekanis; terjadi karena gesekan antara komponen berputar
pompa dengan komponen lainnya dan dengan fluida.
3. Rugi-rugi kebocoran aliran fluida.
Jumlah kerugian yang terjadi pada pompa secara keseluruhan dapat dilihat
dari efisiensi totalnya. Selanjutnya efisiensi total pompa adalah hasil perkalian
dari efisiensi mekanis, hidrolis, dan volumetrik.
155
7.1.1 Efesiensi hidrolis
Head actual pompa (Hact) yang dihasilkan oleh suatu unit pompa adalah
lebih kecil dari pada head teoritis (Hth), hal ini terjadi dikarenakan adanya rugi –
rugi gesekan serta turbulensi yang terjadi di dalam pompa. Kerugian yang terjadi
di dalam pompa sebanding dengan kuadrat kecepatan aliran fluida, oleh karena itu
untuk meminimalisir kerugian yang terjadi, maka kecepatan aliran harus dibuat
sedemikian hingga agar gesekan serta turbulensi yang terjadi dapat dikurangi.
Salah satu cara yang dapat dilakukan adalah dengan membuat laluan (luasan yang
dibasahi) sekecil mungkin dan membuat permukaan laluan sehalus mungkin.
Efesiensi hidrolis dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (AJ. Stefanoff,
Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 36):
thh H
H=η (7.1)
dengan H : head pertingkat pompa sesungguhnya (98.32 m)
Hth : Head teoritis pompa (102.52 m)
96.0
52.10232.98
=
=hη
7.1.2 Efesiensi mekanis
Efesiensi mekanis sangat dipengaruhi oleh adanya gesekan pada bantalan
serta gesekan pada packing. Rugi – rugi mekanis sulit untuk diketehui secara
pasti, namun biasanya daya yang digunakan untuk mengatasi rugi – rugi mekanis
ditetapkan sbesar 2% - 4% dari daya kuda rem (Austin H church, Pompa dan
156
Blower Sentrifugal, hal 32), apabila daya yang diambil untuk mengatasi rugi –
rugi mekanis ini adalah 4% maka besar daya kuda rem (hpm)adalah :
Hpm = 0.04 x 768
= 23.04 HP
Selanjutnya besar daya kuda yang dipakai untuk mengatasi gesekan pada
cakra/impeller dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen
Lazarkeiwick, Impeller Pump, hal 58):
53
100016.0 dnhpdf ⋅⎟
⎠⎞
⎜⎝⎛⋅= γ (7.2)
dengan;
γ : berat jenis fluida (1028 kg/m3)
n : putaran poros (3000 rpm)
d : dimeter luar cakra (d2=0.270 m)
HP
hpdf
86.31
5270.010003000102816.0 5
3
=
⋅⋅⎟⎠⎞
⎜⎝⎛⋅=
selanjutnya efesiensi mekanis dirumuskan :
bhp
hphpbhp mdfm
−−=η
dengan;
bhp : daya kuda rem (768 HP)
hpdf : daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan cakra (31.86 HP)
hpm : daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan bantalan (23.04 HP)
157
928.0
76886.3104.23768
=
−−=mη
7.1.3 Efesiensi volumetris
Kebocoran merupakan faktor yang sangat berpengaruh pada besar efesiensi
volumetris. Kebocoran ini dapat berupa fluida yang mengalami pemompaan tetapi
kembali lagi ke sisi isap melewati celah antara komponen yang berputar dan
komponen yang diam yang pada ahirnya akan kembali dipompakan.
Kerugian volumetrik dapat dilihat dari besar efesiensi volumetrisnya, yaitu
merupakan perbandingan antara kapasits pemompaan dengan kapaitas aliran yang
melalui impeller.
Besar efesiensi volumetric (ηv) dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (AJ. Stefanoff, Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 253):
v =η (7.4)
dengan;
Q : kapasitas pemompaan (0.0946 m3/s)
Q’ : kapasitas fluida yang melalui impeller (0.10175 m3/s)
929.010175.00946.0
=
=vη
158
7.1.4 Efisiensi Total
Efisiensi total adalah efisiensi keseluruhan dari pompa, yang menunjukkan
besarnya kemampuan pompa untuk memanfaatkan energi yang didapatnya dari
poros penggerak. Efisiensi total diperoleh dari perkalian efisiensi volumetris,
hidrolis dan mekanis, selanjutnya besar efesiensi total adalah (AJ. Stefanoff,
Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 38):
%8.82
93.0928.096.0=
⋅⋅=⋅⋅= vmht ηηηη
Berdasarkan hasil perhitungan di atas maka efisiensi total perhitungan tidak
jauh berbeda dengan efisiensi perkiraan semula yaitu sebesar 83%, dengan
demikian pengsumsian efesiensi total pada bab II dapat diterima.
7.2 Kavitasi
Kavitasi adalah gejala menguapnya zat cair ketika dipompa yang
dikarenakan tekanan di dalam pompa turun dibawah tekanan uap jenuh fluida
yang dipompakan, dalam suatu pemompaan jika tekanan pada sembarang titik di
dalam pompa itu menjadi lebih rendah dari tekanan uap pada temperatur cairnya
maka fluida tersebut akan menguap dan membentuk suatu gelembung yang di
dalamnya berisi uap tersebut. Selanjutnya gelembung itu akan mengalir bersama -
sama dengan aliran fluida dan apabila sampai pada tekanan yang tinggi maka
gelembung-gelembung tersebut akan mengecil secara tiba-tiba yang kemudian
pecah ke arah dalam yang mengakibatkan suatu shock yang besar pada dinding
159
didekatnya. Kavitasi terutama akan terjadi pada bagian sisi masuk sudu impeller,
baik pada sudu maupun pada shroudnya. Akibat kavitasi yang dialami oleh pompa
adalah akan timbul suara berisik dan getaran yang disebabkan oleh pecahnya
gelembung-gelembung uap secara tiba-tiba tatkala memasuki daerah yang
memiliki tekanan yang lebih tinggi. Kavitasi menyebabkan timbulnya getaran dan
ketukan, serta menyebabkan turunnya kurva head kapasitas dan efesiensi, dan
apabila terjadi secara terus menerus akan dapat merusak permukaan logam dari
bahan pompa.
Kavitasi merupakan perubahan fase dari zat cair berubah menjadi uap yang
disebabkan oleh turunnya tekanan absolut zat cair sampai dibawah tekanan uap
jenuhnya. Tekanan absolut dapat berkurang disebabkan oleh beberapa hal antara
lain:
1. Bertambahnya ketinggian pompa dari zat cair atau turunnya
permukaan zat cair yang dipompa karena hal ini akan menaikkan static
lift.
2. Bertambahnya ketinggian tempat pompa beroprasi dari permukaaan
laut yang berarti turunnya tekanan atmosfer.
3. Berkurangnya tekanan absolut sistem misalnya jika cairan dihisap dari
tangki yang tertutup.
4. Adanya separasi atau kontraksi pada aliran
5. Bertambahnya kecepatan aliran yang disebakan karena bertambahnya
putaran pompa
6. Naiknya temperatur fluida yang dipompa
160
7. Adanya persimpangan garis aliran karena belokan ataupun gangguan
gangguan lain.
7.3 NPSH (Net Positive Suction Head)
Kavitasi akan terjadi apabila tekanan zat cair yang dipompa berada dibawah
tekanan uap jenuh zat cair tersebut, untuk menghindari terjadinya kavitasi maka
diusahakan agar tidak ada satu daerahpun dalam proses pemompan yang memiliki
tekanan dibawah tekanan uap jenuh cairan pada temperatur operasi pemompaan.
Terjadinya kavitasi mempunyai kaitan dengan kondisi pompa pada sisi isap.
Tekanan isap minimum yang dimiliki pompa sehingga mampu memasukkan
cairan kepompa disebut net positive suction head (NPSH). Besarnya NPSH
dipengaruhi oleh beberapa hal, antara lain :
1. Tekanan absolut pada permukaan cairan yang dipompa.
2. Tekanan uap jenuh dari fluida yang dipompa pada temperatur
cairannya.
3. Ketinggian cairan dari poros pompa.
4. Kerugian yang disebabkan oleh gesekan atau turbulensi aliran dalam
pipa isap antar permukaan cairan hingga ke pompa.
NPSH dibedakan menjadi dua yaitu NPSH yang tersedia dan NPSH yang
dibutuhkan. NPSH yang tersedia ditentukan oleh sistem atau instalasi pemompaan
sedangkan NPSH yang dibutuhkan oleh pompa yang ditentukan oleh perancang
pompa. Agar pompa dapat bekerja tanpa terjadi gangguan kavitasi maka pompa
161
harus beroperasi pada kondisi dimana NPSH yang tersedia > NPSH yang
dibutuhkan.
7.3.1 NPSH yang dibutuhkan
Tekanan terendah dalam pompa biasanya terjadi pada titik disekitar sisi
masuk sudu impeller. Tekanan pada titik ini lebih rendah dari tekanan pada lubang
isap pompa karena adanya kerugian head pada nosel isap serta kenaikan kecepatan
aliran karena luas penampang yang mengecil.
Selanjutnya penguapan cairan tidak akan terjadi jika tekanan masuk pompa
dikurangi dengan penurunan tekanan didalam pompa lebih besar dari tekanan uap
jenuh cairan pada temperatur operasi. Biasanya penurunan head di dalam pompa
inilah yang disebut dengan NPSH yang dibutuhkan pompa yang besarnya
ditentukan oleh pabrik pembuat pompa melalui pengujian pompa sebenarnya atau
dengan pompa yang sama dengannya, untuk memperkirakan besarnya NPSH yang
dibutuhkan (NPSHR) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso,
Haruo Tahara, Pompa dan Kompresor, Hal 46) :
NPSHR = σ x H (7.1)
Dengan;
σ : koefisien kavitasi Thoma
H : head total pompa
162
Gambar 7.1 grafik hubungan antara kecepatan spesifik, efesiensi hidrolis serta koefisien kavitasi Thoma.
Sumber: Igr J karasik. Pump Hand Book hal 2-155
Berdasarkan gambar 7.1 dapat diketahui bahwa besar koefisien kavitasi Thoma
pada kecepatan spesifik (nsq)E = 1526 adalah sebesar 0.037. maka :
NPSHR = 0.037 x 495.5
= 18.31 m
7.3.2 NPSH yang tersedia
NPSH yang tersedia adalah head yang dimilki oleh zat cair pada sisi isap
pompa dikurangi dengan tekanan uap jenuh zat cair ditempat tersebut. NPSH yang
tersedia dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara,
Pompa dan Kompresor, Hal 44):
lssva HH
PP−+−=
γγNPSHA (7.2)
163
dengan;
Pa : tekanan atmosfer ditambah tekanan keluar dari lean amine booster
pump (10332 kgf/m2 + 61870 kgf/m2) =72202 kgf/m2
Pv : tekanan uap jenuh dari fluida yang dipompa pada temperatur cairannya
(1019.47 kgf/m2)
Hs : ketinggian cairan dari poros pompa (6m)
Hls : kerugian head dalam pipa isap
γ : berat jenis caran yang dipompa.(1028 kgf/m3)
Agar kavitasi tidak terjadi maka :
mHHPPlss
va 31.18NPSHA >−+−=γγ
Gambar 7.2 Layout isap pompa
Berdasarkan data dari bab II kerugian pada pipa isap (hls)adalah sebesar 0.502 m,
maka besar NPSH yang tersedia adalah :
m
NPSH
68.74
5584.061028
47.1019102872202
=
−+−=
164
7.3.3 Pencegahan kavitasi
Kavitasi dapat dicegah dengan membuat NPSHA > NPSHR, dalam hal ini
untuk menaikkan NPSHA dapat dilakukan dengan beberapa cara, yakni :
1. Kecepatan masuk relatif dibuat serendah mungkin, hal ini berarti
bahwa kecepatan spesifik harus dibuat rendah jika terjadi kavitasi.
2. Sudut masuk sudu impeller dibuat rendah karena sudut masuk sudu
impeller yang rendah dengan mengurangi NPSHR
3. Mengusahakan permukaan impeller sehalus mungkin terutama pada
daerah yang dekat dengan sisi masuk
4. Membuat sudu dengan jumlah yang mencukupi agar dapat
memberikan pengaruh yang baik untuk menjaga agar tekanan cairan
pada sudu – sudu tetap rendah.
5. Ujung-ujung impeller dibuat bulat.
165
BAB VIII
KARAKTERISTIK POMPA
8.1 Hubungan Head Euler Dengan Kapasitas Pompa
Karakteristik sebuah pompa perlu diketahui sebelum pompa dioperasikan,
karakteristik pompa dapat diketahui dengan melakukan eksperimen terhadap
pompa yang bersangkutan serta dengan melakukan pendekatan teoritis.
8.1.1 Head Euler dengan Kapasitas
Head Euler merupakan head yang didapat dari suatu persamaan yang
didasarkan pada asumsi yang ideal, yaitu aliran fluida dianggap tanpa gesekan,
tanpa turbulensi dan dengan jumlah sudu yang tak berhingga dengan harapan
diperoleh pengarahan pada fluida yang mengalir secara sempurna.
Hubungan head Euler dengan kapasitas dapat diperoleh dengan
menggunakan persamaan (Fritz Dietzel, Turbin Pompa Dan Kompresor, hal 311) :
22
222
bdgctgQU
gU
H th ⋅⋅⋅⋅⋅
−=∞ πβ (8.1)
dengan;
Hth∞ : head Kapasitas Euler
Q : kapasitas pompa
U2 : kecepatan keliling pada sisi keluar impeller (41.77 m/s)
β2 : sudut sisi keluar impeller (300)
166
d2 : diameter sisi keluar impeller (0.27 m)
b2 : lebar sisi keluar dari impeller (0.025 m)
g : percepatan gravitasi (9.806 m/s2)
berdasarkan data diatas serta memasukkannya kedalam persamaan maka :
Q
ctgQH th
09.34896.177025.027.0806.9
3077.41801.977.41
−=⋅⋅⋅
⋅⋅−=∞ π
persamaan diatas merupakan persamaan linier sehingga hubungan head Euler
dengan kapasitas pompa akan berupa garis lurus.
8.1.2 Head toritis dan kapasitas
Aliran ideal menyatakan bahwa aliran mengalir tanpa gesekan dan diarahkan
dengan sudu yang tak terbatas dan tanpa turbulensi, tetapi dalam praktek yang
terjadi adalah sebaliknya, yaitu terjadi gesekan dan jumlah sudu yang terbatas
serta sudu mempunyai ketebalan tertentu, dengan kondisi tersebut maka akan
menghasilkan head yang lebih rendah dari pada head Euler. Head yang dihasilkan
ini disebut sebagai head teoritis (Hth).
Hubungan antara head Euler dengan head teoritis adalah dinyatakan dalam
persamaan (M Khetagurov, Marine Auxilary Machinery And System, hal 267):
∞⋅= thcuth HkH 2 (8.2)
dengan;
k2cu : faktor sirkulasi
167
Pompa yang direncanakan beroperasi pada kapsitas (Q) = 0.0946 m3/s
dengan head teoritis (Hth) sebesar 102.52 m, dengan data tersebut maka Head
Euler dapat diketahui.
Hth∞ = 177.96 – 348.09 x 0.0946
= 14.03 m
706.003.14552.102
HH
Kth
th2cu
=
=
=∞
berdasarkan hasil diatas maka hubungan antara head Euler dengan head teoritis
dapat digambarkan dengan persamaan :
Hth = 0.706 x (177.96 – 348.09 Q)
= 125.64 – 245.75 Q
8.1.3 Head aktual dengan kapasitas
Head aktual adalah head teoritis dikurangi dengan rugi-rugi hidrolis selama
pemompaan, hal ini dapat dinyatakan dengan persamaan (M Khetagurov, Marine
Auxilary Machinery And System, hal 267):
Hact = Hth - hh (8.3)
Dengan
hh : rugi-rugi hidrolis selama pemompaan (m)
168
Kerugian hidrolis disebabkan karena adanya shock loss atau turbulence loss (hs)
serta fricton and diffusion loss (hfd). Besar rugi-rugi hidrolis dinyatakan dengan
persamaan :
hh = hs + hfd (8.4)
Gambar 8.1 kerugian - kerugian hidrolis
Sumber : AJ Stephanoff, Centrifugal And Axial Flow Pump, hal 164
Gambar di atas menunjukkan bahwa efisiensi terbaik terletak pada titik dimana
rugi-rugi turbulensi sama dengan rugi-rugi gesekan, atau rugi-rugi turbulensi dan
rugi-rugi gesekan sama dengan setengah dari rugi-rugi hidrolis. Titik dimana hs =
hfd adalah titik dimana kerugian hidrolis paling kecil, sehingga pada titik inilah
direncanakan kapasitas pompa (Q) sebesar 0.0946 m3/s dan head aktual sebesar
98.32 m, pada titik tersebut akan memberikan gambaran besar rugi-rugi hidrolis
(hh) yang terjadi yaitu sebesar :
169
hh = hth – hact
= 102.52 – 98.32
= 4.2 m
dan pada kondisi ini juga berlaku :
hs = hfd = 0.5 hh
hs = hfd = 0.5 x 4.2
hs = hfd = 2.1 m
besar shock loss atau turbulence loss dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (M Khetagurov, Marine Auxilary Machinery And System, hal 267):
22
3
22
21 1
29 ⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡−
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣
⎡⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛+=
scu
sh
dd
kUk
hs (8.5)
dengan;
ksh : faktor percobaan yang dibatasi besarnya antara 0.6 -0.8, dalam hal ini
ksh ditentukan 0.7
U1 : kecepatan keliling pada sisi masuk impeller (20.4 m/s)
U2 : kecepatan keliling pada sisi keluar impeller (41.77 m/s)
K2cu : faktor sirkulasi (0.7)
d3 : diameter masuk cincin diffuser (0.275 m)
d2 : diameter sisi keluar impeller (0.27 m)
Q : kapasitas pompa (0.0946 m3/s)
Qs : kapasitas pompa tanpa shockloss
170
G : percepatan gravitasi (9.806 m2/s)
smQ
Q
Q
s
s
s
/097.0
0946.0177.441.2
0946.01275.027.07.04.20
806.927.01.2
3
2
222
=
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡−=
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡−
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣
⎡⎟⎠⎞
⎜⎝⎛+
⋅=
harga shock loss untuk sembarang harga Q adalah :
2
2
2
222
21.475809.92377.44
0094.0097.02177.44
02788.0177.44
097.01
275.027.0706.077.414.20
806.9927.0
Q
Qhs
+−=
⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡+−=
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡ −=
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡ −⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣
⎡⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ ⋅⋅+
⋅=
kemudian besar friction loss dan diffusion loss (hfd) dapat dinyatakan dengan
persamaan (AJ Stepanov, Centrifugal And Axial Flow pump, hal 164):
hfd = hf + hd = k3Q2 (8.6)
dengan;
k3 = suatu konstanta, yang mana pada kondisi normal harga k3 dapat
dinyatakan dengan :
66.2340946.0
1.22
23
=
=
=Qh
k fd
171
berdasarkan hasil perhitungan diatas maka harga friction loss dan diffusion loss
(hfd) adalah :
hfd = 234.66 Q2 m .
Kerugian hidrolis untuk sembarang harga Q, adalah :
hh = hs + hfd
= 44.77 – 923.09 Q + 4758.21 Q2 + 234.66 Q2
= 44.77 – 923.09 Q + 4992.87 Q2
hubungan antara head aktual dengan kapasitas pompa adalah :
Hact = Hth - hh
= 125.64 – 245.75 Q – (44.77 – 923.09 Q + 4992.87 Q2)
= 80.87 + 677.34 Q – 4992.87 Q2
hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head aktual pada berbagai
kapasitas dapat dilihat dalam tabel 8.1, sedangkan grafik hubungan antara head
Euler, head teoritis dan head head aktual dengan kapasitas pompa dapat dilihat
dalam gambar 8.3.
172
Tabel 8.1 hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head actual pada
berbagai kapasitas pompa.
No Q (m3/s) Hth∞ (m) Hth (m) Hact (m)
1 0.05 160.55 113.35 102.25
2 0.06 157.07 110.89 103.53
3 0.07 153.59 108.43 103.81
4 0.08 150.11 105.98 103.1
5 0.09 146.63 103.52 101.38
6 0.0946 145.03 102.39 100.26
7 0.1 143.15 101.06 98.67
8 0.11 139.67 98.60 94.96
9 0.12 136.19 96.15 90.25
10 0.13 132.71 93.92 84.54
8.2 Hubungan efisiensi dengan kapasitas pompa
Bab sebelumnya menjelaskan bahwa rugi-rugi yang terjadi pada pompa
disebabkan oleh adanya kebocoran, kerugian hidrolis, kerugian karena gesekan
pada cakra serta kerugian mekanis pada bantalan dan elemen berputar lainnya.
Daya kuda yang diberikan pada pompa selain untuk mengatasi daya kuda fluida
juga digunakan untuk mengatasi adanya kerugian-kerugian diatas. Daya kuda
yang diberikan pada pompa disebut sebagai daya kuda rem (BHP), yang
173
dinyatakan dalam persamaan (Austin H Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal,
hal 35):
BHP = FHP + HPL + HPDF + HPH + HPM (8.7)
dengan;
FHP : daya kuda fluida (Hp)
HPL : daya kuda untuk mengatasi kebocoran yang terjadi (Hp)
HPDF : daya kuda untuk mengatasi gesekan pada cakra (Hp)
HPH : daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (Hp)
HPM : daya kuda untuk mengatasi kerugian mekanis (Hp)
Efesiensi pompa (η) dapat dicari dengn menggunakan persamaan (Austin H
Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 36):
%100⋅=BHPFHPη (8.8)
Dimana daya kuda fluida (FHP) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan
(Austin H Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 34):
75
actHgFHP
⋅⋅=γ
(8.9)
dengan;
γ : berat jenis cairan yang dipompa (1028 kg/m3)
Q : kapasitas pompa
Hact : head aktual (m)
174
32
2
60.68358.928446.110875
)87.499234.67787.80(806.91028
QQQ
QQFHP
−+=
−+⋅⋅=
basar daya kuda untuk mengatasi kebocoran dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (AJ Stepanov, Centrifugal And Axial Flow pump, hal 199):
75
thLL
HQHP
⋅⋅=γ
(8.10)
dengan;
γ : berat jenis cairan yang dipompa (1028 kg/m3)
QL : jumlah kebocoran total yang terjadi (0.1 Q m3/s)
Hth : head teoritis (m)
Daya kuda fluida (HPL) untuk sembarang harga Q dapat diketahui dengan
memasukkan data diatas kedalam perhitungan sebelumnya, maka harga HPL
adalah:
( )
284.33621.17275
75.24564.1251.01028
QQHPL
−=
−⋅=
Besar daya kuda yang dipakai untuk mengatasi gesekan pada cakra/impeller
dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwick, Impeller
Pump, hal 58):
53
100016.0 dnhpdf ⋅⎟
⎠⎞
⎜⎝⎛⋅= γ (8.11)
dengan;
γ : berat jenis fluida (1028 kg/m3)
175
n : putaran poros (3000 rpm)
d : dimeter luar cakra (d2=0.270 m)
HP
hpdf
86.31
5270.010003000102816.0 5
3
=
⋅⋅⎟⎠⎞
⎜⎝⎛⋅=
Daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (HPH) dapat diketahui dengan
menggunakan persamaan (Austin H Church, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal
35):
75
' hhQHPH⋅⋅
=γ (8.12)
dengan;
γ : berat jenis fluida (1028 kg/m3)
Q’ : kapsitas aliran ditambah kebocorn yang terjadi (1.1Q m3/s)
hh : kerugian hidrolis (m)
kerugian hidrolis (HPH) untuk sembarang harga Q adalah :
( )
QQQ
QHPH
01.67551.1406816.7527975
Q 4992.87 Q 923.09 44.77'1.1
23
2
+−=
+⋅⋅=γ
Besarnya daya kuda yang dipakai untuk mengatasi kerugian mekanis (HPM)
pada bantalan packing besarnya berkisar 4% dari BHP, ma besar BHP adalah :
31.86 BHP 0.04 6843.56Q3 5121.28Q2 1955.68Q 31.86 BHP 0.04 675.01Q) 14068.5Q2 3(75279.16Q
336.84Q2)-(172.21Q 68435.6Q3) Q2 9284.07 (1108.46Q BHP
+++=+++
+++=
BHP = 86.3156.684328.512168.1955(96
100 32 ++− QQQ
176
Hasil perhitungan daya kuda rem (BHP), daya kuda fluida (FHP), daya kuda
untuk mengatasi kebocoran yang terjadi (HPL), daya kuda untuk mengatasi
gesekan pada cakra (HPDF), daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (HPH),
daya kuda untuk mengatasi kerugian mekanis (HPM), serta besarnya efesiensi
untuk sembarang harga kapasitas pompa dapat diketahui dalam tabel 8.2
Tabel 8.2 hasil perhitungan efesiensi pada berbagai kapasitas pompa
NO Q (m3/s) FHP (Hp) HPL (Hp) HPH (Hp) BHP (Hp) η (%)
1 0.03 39.76 4.86 9.621 63.14 62.97
2 0.04 54.81 6.35 9.3 80.04 67.80
3 0.05 70.08 7.76 7.99 96.05 72.96
4 0.06 85.15 9.12 6.11 111.20 76.57
5 0.07 99.61 10.40 4.13 125.54 79.34
6 0.08 113.05 11.62 2.5 139.11 81.26
7 0.09 125.07 12.77 1.67 151.97 82.29
8 0.0946 130.00 13.27 1.68 157.64 82.47
9 0.1 135.32 13.85 2.09 164.13 82.40
10 0.11 143.18 14.87 4.21 175.66 81.51
11 0.12 148.44 15.81 8.49 186.59 79.55
12 0.13 150.64 16.69 15.38 196.97 76.59
13 0.14 149.36 17.5 25.32 206.84 72.21
14 0.15 144.19 18.25 38.77 216.24 66.68
15 0.16 134.71 18.93 56.19 225.21 59.81
16 0.17 120.52 19.54 78.01 233.80 51.54
17 0.18 101.21 20.08 104 242.05 40.80
177
Gambar 8.2 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head pompa (H)
pada putaran 3000 rpm
Gambar 8.3 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan efisiensi (η)
pada putaran 3000 rpm
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14Kapasitas n(m3/s)
Hea
d (m
)
Head Teoritis Euler (m)head Teoritis (m)head Actual (m)
0
0.02
0.04
0.06
0.08
0.1
0.12
0.14
0.16
0.18
0.2
0 50 100 150 200 250 300
Brake Horse Power (BHP)
Kap
asita
s (Q
)
178
Gambar 8.4 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan BHP (HP)
pada putaran 3000 rpm
Berdasarkan gambar diatas efisiensi (η) sangat dipengaruhi kapasitas (Q).
Efisiensi sangat dipengaruhi oleh daya kuda fluida (FHP, sedangkan daya kuda
fluida dipengaruhi head aktual (Hact). Head aktual sendiri sangat dipengaruhi oleh
besarnya kerugian hidrolis (Hh). Berdasarkan gambar 8.1 Hh mempunyai nilai
terkecil saat hs = hfd, denga hh yang kecil maka Hact akan maksimum, dengan Hact
yang maksimum maka FHP akan maksimum pula yang pada akhirnya η akan
maksimum. Semakin besar Q maka semakin besar pula perbedaan hs dan hfd,
akibatnya η akan menurun, demikian juga sebaliknya.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18
Kapasitas ( m3/s)
Efes
iens
i (%
)
179
180
Gambar 8.5 Grafik hubungan antara kapasitas (Q) GPM dengan head (m) pada
putaran 3000 rpm
Gambar 8.6 Grafik hubungan antara kapasitas (Q) m3/s dengan head (m) pada
putaran 3000 rpm
75
80
85
90
95
100
105
110
0 300 600 900 1200 1500 1800 2100
Kapasitas (Q) GPM
Hea
d (H
)
Hsistem/tingkatH pertingkat
75
80
85
90
95
100
105
110
0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14
Kapasitas (Q) m3/s
Hea
d (H
)
Hsistem/tingkatH pertingkat
181
Berdasarkan gambar diatas, Hact akan naik seiring dengan bertambahnya
kapaitas (Q), tetapi setelah sampai puncaknya akan turun kembali. Hal tersebut
dikarenakan pada kapasita yang rendah, kecepatan spesifik (nsq) akan rendah pula.
Berdasarkan tabel 3.3, dengan kecepatan spesifik yang rendah maka efesiensi
hidrolis (η0 akan rendah pula, akibatnya head teoritis (Hh) akan naik. Head teoritis
yang tinggi mengakibatkan head aktual (Hact) akan tinggi pula, tetapi apabila
kapasitas terus meninggi maka rugi – rugi yang terjadi akan semakin besar, hal ini
dapat dibuktikan dengan melihat gambar 8.1 dimana semakin besar kapasitas
maka perbedaan shock loss (hs) dan friction and difusion loss (hfd) semakin besar,
akibatnya rugi – rugi hidrolis (hh) semakin besar pula.berdasrkan persamaan 8.3,
kerugian hidrolis (hh) yang tinggim mengakibatkan head aktual (Hact) yang
rendah.
Gambar diatas juga menunjukkan head sistem memotong didua titik, kedua
titik perpotongan tersebut diseburt titik operasi. Terjadinya dua titik operasi pada
gambar diatas dikarenakan rugi – rugi yang terjadi mempengaruhi besarnya head
sistem, dimana dengan kapasitas (Q) yang rendah akan membuat head aktual
rendah, dan seiring dengan meningkatnya kapasitas (Q) rugi – rugi akan
meningkat pula, tetapi head aktual (Hact) akan menurun sebagaimana telah
dijelaskan sebelumnya.
182
182
BAB IX
PENUTUP
Bab terakhir pada skripsi kali ini berisi rangkuman hasil perhitungan
perancangan pompa yang akan digunakan untuk melayani kebutuhan amine di
fasilitas pemurnian gas alam di Sumur Gas Merbau Sumbagsel Sumatra Selatan,
adapun kesimpulannya adalah sebagi berikut :
1. Fluida
Fluida yang dipompa adalah lean amine yaitu larutan amine yang
tidak mengadung CO2. dengan temperature 1220C dan berat spesifik
1028 kg/m3.
2. Pompa
Pompa yang dirancng adalah pompa sentrifugal bertingkat banyak
(lima tingkat ) dengan isapan tunggal berkapasita 0.0946 m3/s
dengan head total 496 m serta memiliki poros mendatar.
3. Impeller
Impeller yang dipakai adalah impeller jenis single curvature bertipe
radial tertutup yang terbuat dari bahan perunggu fosor cor PBC 2B
cetakan logam menurut standar JIS H 5113,adapun dimensinya
adalah :
a) Diameter lubang poros ( dsh ) : 65 mm
b) Diameter hub depan ( dh ) : 85 mm
c) Diameter hub belakang ( dh’ ) : 97.5 mm
d) Diameter sisi masuk (d1) : 130 mm
183
e) Sudut sisi masuk sudu (β1) : 19.5o
f) Lebar sisi masuk sudu (b1) : 50 mm
g) Diameter sisi keluar ( d2 ) : 270 mm
h) Sudut sisi keluar ( β2 ) : 30°
i) Lebar sisi keluar ( b2 ) : 25 mm
j) Tebal sudu ( s1 = s2 ) : 5 mm
k) Jumlah sudu ( z ) : 8 buah
l) Tebal dinding ( shroud ) depan : 6 mm
4. Difuser
Difuser yang dirancang terbuat dari perunggu fosfor cor dengan
dimensi sebagai berikut:
a) Diameter dalam : 275 mm
b) Diameter luar : 400 m
c) Tebal sudu : 5 mm
d) Jumlah : 8 sudu
5. Sudu pengarah balik
Sudu pengarah balik dalam skripsi ini mempunyai ukuran :
a) Diameter dalam : 400 mm
b) Diameter luar : 150 m
c) Tebal sudu : 3 mm
d) Jumlah : 12 sudu
6. Rumah pompa
182
184
Rumah pompa/casing terbuat dari bahan besi tuang kelabu (FC 20)
dengan ketebalan 10 mm.
7. Poros
Poros dirancang bertingkat dan terbuat dari bahan baja nikel khrom
molibden SAE 4340 dengan panjang total 1280mm, dengan diameter
terkecil 50 mm dan diameter terbesar 65 mm.
8. Kopling
Kopling yang dipilih dalm skripsi kali ini adalah kopling flens luwes
yang terbuat dari bahan besi karbon cor SC 49 sesuai dengan standart
JIS G 5101 dengan dimensi :
A = 200 mm B = 140 mm C = 100 mm D =
50 mm
F = 18 mm G = 180 mm H = 35.5 mm K =
6 mm
L = 71 mm d = 18 mm n = 6 buah
9. Bantalan
Bantalan yang dipakai dalam perancangn kali ini adalah bantalan rol
silinder jenis NU311EC. Bantalan ini digunakan untuk menahan
beban radial, sedangkan untuk mengatasi beban aksial digunakan
cakram penyeimbang.
10. Efesiensi dan Kavitasi
Berdasarkan hasil perhitungan, pompa yang dirancang memiliki :
185
a) Efesiensi total (ηt) : 82.8 %
b) Efesiensi volumetric (ηv) : 92.9 %
c) Efesiensi mekanis (ηm) : 92.8 %
d) Efesiensi hidrolis (ηm) : 96%
Selanjutnya untuk menghindari kavitasi maka pompa harus dipasang
pada instalasi yang memiliki NPSHA lebih dari 18.31 m
Daftar Pustaka
Austin, C., H., Zulkifli, H., Pompa dan Blower Sentrifugal, Erlangga, Jakarta, 1990. Dietzel, F., Turbin Pompa dan Kompresor, Erlangga, Jakarta, 1992. Doborovolsky, V., Machine Element, Foreign Languages Publishing House, Moscow. Karrasik I., J., Krutzch,W., Cincin, Warren F., Messina J., H., Pump Handbook, 2nd edition, Mc Graw Hill Company, USA, 1978 Khetgurov M. Marine Auxiliary Machine System, Peace Publisher, Moskow Lazarkiewics, S., Tronskolanski, A., T., Impeller Pump, Widawnicta Naukowo- Techniczne, Warszawa, 1965. Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan
Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001 Matley,J., Fluid Movers, McGraw-Hill Publication Co. New York,1979 Sato G.T, Sugiarto, Menggambar Mesin Menurut Standar ISO, PT Pradnya
Paramita, Jakarta, 2000 SKF Catalogue, copy right 1981 Spott M.F., Design Of Machine Element, 2nd Edition, Prentice Hall, New York,
1953
186
Stepanoff, A., J., Centrifugal and Axial Flow Pumps, John Willey and Sons, New York, 1957. Sularso, Suga Kyokatsu, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, P.T. Prandya Paramitha, Jakarta, 1987. Sularso, Tahara, Pompa dan Kompresor, PT Pradnya Paramita, Jakarta, 2000 Tyler G Hicks, T. W. Edwards, Pump Application Engineering, McGraw-Hill Book Company.