Skripsi ANALISIS EKSPERIMENTAL EFEK AREA RATIO … · Gambar 2.33 Fenomena aliran pada converging...

i

Skripsi

ANALISIS EKSPERIMENTAL EFEK AREA RATIO THROAT

TERHADAP ENTRAINMENT RATIO STEAM EJECTOR

REFRIGERATION SYSTEM

Untuk Memenuhi Salah Satu Persayaratan Memperoleh Gelar

Sarjana Teknik Mesin Pada Jurusan Teknik Mesin Universitas

Sanata Dharma

Oleh:

GREGORIUS BRYAN HENDRIWAN RIYANTO

135214118

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI

UNIVERSITAS SANATA DHARMA

YOGYAKARTA

2016

PLAGIAT MERUPAKAN TINDAKAN TIDAK TERPUJI

ii

EXPERIMENTAL ANALYSIS OF AREA RATIO THROAT

EFFECT TO ENTRAINMENT RATIO OF STEAM EJECTOR


FINAL PROJECT

As practial fulfillment of the requirements to obtain the Bachelor Degree in

Mechanical Engineering

By

GREGORIUS BRYAN HENDRIWAN RIYANTO

Student Number: 135214118

MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT

FACULTY OF SCIENCE AND TECHNOLOGY

SANATA DHARMA UNIVERSITY

YOGYAKARTA

2016


iii


iv


v

HALAMAN PERNYATAAN KEASLIAN KARYA

Dengan ini saya menyatakan bahwa Skripsi ini dengan judul “Analisis

Eksperimental Efek Area Ratio Throat Terhadap Entrainment Ratio Steam Ejector

Refrigeration System” tidak terdapat karya yang pernah diajukan disuatu

Perguruan Tinggi, dan sepanjang pengetahuan saya, juga tidak terdapat karya dan

pendapat yang pernah ditulis atau diterbitkan oleh orang lain, kecuali yang secara

tertulis diacu dalam naskah ini dan disebutkan dalam daftar pustaka.

Yogyakarta, 8 Agustus 2016

Gregorius Bryan Hendriwan Riyanto


vi

LEMBAR PERNYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI

KARYA ILMIAH UNTUK KEPENTINGAN AKADEMIS

Yang bertanda tangan di bawah ini saya mahasiswa Universitas Sanatah Dharma :

Nama : Gregorius Bryan Hendriwan Riyanto

Nomor Mahasiswa : 135214118

Demi pengembangan dan kemajuan ilmu pengetahuan, saya memberikan kepada

Perpustakaan Universitas Sanata Dharma karya ilmiah yang berjudul:

ANALISIS EKSPERIMENTAL EFEK AREA RATIO THROAT

TERHADAP ENTRAINMENT RATIO STEAM EJECTOR


Beserta perangkat yang diperlukan. Dengan demikian saya memberikan kepada

Perpustakaan Universitas Sanata Dharma hak untuk menyimpan, mengalihkan

dalam bentuk media lain, mengelolanya di internet atau media lain untuk

kepentingan akademis tanpa perlu meminta ijin dari saya namun memberikan

royalty kepada saya selama tetap menyantumkan nama saya sebagai penulis.

Demikian pernyataan ini saya buat dengan sebenarnya.


Yang menyatakan,



vii

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa atas

berkat rahmat serta kasih-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini

dengan judul “Analisis Eksperimental Efek Area Ratio Throat Terhadap

Entrainment Ratio Steam Ejector Refrigeration System”.

Penulisan skripsi ini bertujuan untuk memenuhi sebagian syarat

memperoleh gelar sarjana bagi mahasiswa program S1 pada program studi

Program Studi Teknik Mesin Fakultas Sains dan Teknologi Universtias Sanata

Dharma Yogyakarta. Penulis menyadari bahwa proposal skripsi ini masih jauh

dari kesempurnaan, oleh sebab itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang

bersifat membangun dari semua pihak demi kesempurnaan skripsi ini. Selesainya

proposal ini tidak terlepas dari bantuan berbagai pihak, sehingga pada kesempatan

ini penulis dengan segala kerendahan hati dan penuh rasa hormat mengucapkan

terima kasih yang sebesar-besarnya kepada semua pihak yang telah memberikan

bantuan moril maupun materil secara langsung maupun tidak langsung kepada:

1. Sudi Mungkasi, Ph.D., selaku Dekan Fakultas Sains dan Teknologi

Universitas Sanata Dharma.

2. Ir. P.K. Purwadi, M.T., selaku Ketua Program Studi Teknik Mesin

Fakultas Sains dan Teknologi Universitas Sanata Dharma.

3. Stefan Mardikus, S.T., M.T., selaku dosen pembimbing yang telah banyak

membantu dan memberikan bimbingan dalam pengerjaan Skripsi dan

Tugas Akhir ini.

4. Wibowo Kusbandono, S.T., M.T., selaku dosen pembimbing skripsi dan

dosen pembimbing akademik, yang telah banyak membantu dan

memberikan bimbingan dalam pengerjaan Skripsi dan Tugas Akhir ini.

5. Seluruh dosen Teknik Mesin Fakultas Sains dan Teknologi Univertas

Sanata Dharma, yang telah memberikan pengetahuan selama kuliah.

6. Keluarga tercinta, F.X. Budhi Riyanto (Bapak), Theresia Maria Elly (Ibu),

Vanessa Maria Angela (Adik), Theodatus Kurniawan (Paman), dan


viii

Valensia Mariana (Nenek), yang selalu mendukung, memberikan doa,

semangat dan bantuan baik moril maupun materi kepada penulis.

7. Kelompok tugas akhir Aditia Pratama Abdi dan Gilang Arga Dyaksa yang

telah membantu menyelesaikan tugas akhir dan memberikan dukungan

kepada penulis.

8. Mas Ronny, Pak Intan, dan Pak Martono selaku laboran Teknik Mesin

yang telah banyak memberikan bantuan selama proses pembuatan Tugas

Akhir.

9. Teman – teman seperjuangan: Oka, Vincent, Dede, David, dan Louis yang

telah membantu selama pengerjaan tugas akhir.

10. Teman – teman teknik mesin Sanata Dharma: Willy, Retta, Teguh, Rio,

Septian, Morgan, Daniel, Jepri, Karel, dan yang lain yang telah

memberikan dukungan selama pengerjaan skripsi.

11. Teman – teman kost griya kanna: Yosep, Putri, Cindy, Novi, Malla, Tasya,

Ningrum dan yang lain yang telah memberikan dukungan selama

pengerjaan skripsi.

12. Berbagai pihak yang secara langsung maupun tidak langsung memberikan

bantuan baik material maupun moril kepada penulis.

Penulis menyadari bahwa dalam penyusunan skripsi ini masih banyak

terdapat banyak kekurangan, segala kritik dan saran yang membangun sangat

diharapkan untuk kesempuranaan penelitian dimasa yang akan datang. Akhir kata,

semoga skripsi ini bermanfaat dan dapat berguna bagi semua pihak yang

membutuhkan.



(135214118)


ix

DAFTAR ISI

HALAMAN JUDUL ……………………………………………………….. i

HALAMAN JUDUL ……………………………………………………….. ii

HALAMAN PERSETUJUAN …………………………………………….. iii

LEMBAR PENGESAHAN ………………………………………………... iv

HALAMAN PERNYATAAN KEASLIAN KARYA…………………….. v

LEMBAR PERNYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI KARYA

ILMIAH UNTUK KEPENTINGAN AKADEMIS ………………………..

vi

KATA PENGANTAR ……………………………………………………..... vii

DAFTAR ISI ………………………………………………………………… ix

DAFTAR TABEL …………………………………………………………… xi

DAFTAR GAMBAR ………………………………………………………… xii

DAFTAR LAMPIRAN ……………………………………………………… xvi

NOMENKULATUR ………………………………………………………… xvii

ABSTRAK …………………………………………………………………… xix

ABSTRACT ………………………………………………………………….. xx

BAB I PENDAHULUAN ……………………………………………………. 1

1.1 Latar Belakang Masalah …………………………………………... 1

1.2 Rumusan Masalah ………………………………………………… 5

1.3 Tujuan Penelitian …………………………………………………. 5

1.4 Batasan Penelitian ………………………………………………… 6

1.5 Originalitas Penelitian …………………………………………….. 6

1.6 Manfaat Penelitian ………………………………………………... 7

BAB II LANDASAN TEORI ……………………………………………….. 9

2.1 Tinjauan Pustaka ………………………………………………….. 9

2.2 Aplikasi Steam Ejector ………………………………………….. 10

2.3 Pengertian dan Prinsip Kerja Steam Ejector …………………….. 11

2.4 Bagian – bagian Steam Ejector ………………………………….. 13

2.5 Tipe – tipe Steam Ejector Refrigeration System ………………… 15

2.6 Definisi Fluida …………………………………………………… 18


x

2.7 Teori Dasar Fluida ……………………………………………….. 19

2.8 Fenomena Aliran Pada Ejector …………………………………… 44

BAB III METODELOGI PENELITIAN …………………………………. 52

3.1 Diagram Alir Penelitian ………………………………………….. 52

3.2 Skema Alat Uji Penelitian ……………………………………….. 53

3.3 Material Penelitian ………………………………………………. 56

3.4 Alat Penelitian …………………………………………………… 57

3.5 Variabel Penelitian ………………………………………………. 62

3.6 Prosedur Penelitian ………………………………………………. 63

3.7 Skematika Penulisan ……………………………………………... 65

BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN …………………………………… 66

4.1 Pengaruh Primary Pressure dan Secondary Temperature Terhadap

Entrainment Ratio ………………………………………………..

66

4.2 Pengaruh Area Ratio Throat Terhadap Entrainment Ratio ………. 69

4.3 Pengaruh Expansion Ratio Terhadap Entrainment Ratio ………… 73

4.4 Pengaruh Entrainment Ratio Terhadap Coefficient of Performance

Steam Ejector Refrigeration System ……………………………..

78

BAB V PENUTUP ………………………………………………………….. 87

5.1 Kesimpulan ………………………………………………………. 87

5.2 Saran ……………………………………………………………... 88

DAFTAR PUSTAKA ………………………………………………………. 89


xi

DAFTAR TABEL

Tabel 2.1 Sifat – sifat air pada tekanan atmosfer ……………………………... 22

Tabel 2.2 Klasifikasi bilangan mach ………………………………………….. 41

Tabel 2.3 Ringkasan dari karakteristik shock wave normal ………………….. 50

Tabel 3.1 Spesifikasi sifat – sifat fisik air pada temperatur 15 °C dan tekanan

1 atm ………………………………………………………………..

56

Tabel 3.2 Spesifikasi sifat – sifat fisik air raksa pada 20 °C dan tekanan 1 atm 57

Tabel 3.3 Spesifikasi steam ejector …………………………………………... 58

Tabel 3.4 Spesifikasi water heater 2000 watt ………………………………… 59

Tabel 3.5 Spesifikasi water heater 1000 watt…………………………………. 59

Tabel 3.6 Spesifikasi thermocouple …………………………………………... 60

Tabel 3.7 Spesifikasi pressure gauge bourdon tube ………………………….. 62

Tabel 3.8 Spesifikasi temperature controller APPA …………………………. 62

Tabel 3.9 Tekanan dan temperatur kerja pada ejektor ………………...……… 63


xii

DAFTAR GAMBAR

Gambar 1 Skema ejektor konvensional ……………………………………. 3

Gambar 2.1 Aplikasi liquid – gas ejektor pada proses klorinasi …………….. 10

Gambar 2.2 Aplikasi ejektor sebagai vacuum pump ………………………… 11

Gambar 2.3 Profil tekanan dan kecepatan aliran di dalam steam ejector …….. 12

Gambar 2.4 Grafik performa ejektor berdasarkan operational modes ………. 13

Gambar 2.5 Skema ejektor konvensional ……………………………………. 13

Gambar 2.6 Skema nozzle ……………………………………………………. 12

Gambar 2.7 Skema suction chamber …………………………………………. 12

Gambar 2.8 Skema mixing chamber …………………………………………. 15

Gambar 2.9 Skema diffuser ………………………………………………….. 15

Gambar 2.10 (a) Conventional Ejector Refrigeration System (CERS) dan (b)

P-h diagram ………………………………………………………

16

Gambar 2.11 Dua tingkat sistem refrigerasi (a) Konfigurasi ejektor; (b) Skema

sistem; (c) P-h diagram ………………………………………….

17

Gambar 2.12 Combined Steam Ejector Refrigeration System …………………. 18

Gambar 2.13 Ilustrasi perbedaan molekul pada likuid dan gas ………………… 20

Gambar 2.14 Pengaruh temperatur terhadap rapat massa air ………………….. 21

Gambar 2.15 Deformasi zat cair ……………………………………………….. 24

Gambar 2.16 Hubungan antara tegangan geser dan gradient kecepatan ……….. 24

Gambar 2.17 Viskositas kinematik untuk fluida yang sering digunakan ………. 25

Gambar 2.18 Variasi tekanan dan pengaruh kavitasi pada pipa dengan variabel

penampang ……………………………………………………….

27

Gambar 2.19 Tekanan mutlak dan tekanan pengukuran ……………………….. 28

Gambar 2.20 Pengukuran tekanan bourdon ……………………………………. 29

Gambar 2.21 Cara kerja tabung bourdon ………………………………………. 30

Gambar 2.22 Aliran viskos dengan kecepatan seragam ……………………….. 31

Gambar 2.23 Ilustrasi tipe aliran fluida viskos ………………………………… 33


xiii

Gambar 2.24 Perbedaan aliran laminar dan turbulen pada pipa (a) laminar (b)

turbulen ………………………………………………………….

34

Gambar 2.25 Tabung aliran untuk menurunkan persamaan kontinuitas ……… 36

Gambar 2.26 Persamaan kontinuitas pada pipa bercabang ……………………. 37

Gambar 2.27 Garis tenaga dan tekanan pada zat cair ideal ……………………. 38

Gambar 2.28 Profil perubahan pola kecepatan aliran dan tekanan pada suatu

sistem closed channel ……………………………………………

39

Gambar 2.29 Perubahan kecepatan dan tekanan melewati Bernoulli-type device 42

Gambar 2.30 Discharged coefficient pada plat orifis dengan sambungan D : 1/2

D …………………………………………………………………

44

Gambar 2.31 Efek perubahan bilangan Mach pada perubahan properti fluida

dengan perubahan luas penampang ………………………………

46

Gambar 2.32 Rasio luas penampang versus bilangan Mach untuk aliran

kompresibel dengan k = 1.4 ……………………………………...

47

Gambar 2.33 Fenomena aliran pada converging nozzle (a) geometri nozzle

menunjukkan perubahan tekanan (b) distribusi tekanan disebab-

kan oleh back pressure (c) laju aliran massa versus back flow

pressure ………………………………………………………….

48

Gambar 3.1 Diagram alir penelitian ………………………………………….. 52

Gambar 3.2 Skema sistem alat uji ……………………………………………. 53

Gambar 3.3 Skema steam ejector ……………………………………………. 54

Gambar 3.4 Desain mixing chamber dengan area ratio throat = 6.25 ………. 55

Gambar 3.5 Desain mixing chamber dengan area ratio throat = 12.5 ………. 55

Gambar 3.6 Desain mixing chamber dengan area ratio throat = 18.75 ……… 56

Gambar 3.7 Steam Ejector…………………………………………………….. 58

Gambar 3.8 Water heater daya 2000 Watt ……………………………………. 58

Gambar 3.9 Water heater daya 1000 Watt ……………………………………. 59

Gambar 3.10 Thermocouple tipe K ……………………………………………. 60

Gambar 3.11 Pressure gauge bourdon tube …………………………………… 60

Gambar 3.12 Orifice plate flowmeter ………………………………………….. 61

Gambar 3.13 Roll meter ……………………………………………………….. 61


xiv

Gambar 3.14 Temperature controller APPA ………………………………….. 62

Gambar 3.15 Stopwatch ……………………………………………………….. 63

Gambar 3.16 Skema prosedur pengujian ………………………………………. 64

Gambar 4.1 Grafik pengaruh primary pressure dan secondary temperature

terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 6.25 ….

67


terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 12.5 ….

68


terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 18.75 …

69

Gambar 4.4 Grafik pengaruh area ratio throat terhadap entrainment ratio

pada secondary temperature 50 °C ………………………………

70



71



72


pada secondary temperature 80 °C ……………………………….

73

Gambar 4.8 Grafik pengaruh primary pressure terhadap expansion ratio pada

ketiga variasi area throat ratio 6.25, 12.5, dan 18.75 ……………

74

Gambar 4.9 Grafik pengaruh expansion ratio terhadap entrainment ratio pada

primary pressure 100 kPa ………………………………………..

75



76



77



78

Gambar 4.13 Hubungan entrainment ratio terhadap COP dengan secondary

temperature 50 °C pada variasi area ratio throat 6.25 …………..

79



80


xv



80


temperature 60 °C pada variasi area ratio throat 6.25 ……………

81



82



82



83



84



84



85


temperature 80 °C pada variasi area ratio throat 12.5 …………...

86


temperature 80 °C pada variasi area ratio throat 18.75 ………...

86


xvi

DAFTAR LAMPIRAN

Lampiran A.1 Data Hasil Percobaan Variasi Area Ratio Throat 6.25............ 93

Lampiran A.2 Data Hasil Percobaan Variasi Area Ratio Throat 12.5 ........... 94

Lampiran A.3 Data Hasil Percobaan Variasi Area Ratio Throat 18.75 ……. 95

Lampiran B.1 Data Hasil Pengolahan Variasi Area Ratio Throat 6.25 ……. 96

Lampiran B.2 Data Hasil Pengolahan Variasi Area Ratio Throat 12.5 ……. 97

Lampiran B.3 Data Hasil Pengolahan Variasi Area Ratio Throat 18.75 …... 98

Lampiran C Contoh Perhitungan …….…………………………………... 99

Lampiran D Tabel Sifat Termodinamika Saturated Water ……………… 105


xvii

NOMENKULATUR

Lambang Arti Satuan Halaman

a Kecepatan suara m/s 47, 70

A Luas m2 42, 52, 53, 54

β Rasio diameter orifice Dimensionless 49

COP Coefficient of Performance Dimensionless 10, 11, 24, 58, 85-94

Cd Discharged Coefficient Dimensionless 49, 50

D Diameter m 40, 48, 49, 50

ER Expansion Ratio Dimensionless 57, 70, 80 – 85, 94

g Gravitasi m/s2 28, 34, 35,

h Ketinggian m 34

K Modulus elastisitas MN/m2 29

L Panjang m 16, 17

m Laju aliran massa kg/s 42, 54,

M Modulus Bulk N/m2 29, 64,

Ma Bilangan Mach Dimensionless 47, 48, 53, 54, 70

P Tekanan Pascal 30

R Konstanta gas universal J/kg K 29, 54, 63, 64

Re Bilangan Reynold Dimensionless 41

σ Tegangan permukaan N/m 29

τ Tegangan geser N/m2 30, 31

s Waktu Sekon 38, 39

T Temperatur K 13, 29, 32, 56, 58, 70

ρ Massa jenis kg/m3 63, 64, 70

S Rapat jenis Dimensionless 29

γ Berat jenis N/m3 28

µ Viskositas Dinamik Nd/m2 29, 32, 70

ν Viskositas Kinematik m2/s 29, 32

v Kecepatan m/s 31, 34, 35, 36, 42, 45


xviii

V Volume m3 20

Q Debit m3/s 42, 49, 71

ω Entrainment Ratio Dimensionless 70, 73 - 94


xix

ABSTRAK

Pemanfaatan kembali waste heat dan low grade thermal energy telah

menjadi topik penelitian sejak energi jenis tersebut dapat diperoleh dari sisa

proses – proses industri, kolektor surya, dan gas buang kendaraan. Sistem

0refrijerasi ejektor uap merupakan suatu perangkat yang ekonomis dan ramah

lingkungan dimana sistem ini dapat beroperasi dari panas sisa dan refrijeran yang

fenomena pencampuran aliran serta performa dari ejektor uap. Dengan

memperbesar ruang pencampuran melalui throat yang dapat diubah – ubah, nilai

optimum rasio luas penampang throat pada ruang pencampuran akan diteliti

secara eksperimen.

Sebuah sistem refrijerasi ejektor uap berskala kecil telah dirancang dan

difabrikasi. Ejektor dirancang dalam suatu sistem terbuka dan boiler beroperasi

pada tekanan 100 – 400 kPa. Fluida didalam sebuah evaporator bertemperatur

antara 50 - 80°C, sedangkan temperatur kondenser dikondisikan pada 27°C.

Ruang pencampuran dengan diameter 8 mm dan 3 konfigurasi panjang (50 mm,

100 mm, 150 mm) diuji pada kondisi posisi NXP 0 mm dan diameter nosel 2 mm.

Dengan memvariasikan rasio luas throat pada ruang pencampuran, hasil

percobaan menunjukkan nilai optimum dari entrainment ratio didapatkan dengan

rasio luas throat 18.75 pada tekanan boiler 100 kPa dan temperatur evaporator

80°C dengan nilai ω = 1. Sedangkan, nilai rasio ekspansi optimum adalah 2.1 dan

koefisien performa dari sistem refrijerasi ejektor uap adalah 0.98.

Kata kunci: Waste heat, sistem refrijerasi ejektor uap, rasio luas penampang

throat, entrainment ratio.


xx

ABSTRACT

The utilization of waste and low-grade thermal energy has been of interest

to reaserchers ever since this type of energy is available from sources such as

industrial process waste, solar collectors, and automobile exhaust. Steam ejector

refrigeration system is an application, which is economically feasible and

environment-friendly as it can operates with waste heat and a harmless refrigerant

such as water. The aim of this paper is to investigate the entrainment behavior and

performance of steam ejector. Through enlarging the designed mixing chamber by

replaceable throats, optimum area ratio throat of mixing chamber is studied

experimentally.

A small scale steam ejector refrigeration system was designed and

manufactured. This ejector setup consist of an open loop configuration and the

boiler operated in the pressure range of Pp = 100 – 400 kPa. The typical

evaporator liquid temperatures range from Ts = 50 - 80°C while the condenser

temperature fixed at Tc = 27°C. The mixing chamber with 8 mm diameter and

three length configurations (50 mm, 100 mm, 150 mm) were tested while the

nozzle exit position remained unchanged at 0 mm and used 2 mm nozzle’s

diameter.

With variable area ratio throat of mixing chamber, experiments showed

that the optimum entrainment ratio was obtained by throat area ratio 18.75 at 100

kPa primary pressure and 80°C secondary temperature with ω = 1. Meanwhile, the

optimum expansion ratio was 2.1 and optimum coefficient of performance of

steam ejector refrigeration system was 0.98.

Keywords: waste heat, steam ejector refrigeration system, area ratio throat,

entrainment ratio


1

BAB I

PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang

Pesatnya perkembangan ilmu pengetahuan dan teknologi menyebabkan

perkembangan jenis dan jumlah industri meningkat dalam satu dekade terakhir

(Kementrian Keindustrian Republik Indonesia, 2015). Hal ini sebanding dengan

peningkatan konsumsi listrik di Indonesia yang cukup signifikan. Berdasarkan

data statistik Badan Pengkajian dan Penerapan Teknologi pada tahun 2012,

konsumsi listrik di Indonesia pada kurun waktu 2000 – 2012 mengalami

peningkatan rata – rata 6,2% per tahun. Menurut Cullen (2012), meningkatnya

konsumsi energi listrik berbanding lurus dengan peningkatan waste heat yang

disebabkan oleh inefficiency proses pembakaran dan heat transfer pada power

plant.

Waste heat adalah satu bentuk energi yang dihasilkan oleh panas sisa

dengan temperatur antara 80°C - 200°C (Chandra et. al., 2014). Menurut Clemens,

et. al (2016), waste heat dapat dihasilkan dari proses industri manufaktur, power

plant, dan gas buang kendaraan. Berdasarkan data U.S. Department of Energy,

sebanyak 20 – 50% energy losses pada proses manufaktur merupakan waste heat

dimana energi tersebut berpotensi untuk dimanfaatkan kembali. Berdasarkan

penelitian Richard Law (2015), pemanfaatan waste heat pada industri manufaktur

di Amerika Serikat dapat menghasilkan 14 TWh yang setara dengan 100 juta

poundsterling per tahun. Terkait potensi tersebut, waste heat dapat dimanfaatkan

sebagai sumber energi pada absorption chiller, electrical heat pump, absorption

heat pump, dan non mechanical refrigeration system (Hongyou Lu, 2016 dan

Chandra et. al., 2014).

Steam ejector refrigeration system merupakan salah satu non-mechanical

refrigeration system yang menjadi topik penelitian selama beberapa dekade

terakhir. Sistem pendinginan ini pertama kali dikembangkan oleh Le Blanc dan

Parson pada 1901. Steam ejector refrigeration system memiliki kesamaan dengan


2

sistem pendinginan konvensional yang menggunakan kompresor, namun pada

steam ejector refrigeration system fungsi kompresor digantikan dengan boiler dan

ejektor, Meyer (2008). Siklus refrijerasi ini menjadi menarik untuk diteliti karena

sistem ini tidak memiliki komponen yang bergerak (kecuali pompa) sehingga low

maintenance dan memiliki konstruksi yang sederhana. Keunggulan lainnya adalah

sistem ini lebih ramah lingkungan karena menggunakan air sebagai refrijeran dan

waste heat sebagai sumber energi utama (Chandra et. al., 2014).

Ejektor merupakan bagian vital dari steam ejector refrigeration system

oleh karena itu optimalisasi desain dan performa ejektor merupakan hal yang

sangat penting. Ejektor yang juga dikenal sebagai vacuum jet, jet pump,atau

thermo-compressor merupakan pumping device yang menggunakan efek venturi

untuk mengubah energi tekanan dari fluida primer menjadi energi kinetik (Zhu,

2013). Gambar 1 menampilkan skema ejektor konvensional. Sebuah ejektor terdiri

dari beberapa bagian antara lain: nozzle, suction chamber, mixing chamber dan

diffuser. Menurut Sriveerakul (2006), prinsip kerja ejektor yaitu panas

ditambahkan pada boiler sehingga menyebabkan air sebagai fluida kerja berubah

menjadi uap bertekanan dan bertemperatur tinggi (primary fluid). Uap tersebut

berekspansi melewati nozzle dan menghasilkan tekanan yang sangat rendah pada

kecepatan tinggi (supersonic velocity). Perbedaan tekanan antara ujung nozzle dan

evaporator menyebabkan air pada evaporator terhisap pada temperatur rendah dan

menghasilkan refrigeration effect. Air (secondary fluid) yang terhisap kemudian

bercampur dengan primary fluid pada mixing chamber ejektor pada tekanan

konstan. Campuran fluida berekspansi melewati diffuser dan mengalami kenaikan

tekanan serta penurunan kecepatan (subsonic velocity).


3

Gambar 1 Skema ejektor konvensional (Chen et. al., 2012).

Performa dari steam ejector refrigeration system bergantung pada proses

pencampuran antara primary fluid dan secondary fluid sehingga didapatkan nilai

entrainment ratio yang tinggi (Sriveerakul et. al., 2009). Entraiment ratio (ER)

adalah rasio pencampuran kedua fluida yang dinyatakan dalam perbandingan laju

aliran massa secondary fluid terhadap primary fluid (Chandra et. al., 2014).

Menurut Kong F. S., et. al., (2013), turbulensi pencampuran fluida,

compressibility effect, dan ketidakstabilan aliran merupakan permasalahan –

permasalahan yang sering terjadi pada ejektor. Terkait permasalahan tersebut,

peneliti sebelumnya telah melakukan penelitian terhadap parameter – parameter

yang dapat meningkatkan ER sebuah ejektor. Parameter – parameter tersebut

antara lain mass flow rate, critical back pressure, dan desain ejektor (Jia, 2011;

Kong F. S., et. al., 2013; Chunnanond K., et. al., 2003; Chen et. al., 1997).

Mass flow rate adalah laju aliran massa fluida kerja yang dipengaruhi oleh

masa jenis fluida, kecepatan aliran, dan luas penampang (Zhu, 2013). Berdasarkan

penelitian Chunnanond (2003), mass flow rate pada primary nozzle dipengaruhi

oleh operating condition dari boiler. Penurunan saturated pressure pada boiler

menyebabkan mass flow rate primary fluid menurun sehingga entrainment ratio

ejector meningkat. Pada penelitian yang sama, ukuran dari nozzle dapat

mempengaruhi mass flow rate primary fluid karena kecepatan primary fluid

sangat dipengaruhi oleh diameter ujung nozzle.

Critical back pressure pada ejektor dapat mempengaruhi COP dari steam

ejector refrigeration system secara signifikan (Chandra et. al., 2014 dan


4

Chunnanond K., et. al., 2003). Menurut Sriveerakul (2006), back pressure adalah

tekanan balik yang dipengaruhi oleh tekanan kerja kondenser dan evaporator.

Back pressure yang melebihi batas critical back pressure dapat menyebabkan

malfunction pada ejektor karena campuran kedua fluida mengalir kembali menuju

evaporator (Chunnanond K., et. al., 2003). Berdasarkan hasil penelitian yang

dilakukan oleh Sriveerakul, kenaikan pada tekanan evaporator dapat menaikkan

nilai critical back pressure. Sedangkan kenaikan tekanan kondenser berbanding

lurus dengan back pressure. Penelitian lainnya menunjukkan bahwa back pressure

ejektor dapat diatur dengan temperatur cooling-water pada kondenser (Chen,

1997).

Parameter terakhir yang mempengaruhi performa dari ejektor adalah

desain geometri ejektor (Jia, 2011; Yadav, et. al., 2008; dan Aphornratana, 1997).

Menurut Aphornratana, jarak nozzle terhadap mixing chamber (NXP) memiliki

pengaruh terhadap COP dari siklus refrijerasi ejektor. Hasil penelitian

menunjukkan semakin dekat jarak nozzle dengan mixing chamber maka akan

terjadi penurunan entrainment ratio. Hasil penelitian yang dilakukan oleh Yadav

(2008) menunjukkan bahwa projection ratio pada suction chamber, diameter

suction chamber, dan sudut konvergen pada suction chamber memiliki pengaruh

yang cukup signifikan terhadap entrainment ratio. Kenaikan projection ratio (PR)

dapat meningkatkan driving force pada suction chamber yang disertai dengan

kenaikan entrainment ratio. Namun apabila kenaikan PR melebihi 5, maka hal

tersebut tidak memberikan pengaruh terhadap performa ejektor karena

terbentuknya radial flow pada suction chamber. Bentuk geometri dari suction

chamber memiliki fenomena serupa dengan PR, dimana apabila bentuk dari

suction chamber melebihi nilai optimumnya akan terbentuk radial flow yang

menghambat driving force pada ujung primary nozzle.

Mixing chamber pada ejektor merupakan bagian ejektor yang penting

karena pada bagian konstan tersebut terdapat fenomena perubahan tekanan dan

kecepatan seiring pencampuran kedua fluida (Zhu, 2013). Sedangkan berdasarkan

studi literatur sebelumnya belum banyak peneliti yang membahas mengenai area

ratio throat pada mixing chamber. Oleh sebab perlu untuk diteliti pengaruh area


5

ratio throat pada mixing chamber terhadap entrainment ratio serta fenomena

aliran yang terjadi sepanjang ejektor.

1.2 Rumusan Masalah

Berdasarkan penjelasan di atas dapat dirumuskan masalah pada penelitian

ini, antara lain:

1. Bagaimanakah pengaruh tekanan dan temperatur kerja boiler dan

evaporator terhadap entrainment ratio dari steam ejector?

2. Bagaimanakah pengaruh area ratio throat pada mixing chamber terhadap

entrainment ratio dari steam ejector?

3. Bagaimanakah pengaruh expansion ratio dan area ratio throat pada

mixing chamber terhadap entrainment ratio dari steam ejector?

4. Bagaimanakah hubungan entrainment ratio terhadap coefficient of

performance dari steam ejector refrigeration system?

1.3 Tujuan Penelitian

Sesuai dengan rumusan masalah yang diajukan dalam penelitian ini, maka

tujuan dari penelitian ini adalah:

1. Mengetahui entrainment ratio maksimum dari variasi primary pressure

dan secondary temperature steam ejector.

2. Mengetahui entrainment ratio maksimum dari variasi area ratio throat

pada mixing chamber steam ejector.

3. Mengetahui entrainment ratio maksimum dari variasi area ratio throat

pada mixing chamber dan expansion ratio steam ejector.

4. Mengetahui coefficient of performance maksimum dari variasi area ratio

throat pada mixing chamber steam ejector.


6

1.4 Batasan Penelitian

Batasan-batasan yang ditentukan dalam melakukan eksperimen steam

ejector adalah :

1. Menggunakan fluida kerja air (R718) baik di boiler sebagai fluida primer

maupun evaporator sebagai fluida sekunder.

2. Primary fluid dikondisikan pada tekanan 100 kPa, 200 kPa, 300 kPa, dan

400 kPa.

3. Temperatur secondary fluid dikondisikan pada temperatur 50 °C, 60 °C,

70 °C, dan 80 °C.

4. Temperatur kerja kondensor dikondisikan pada temperatur 27oC.

5. Variasi area ratio throat pada mixing chamber menggunakan

perbandingan ukuran 6.25, 12.5, dan 18.75.

6. Menggunakan geometri steam ejector yang sudah ditentukan

7. Tidak memperhitungkan rugi – rugi gesekan dinding.

8. Tidak memperhitungkan pressure losses pada sambungan dan belokan.

9. Peneliti menggunakan referensi jurnal dalam melihat dan menganalisa

fenomena yang terjadi di dalam steam ejector.

1.5 Originalitas Penelitian

Penelitian serupa telah dilakukan sebelumnya oleh Dirix (1990), Bando et.

al (1990), dan Li, C., et al. (2011) mengenai pengaruh rasio panjang dan diameter

pada mixing chamber ejector. Penelitian ini memiliki originalitas penelitian bila

dibandingkan dengan penelitian terdahulu. Pada penelitian – penelitian

sebelumnya, tipe ejektor yang digunakan adalah multi – phase ejector sedangkan

pada penelitian ini digunakan ejektor tipe single phase ejector menggunakan

fluida kerja air (R718). Selain jenis ejektor yang berbeda, penelitian ini

menggunakan geometri ejektor yang berbeda dengan penelitian – penelitian

sebelumnya.


7

1.6 Manfaat Penelitian

1.6.1 Manfaat Teoritis

1. Hasil penelitian ini diharapkan dapat menambah ilmu pengetahuan tentang

pemanfaatan gas buang terhadap efisiensi energi dalam pengembangan

ilmu pengetahuan.

2. Menambah kajian ilmu yang mempelajari tentang pemanfaatan waste heat.

3. Mengetahui nilai efisiensi penggunaan steam ejector yang baik dengan

mengacu perbandingan length / diameter dari mixing chamber dan model

steam ejector yang sudah ditentukan oleh peneliti.

1.6.2 Manfaat Praktis

Dalam manfaat praktis terdapat tiga hal yaitu: manfaat bagi Universitas,

manfaat bagi peneliti, dan manfaat bagi pembaca atau peneliti selanjutnya.

1.6.2.1 Bagi Universitas Sanata Dharma

Penelitian ini diharapkan dapat menjadi sarana dalam mendukung

pencapaian visi dan misi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta, antara lain :

a. Menjadi penggali kebenaran yang unggul dan humanis demi terwujudnya

masyarakat yang semakin bermartabat.

b. Menciptakan masyarakat akademik Universitas yang mampu menghargai

kebebasan akademik serta otonomi keilmuan, mampu bekerja sama lintas

ilmu, dan mampu mengedepankan kedalaman dari pada keluasan wawasan

keilmuan dalam usaha menggali kebenaran lewat kegiatan pengajaran,

penelitian, dan pengabdian masyarakat.

c. Menghadirkan pencerahan yang mencerdaskan bagi masyarakat melalui

publikasi hasil kegiatan pengajaran, penelitian, dan pengabdian pada

masyarakat, pengembangan kerjasama dengan berbagai mitra yang

memiliki visi serta kepedulian sama, dan pemberdayaan para alumni

dalam pengembangan keterlibatan nyata di tengah masyarakat.


8

1.6.2.2 Bagi Peneliti

a. Penelitian ini dapat memperluas wawasan mengenai pemanfaatan energi

waste heat pembakaran terhadap efisiensi penggunakan energi untuk

menjaga kelestarian lingkungan sekitar.

b. Menambah wawasan tentang efisiensi energi sehingga dalam penggunaan

energi ketika di industri dapat mengimplementasikan ilmu pengetahuan

tentang efisiensi energi untuk mengurangi biaya maupun bahan.

c. Supaya peneliti dapat memperoleh gelar Sarjana Teknik Mesin setelah

melakukan penelitian ini.

1.6.2.3 Bagi Pembaca atau Peneliti Selanjutnya

Hasil penelitian ini diharapkan dapat digunakan sebagai referensi untuk

dapat diteliti lebih lanjut sehingga hasil dari penelitiannya lebih baik dari peneliti

terdahulu dan diharapkan penelitian ini dapat menjadi wawasan dan pengetahuan

mengenai steam ejector refrigeration system.


9

BAB II

LANDASAN TEORI

2.1 Tinjauan Pustaka

Mixing chamber memiliki efek yang signifikan pada pencampuran

primary fluid dan secondary fluid baik pada single phase ejector maupun gas –

liquid ejector (Li, C., et al., 2010). Berdasarkan beberapa penelitian terdahulu

ditemukan bahwa ejektor memiliki variasi bentuk geometri optimum berdasarkan

operating condition dan tipe ejektor (Li, C., et al., 2010; Dirix et. al., 1990; Bando

Y. et. al., 1990; dan Valle, J. G., et. al., 2011).

Penelitian yang dilakukan oleh Dirix (1990) mengenai “Mass transfer in

jet loop Reactors” mempelajari tentang pencampuran oksigen dari air dengan gas

nitrogen pada liquid – gas ejector. Hasil penelitian membuktikan bahwa penting

untuk mendesain ejektor yang sesuai dengan operating condition pada kedua

reaktor. Terkait dengan desain geometri, belum ditemukan perubahan entrainment

ratio yang signifikan pada variasi area ratio throat pada mixing chamber antara

nilai 2 sampai dengan 10. Pada penelitian lebih lanjut, Dirix menunjukkan bahwa

mass transfer pada seluruh sistem reaktor tergantung pada pola aliran di dalam

ejektor.

Bando et al. (1990) dengan jurnal yang berjudul “The characteristics of a

bubble column with a gas-suction type, simultaneous gas–liquid injection- nozzle”

menunjukkan peningkatan entrainment rate dari liquid – gas ejector sebanding

dengan peningkatan area ratio throat pada mixing chamber. Hasil penelitian

menunjukkan nilai optimum dari area ratio throat adalah 20 sampai dengan 30,

dimana entrainment rate mencapai niai maksimum dan akan turun pabila area

ratio throat melebihi 30.

Jurnal “Investigation of entrainment behavior and characteristics of gas-

liquid ejector based on CFD simulation” yang ditulis oleh Li, C., et al.

(2010),menunjukkan bahwa tekanan fluida primer dan tekanan fluida sekunder

mempengaruhi entrainment ratio pada gas – liquid ejektor. Selain tekanan

optimum, rasio panjang dan diameter mixing chamber juga memiliki pengaruh


10

yang cukup signifikan pada entrainment rate ejektor. Li (2011) membandingkan

nilai optimum area ratio throat pada single phase ejector dan double phase

ejector. Pada double phase ejector area ratio throat mixing chamber memiliki

nilai rasio optimum 1 sampai 2 sedangkan untuk single phase ejector 5 sampai 7.

2.2 Aplikasi Steam Ejector

Steam ejector pertama kali ditemukan oleh Le Blanc dan Parson pada

tahun 1901 dengan nama vacuum augmentor. Vacuum augmentor digunakan

sebagai perangkat untuk membuang gas - gas non-condensable dari kondenser

pada steam machine. Kemudian pada tahun 1918, Le blanc mematenkan nama

steam ejector sebagai perangkat sistem refrijerasi pada gedung – gedung besar dan

kereta api (Cardemill, J.M., 2012). Steam ejector refrigeration system merupakan

aplikasi dari ejektor yang paling sering ditemukan dan banyak menjadi bahan

penelitian. Sistem refrijerasi ini banyak diteliti karena ramah lingkungan, low

maintenance dan murah (Jia, Yan, et al., 2011). Seiring perkembangan industri,

ejektor juga banyak dijumpai pada industri kimia sebagai pompa untuk fluida

korosif dan debu. Selain itu ejektor dapat digunakan untuk mengektraksi likuid,

absorbsi gas - gas, stripping, fermentasi, hydrogenation, chlorination, dll. (Yadav,

et al., 2008).

Gambar 2.1 Aplikasi liquid – gas ejector pada proses klorinasi

(http://www.ipt.com.my/products-instrumentation-hydro.php)


http://www.ipt.com.my/products-instrumentation-hydro.php

11

Gambar 2.2 Aplikasi ejektor sebagai vacuum pump

(http://www.gdnash.com/classic_pumps_compressors/)

2.3 Pengertian dan Prinsip Kerja Steam Ejector

Ejektor merupakan pumping device yang menggunakan efek venturi untuk

mengubah energi tekanan dari primary fluid menjadi energi kinetik melewati

nozzle (Zhu, 2013). Waste heat dimanfaatkan oleh boiler untuk menghasilkan uap

bertekanan. Uap tersebut berekspansi melewati nozzle dan menghasilkan tekanan

yang sangat rendah pada kecepatan tinggi (supersonic velocity). Perbedaan

tekanan antara ujung nozzle dan evaporator menyebabkan air pada evaporator

terhisap pada temperatur rendah dan menghasilkan refrigeration effect. Air

(secondary fluid) yang terhisap kemudian bercampur dengan primary fluid pada

mixing chamber ejektor pada tekanan konstan. Campuran fluida berekpansi

melewati diffuser dan mengalami kenaikan tekanan serta penurunan kecepatan

(subsonic velocity). Gambar 2.3 menampilkan profil tekanan dan kecepatan di

dalam steam ejector.


http://www.gdnash.com/classic_pumps_compressors/

12

Gambar 2.3 Profil tekanan dan kecepatan aliran di dalam steam ejector

(Chunnanond, 2003).

Menurut Zhu (2013), steam ejector memiliki tiga mode operasi

berdasarkan karakteristik alirannya yaitu critical mode, subcritical mode, dan

back flow mode. Performa ejektor menurun secara linear ketika bekerja pada

kondisi subcritical dan back flow mode. Gambar 2.4 menampilkan grafik

performa ejektor berdasarkan operational modes.

Pada critical mode, aliran primary fluid berekspansi setelah melewati

nozzle dan menghasilkan aliran bertekanan sangat rendah dengan kecepatan tinggi

(supersonic velocity) pada suction chamber. Perbedaan tekanan antara ujung

nozzle dan evaporator menyebabkan air pada evaporator terhisap ke suction

chamber. Secondary fluid mengalami akselerasi aliran sampai pada sonic velocity.

Kondisi ini disebut sebagai choking. Pencampuran primary fluid dan secondary

fluid menyebabkan kecepatan aliran primary fluid melambat sedangkan kecepatan

aliran secondary fluid terus meningkat hingga supersonic velocity. Pada saat

campuran fluida memasuki area konstan (mixing chamber), aliran mengalami

shock wave karena tekanan yang tinggi dan menyebabkan compression effect.

Compression effect mengakibatkan aliran berubah dari supersonic velocity


13

menjadi subsonic velocity pada ujung mixing chamber. Perubahan kecepatan

aliran ini disebut sebagai choking, karena melewati batas sonic velocity.

Fenomena ini dikenal sebagai double choking, karena terjadi pada suction

chamber dan mixing chamber (Cardemil, 2012). Pada subcritical mode, aliran

tidak mencapai choking condition pada mixing chamber sehingga disebut single

choking.

Gambar 2.4 Grafik performa ejektor berdasarkan operational modes (Cardemil,

2012).

2.4 Bagian – bagian Steam Ejector

Secara umum steam ejector terdiri dari 4 bagian utama: nozzle, suction

chamber, mixing chamber / throat, dan diffuser seperti yang ditampilkan pada

gambar 2.5.

Gambar 2.5 Skema ejektor konvensional (Chandra, et al., 2014).


14

2.4.1 Nozzle

Nozzle merupakan bagian terkecil pada ejektor yang berfungsi untuk

mengonversi energi tekanan pada primary fluid menjadi energi kinetik. Pada

bagian ini, fluida akan mengalami shock wave sebagai akibat dari perubahan

tekanan dan kecepatan secara mendadak (Yinhai Zhu, 2013).

Gambar 2.6 Skema nozzle (Chandra, et al., 2014).

2.4.2 Suction Chamber

Suction chamber merupakan bagian inlet kedua fluida pada ejektor. Pada

bagian suction chamber, secondary fluid dari evaporator terhisap karena

compression effect yang dihasilkan oleh shock wave dari primary fluid. Pada

bagian ini, kedua fluida belum mengalami pencampuran (Yinhai Zhu 2013).

Gambar 2.7 Skema suction chamber (Chandra, et al., 2014).

2.4.3 Mixing Chamber

Bagian ini memiliki luasan area yang konstan, dimana terjadi

pencampuran kedua fluida bertekanan konstan pada subsonic velocity (Yadav et.

Nozzle


15

al., 2008). Dari beberapa penelitian sebelumnya, bagian mixing chamber

mempengaruhi entrainment ratio sebuah sistem (Dirix et. al., 1990).

Gambar 2.8 Skema mixing chamber (Chandra, et al., 2014).

2.4.4 Diffuser

Diffuser merupakan bagian outlet dari ejektor yang berfungsi untuk

meningkatkan tekanan. Fluida yang mengalir di bagian ini adalah aliran campuran

dari energi kinetik diubah menjadi energi tekan, sehingga membuat kecepatan dari

aliran akan berkurang dan tekanan akan bertambah (Sriveerakul T., et. al., 2006).

Gambar 2.9 Skema diffuser (Chandra, et al., 2014).

2.5 Tipe-tipe Steam Ejector Refrigeration System

Menurut Jianyong Chen et. al. (2015), steam ejector refrigeration system

diklasifikasikan menjadi tiga yaitu: conventional ejector refrigeration system

(CERS), Advanced Ejector Refrigeration System, dan Combined Steam Ejector

Refrigeration System.


16

2.5.1 Conventional Ejector Refrigeration System (CERS)

Gambar 2.10 menunjukan sistem refrijerasi konvensional dan diagram P-h

dengan dua model ejector yang digunakan dalam teknologi refrijerasi, yaitu:

model konstan area pencampuran dan model konstan tekanan pencampuran.

Secara umum sistem tersebut mempunyai penggunaan energi yang kecil (Qg) yang

disalurkan di generator untuk penguapan. Tekanan tinggi yang dihasilkan oleh

generator (primary flow) dan tekanan rendah dari evaporator (secondary flow)

masuk ke ejector. Pencampuran dari kedua fluida mengalami perubahan tekanan

dan kecepatan pada mixing chamber, kemudian masuk menuju ke kondensor

untuk proses pelepasan panas ke lingkungan (Qc). Fluida yang terkondensasi akan

dipompakan ke generator dan sisa uap akan masuk ke katub ekspansi lalu

disalurkan ke evaporator (Jianyong, et. Al., 2015).

Gambar 2.10 (a) Conventional Ejector Refrigeration System (CERS) dan

(b) P-h Diagram (Chen J., et. Al., 2014).

Conventional ejector refrigeration system (CERS) telah diteliti selama

kurun waktu 100 tahun terakhir dan menjadi topik yang menarik sampai sekarang.

Fenomena dari aliran yang ada di ejector juga belum terpecahkan dan desain dari

geometri ejector juga tidak mudah untuk dipastikan. Hal ini disebabkan performa

dari ejector mempunyai banyak faktor yang mempengaruhi, yaitu fluida kerja,

dimensi ejector, kondisi pengoperasian terutama temperatur. Meskipun CERS

menkonsumsi listrik dalam jumlah yang sangat sedikit, CERS mempunyai


17

kekurangan ketika dibandingkan dengan absorption refrigeration system yaitu

mempunyai COP yang rendah dan sulit untuk digunakan di berbeda kondisi

pengoperasian (Chen J., et. Al., 2014).

2.5.2 Advanced Ejector Refrigeration System

Dalam menyikapi CERS yang mempunyai nilai COP yang rendah, banyak

peneliti mencoba untuk mencari Advanced Ejector Refrigeration System yang

mempunyai nilai COP yang tinggi dalam simulasi dan eksperimen. Cara untuk

memperoleh nilai COP yang tinggi dengan mengubah konfigurasi / struktur dari

ejector, menggunakan multi-stage ejector, tidak menggunakan pompa mekanik

dalam pengoperasian sistem, dan menggunakan regenerasi dan/atau pre-cooler

(Chen J., et. al., 2014). Dalam Gambar 2.11 ditampilkan sistem refrijerasi pada

multi stage ejector refrigeration system.

Gambar 2.11 Dua tingkat sistem refrigerasi (a) Konfigurasi ejector;

(b) Skema sistem; (c) P-h Diagram (Chen J., et. al., 2014).

2.5.3 Combined Steam Ejector Refrigeration System

Ejector juga dapat di kombinasikan dengan tipe sistem refrijerasi yang lain

contohnya: vapor compression refrigeration system, absorption system dan


18

absorbtion system, heat pipe and power generation system. Dalam penggunaan

combined steam ejector refrigeration system digunakan khusus pada

kondisilingkungan tertentu agar tercapai efisiensi yang baik (Chen J., et. al.,

2014).

Gambar 2.12 Combined Steam Ejector Refrigeration System (Chen J., et. al.,

2014).

2.5 Definisi Fluida

Fluida adalah zat – zat yang mampu mengalir dan yang menyesuaikan diri

dengan bentuk wadah tempatnya. Bila berada dalam keseimbangan, fluida tidak

dapat menahan gaya tangensial atau gaya geser. Semua fluida memiliki suatu

derajat kompresibilitas dan memberikan tahanan kecil terhadap perubahan bentuk.

(Ranald V. Giles, 1986).

2.6 Teori Dasar Fluida

Dari sudut pandang mekanika fluida, semua zat diklasifikasikan menjadi

dua bentuk, padat dan fluida. Perbedaan teknis antara kedua zat terletak pada

reaksinya terhadap gaya geser maupun tangensial yang diberikan. Zat padat dapat

menahan tegangan geser dengan bentuk deformasi statis, sedangkan fluida


19

meneruskan gaya tersebut kedalam bentuk energi kinetik / gerak (Frank M. White,

1998).

Fluida diklasifikasikan secara umum kedalam dua bentuk yaitu likuid dan

gas. Perbedaan antara kedua bentuk fluida tersebut terletak pada reaksi setiap jenis

terhadap gaya yang diberikan. Likuid tersusun dari molekul – molekul yang

berikatan secara berdekatan serta memiliki gaya kohesif yang kuat. Gaya kohesif

tersebut menyebabkan likuid cenderung mempertahankan volume dan bentuk

yang mengikuti wadahnya. Sedangkan fluida gas memiliki jarak molekul yang

renggang dan memiliki gaya kohesif yang sangat lemah, sehingga gas bebas untuk

berekspansi. Sifat kedua jenis tersebut kemudian dikenal sebagai compressible

and incompressible. Karena fluida tidak mampu menahan gaya geser maupun

tangensial, maka gaya yang diberikan pada suatu fluida akan diteruskan pada

dinding – dinding wadah / vessel ke segala arah. Kondisi ini dikenal dengan

hydrostatic condition.

Fluida merupakan kumpulan dari molekul – molekul, dimana gas memiliki

jarak antar molekul yang sangat renggang, dan likuid memiliki jarak antar

molekul yang lebih dekat. Jarak antar molekul jauh lebih besar daripada besar

diameter molekul tersebut. Molekul - molekul pada fluida tidak diam pada satu

kondisi namun cenderung bergerak satu sama lain. Gambar 2.13 menunjukkan

ilustrasi bentuk molekul pada gas dan likuid.

Gambar 2.13 Ilustrasi perbedaan molekul pada likuid dan gas.

[http://sciencelearn.org.nz/Science-Stories/Strange-Liquids/States-of-matter]


http://sciencelearn.org.nz/Science-Stories/Strange-Liquids/States-of-matter

20

2.6.1 Sifat – sifat Fluida Likuid

Menurut Triatmodjo (2014), secara umum fluida likuid memiliki beberapa

sifat – sifat utama antara lain:

a. Apabila ruangan lebih besar dari volume zat cair, akan terbentuk

permukaan bebas horizontal yang berhubungan dengan atmosfer.

b. Mempunyai rapat massa dan berat jenis.

c. Dapat dianggap tidak termampatkan (incompressible).

d. Mempunyai viskositas (kekentalan).

e. Mempunyai kohesi, adhesi, dan tegangan permukaan.

2.6.1.1 Rapat Massa

Kerapatan sebuah fluida, dilambangkan dengan huruf Yunani ρ,

didefinisikan sebagai massa fluida (m) per satuan volume (v) dan dapat

dinyatakan dengan persamaan (1.1). Kerapatan biasanya digunakan untuk

mengkarakteristikkan massa sebuah sistem fluida. Dalam sistem SI Unit

(International System of Unit) kerapatan, ρ mempunyai satuan kg/m3 (White,

1998)

V

m (2.1)

Kerapatan dapat bervariasi cukup besar pada suatu fluida. Kerapatan gas

sangat dipengaruhi tekanan dan temperaturnya, sementara pada zat cair variasi

tekanan dan temperatur umumnya hanya memberikan pengaruh kecil terhadap

nilai ρ (Harinaldi, 2015).


21

Gambar 2.14 Pengaruh temperatur terhadap rapat massa air (Munson et. al, 2009).

2.7.1.2 Berat Jenis dan Rapat Relatif

Berat jenis yang diberi notasi γ (gamma) adalah berat benda tiap satuan

volume pada temperatur dan tekanan tertentu. Berat suatu benda adalah hasil kali

antara massa dan percepatan gravitasi. Terdapat hubungan antara berat dan rapat

massa dalam persamaan berikut:

g (2.2)

dengan:

γ : berat jenis (N/m3 untuk satuan SI atau kgf/m

3 untuk satuan MKS).

ρ : rapat massa (kg/m3 untuk satuan SI atau kgm/m

3 untuk satuan MKS).

g : percepatan gravitasi, 9.801 (m/s2).

Berat jenis air pada 4 °C dan pada tekanan atmosfer adalah 9,81 kN/m3

atau 1000 kgf/m3 atau 1 ton/m

3.

Rapat relatif didefinisikan sebagai perbandingan antara rapat massa suatu

zat dan rapat massa air. Karena g maka rapat relative dapat juga

didefinisikan sebagai perbandingan antara berat jenis suatu zat dan berat jenis air

pada 4°C dan tekanan atmosfer. Bilangan ini tidak berdimensi dan diberi notasi S,


22

air

zatcair

air

zatcairS

(2.3)

Perubahan rapat massa dan berat jenis zat cair terhadap temperatur dan

tekanan adalah sangat kecil sehingga dalam praktek perubahan tersebut diabaikan.

Pada Tabel 2.1 ditampilkan beberapa sifat air pada tekanan atmosfer dan pada

beberapa temperatur (White, 1998).

Tabel 2.1 Sifat – sifat air pada tekanan atmosfer (Triatmodjo, 2014).

Suhu,

°C

Rapat

massa, ρ

(kg/m3)

Viskositas

Dinamik, µ

(Nd/m2)

Viskositas

Kinematik,

ν (m2/s)

Tegangan

Permukaan,

σ (N/m)

Modulus

Elastisitas,

K (MN/m2)

0 999,9 1,792 x 10-3

1,792 x 10-6

7,56 x 10-2

2040

5 1000 1,519 1,519 7,54 2060

10 999,7 1,308 1,308 7,48 2110

20 998,2 1,005 1,007 7,36 2200

30 995,7 0,801 0,804 7,18 2230

40 992,2 0,656 0,661 7,01 2270

50 988,1 0,549 0,556 6,82 2300

60 983,2 0,469 0,477 6,68 2280

70 977,8 0,406 0,415 6,50 2250

80 971,8 0,357 0,367 6,30 2210

90 965,3 0,317 0,328 6,12 2160

100 958,4 0,284 x 10-3

0,296 x 10-6

5,94 2070

2.7.1.3 Hukum Gas Ideal

Gas – gas sangat mudah dimampatkan dibandingkan dengan zat cair,

dimana perubahan kerapatan gas berhubungan langsung dengan perubahan

tekanan dan temperatur melalui persamaan 2.4.

RTp (2.4)


23

dimana p adalah tekanan mutlak, ρ kerapatan, T temperatur mutlak dan R adalah

konstanta gas. Persamaan 2.4 biasanya disebut sebagai hukum gas ideal atau gas

sempurna, atau persamaan keadaan gas ideal. Perilaku ini diketahui sangat

mendekati perliaku gas – gas riil di bawah kondisi yang normal apabila gas – gas

tersebut tidak mendekati keadaan pencairannya (Munson et. al, 2009).

Tekanan dalam sebuah fluida dalam keadaan diam didefinisikan sebagai

gaya normal per satuan luas yang diberikan pada sebuah permukaan bidang (nyata

atau semu) yang terendam dalam fluida dan terbentuk dari tumbukan permukaan

tersebut dengan molekul – molekul fluida. Tekanan mempunyai dimensi FL-2

, dan

dalam satuan BG dinyatakan sebagai lb/ft2 (psf) pascal, disingkat Pa dan tekanan

biasanya dinyatakan dalam pascal. Tekanan dalam hukum gas ideal harus

dinyatakan dalam mutlak, yang berarti bahwa tekanan tersebut diukur relatif

terhadap tekanan nol mutlak. Tekanan atmosfer standar pada permukaan laut

(menurut kesepakatan internasional) adalah 14,696 psi (abs) atau masing – masing

menjadi 14,7 psi dan 101 kPa (Munson et. al, 2009).

2.7.1.4 Viskositas

Kekentalan adalah sifat dari zat cair untuk melawan tegangan geser pada

waktu bergerak / mengalir. Kekentalan disebabkan karena kohesi antara partikel

fluida. Fluida ideal tidak mempunyai kekentalan. Fluida kental, seperti sirup atau

oli, mempunyai nilai viskositas yang besar. Sedangkan pada fluida encer, seperti

air, mempunyai nilai viskositas yang kecil (Munson et. al, 2009).

Gambar 2.16 menunjukkan zat cair yang terletak diantara dua plat sejajar

yang berjarak sangat kecil Y. Plat bagian bawah pada posisi diam sedangkan plat

atas bergerak dengan kecepatan U. Partikel fluida yang bersinggungan dengan plat

yang bergerak mempunyai kecepatan yang sama dengan plat tersebut. Tegangan

geser antara dua lapis zat cair adalah sebanding dengan gradient kecepatan dalam

arah tegak lurus dengan gerak (du/dy).

dy

du (2.5)


24

Gambar 2.15 Deformasi zat cair (www.princeton.edu)

dengan µ (mu) adalah kekentalan dinamik (Nd/m2) dan τ (tau) adalah tegangan

geser (N/m2). Zat cair yang mempunyai hubungan linier antara tegangan geser dan

gradient kecepatan disebut dengan fluida Newtonian. Pada fluida ideal, tegangan

geser adalah nol dan kurvanya berhimpit dengan absis. Untuk fluida non-

newtonian, tegangan geser tidak berbanding lurus dengan gradient kecepatan

(Munson et. al, 2009).

Gambar 2.16 Hubungan antara tegangan geser dan gradien kecepatan (Munson et.

al, 2009).

Sangat sering dalam persoalan aliran fluida, viskositas muncul dalam

bentuk yang dikombinasikan dengan kerapatan sebagai:

(2.6)


http://www.princeton.edu/

25

Perbandingan ini disebut sebagai viskositas kinematik dan dilambangkan

dengan huruf Yunani ν (nu). Dimensi dari viskositas kinematik adalah L2/T, dan

satuannya dalam sistem SI adalah m2/s. Nilai viskositas kinematik untuk beberapa

zat cair dan gas yang umum diberikan dalam Tabel 2.1 dan grafik – grafik yang

menunjukkan variasi viskositas dinamik dan kinematik terhadap temperatur untuk

berbagai fluida juga diberikan pada Gambar 2.17.

Grafik 2.17 Viskositas kinematik untuk fluida yang sering digunakan (Munson et.

al, 2009).

2.7.1.5 Tekanan Uap

Dari ilmu termodinamika diketahui bahwa fludia dapat berubah fase dari

cari menjadi gas yang dikenal sebagai proses penguapan. Peristiwa penguapan

yang mudah diamati adalah jika cairan dalam sebuah bejana terbuka dipanaskan.

Akibat tambahan energi dari pemanasan molekul cairan di permukaan mempunyai

cukup momentum untuk mengatasi gaya kohesi antar molekul dan melepaskan

diri ke atmosfer. Seandainya bejana ditutup dengan sedikit ruang di atas

permukaannya dan ruang ini kemudian divakumkan, maka tekanan akan terbentuk


26

di atas permukaannya dan ruangan ini kemudian divakumkan, maka molekul yang

terus melepaskan diri sampai suatu kondisi kesetimbangan tercapai. Saat

setimbang, jumlah molekul yang meninggalkan permukaan sama dengan

jumlahnya yang masuk kembali ke dalam cairan. Uap tersebut dikatakan telah

jenuh dan tekanan yang terbentuk disebut tekanan uap (dilambangkan pv). Karena

pembentukan tekanan uap sangat berkaitan dengan aktivitas molekuler, nilai dari

tekanan uap untuk suatu zat cair tertentu tergantung pada temperatur (Harinaldi,

2015).

Alasan penting untuk meninjau tekanan uap adalah karena dari berbagai

pengamatan di dalam fluida yang sedang mengalir kerap terbentuk gelembung uap

di dalam massa fluida. Hal ini dapat terjadi ketika tekanan mutlak di dalam fluida

mencapai tekanan uapnya. Misalnya fenomena ini mungkin terjadi pada aliran

yang melalui saluran yang tidak menentu, mengecil (nozzle), pada sebuah katup

atau pompa dimana tekanan yang terbentuk sangat rendah sampai mencapai

tekanan uapnya. Apabila gelembung – gelembung tersebut terseret kedalam

daerah yang bertekanan lebih tinggi, gelembung – gelembung tersebut akan pecah

dengan intensitas yang cukup tinggi dan dapat menyebabkan kerusakan struktur.

Pembentukan yang dilanjutkan dengan pecahnya gelembung uap di dalam fluida

mengalir yang disebut kavitasi ini meruakan fenomena aliran fluida yang sangat

penting dalam sistem fluida. Gambar 2.19 menampilkan profil tekanan dan

kavitasi pada daerah yang memiliki variabel area (Munson et. al, 2009).


27

Gambar 2.18 Variasi tekanan dan pengaruh kavitasi pada pipa dengan variabel

penampang (Munson et. al, 2009).

2.7.2 Statika Fluida

Konsep statika fluida mendasari banyak sistem fluida, terutama sistem

yang bekerja berdasarkan prinsip hidrostatik, misalnya pada peralatan – peralatan

hidrolik. Menurut prinsip hidrostatik energi dipindahkan melalui fludia tertutup

oleh tekanan yang diberikan oleh sebuah gaya pada fluida tersebut (Harinaldi,

2015).

2.7.2.1 Tekanan Hidrostatik

Tekanan hidrostatik dapat didefinisikan sebagai tekanan yang terjadi pada

massa fluida static (yang diam) akibat pengaruh gaya gravitasi. Dengan demikian

tekanan hidrostatik dapat dianggap terjadi akibat bekerjanya gaya berat suatu

kolom fluida. Tekanan hidrostatik fluida bergantung pada kedalaman (ketinggian)

kolom fluida dari permukaan, kerapatan dan percepatan gravitasi yang

dirumuskan dengan persamaan:

ghph (2.7)


28

dimana ph adalah tekanan hidrostatik (N/m2 atau Pa), ρ adalah kerapatan fluida

(kg/m3), g adalah percepatan gravitasi (m/s

2), dan h adalah kedalaman fluida (m)


2.7.2.2 Tekanan Mutlak dan Tekanan Pengukuran

Tekanan fluida merupakan suatu karakteristik penting dalam sebuah

sistem fluida sehingga banyak sekali instrument dan teknik - teknik yang

digunakan untuk mengukurnya. Tekanan pada sebuah titik dalam massa fluida

dapat dinyatakan dengan tekanan mutlak (absolute pressure) atau tekanan

pengukuran (gauge pressure) (Harinaldi, 2015).

Tekanan mutlak selalu bernilai positif karena diukur relatif terhadap

keadaan hampa udara sempurna tanpa tekanan (tekanan nol mutlak). Sedangkan

tekanan pengukuran diukur relatif terhadap tekanan atmosfer setempat. Jadi,

tekanan pengukuran nol sama dengan tekanan atmosfer setempat, sedangkan

pengukuran bernilai positif jika besarnya diatas tekanan atmosfer dan negatif jika

di bawah tekanan atmosfer (Harinaldi, 2015). Gambar 2.19 memperlihatkan

representasi grafik konsep tekanan mutlak dan tekanan pengukuran.

Gambar 2.19 Tekanan mutlak dan tekanan pengukuran (Munson et. al, 2009).


29

2.7.2.3 Peralatan Pengukur Tekanan Mekanik

Manometer sangat banyak digunakan, namun alat ukur tekanan ini tidak

cocok untuk mengukur tekanan – tekanan yang sangat tinggi, atau tekanan –

tekanan yang berubah sangat cepat menurut waktu. Tambahan lagi manometer

memerlukan pengukuran satu atau lebih ketinggian kolom, yang meskipun tidak

terlalu sulit, namun sangat memakan waktu. Untuk mengatasi beberapa masalah

tersebut banyak jenis lain instrumen pengukur tekanan telah dikembangkan.

Kebanyakan alat ini memanfaatkan prinsip bahwa jika suatu tekanan bekerja pada

sebuah struktur yang elastis, struktur itu akan berdeformasi, dan deformasi ini

dapat dikaitkan dengan besarnya tekanan (Munson et. al, 2009).

Tabung bourdon (bourdon gauge) merupakan alat ukur tekanan mekanik

seperti yang diilustrasikan pada Gambar 2.20. Elemen mekanik yang paling

penting pada alat ukur ini adalah tabung berongga lengkung elastis (tabung

bourdon) yang dihubungkan dengan sumber tekanan. Dengan meningkatnya

tekanan di dalam, maka tabung akan cenderung menjadi lurus, dan meskipun

deformasinya kecil, hal tersebut dapat diubah menjadi gerakan dari sebuah

penunjuk pada sebuah skala ukur seperti yang diilustrasikan. Karena yang

menyebabkan pergerakan dari tabung adalah perbedaan tekanan antara tekanan di

luar tabung (tekanan atmosfer) dengan tekanan di dalam, maka tekanan yang

ditunjukkan adalah tekanan pengukuran (gauge pressure).

Gambar 2.20 Pengukur tekanan Bourdon (Munson et. al, 2009).


30

Gambar 2.21 Cara kerja tabung Bourdon (White, 1998).

2.7.3 Kinematika Fluida

Dalam aplikasi bidang teknik yang berkaitan dengan sistem fluida,

umumnya fluida yang terlibat berada dalam keadaan bergerak atau lebih dikenal

dengan istilah “mengalir”. Kinematika fluida mempelajari berbagai aspek gerakan

fluida tanpa meninjau gaya – gaya yang diperlukan untuk menghasilkan gerakan

tersebut. Kajian kinematika dari gerakan tersebut meliputi kecepatan, percepatan

medan aliran serta penggambaran dan visualisasi gerakan tersebut. Pemahaman

tentang kinematika aliran fluida merupakan dasar penting untuk memahami

dinamika fluida (Harinaldi, 2015).

2.7.3.1 Aliran Invisid dan Viskos

Aliran invisid adalah aliran dimana kekentalan zat cair, µ, dianggap nol

(zat cair ideal). Sebenarnya zat cair dengan kekentalan nol tidak ada di alam,

tetapi dengan anggapan tersebut akan sangat menyederhanakan permasalahan

yang sangat kompleks dalam hidarulika. Karena zat cair tidak mempunyai

kekentalan maka tidak terjadi tegangan geser antara partikel zat cair dan antara zat

cair dan bidang batas. Pada kondisi tertentu, anggapan bahwa µ = 0 dapat diterima

untuk zat cair dengan kekentalan kecil seperti air (Bambang Triatmodjo, 2014).

Aliran viskos adalah aliran di mana kekentalan diperhitungkan (zat cair

riil). Keadaan ini menyebabkan timbulnya tegangan geser antara partikel zat cair

yang bergerak dengan kecepatan berbeda. Apabila zat cair riil mengalir melalui


31

bidang batas yang diam, zat cair yang berhubungan langsung dengan bidang batas

tersebut akan mempunyai kecepatan nol. Kecepatan zat cair akan bertambah

sesuai dengan jarak dari bidang tersebut. Apabila medan aliran sangat

dalam/lebar, di luar suatu jarak tertentu dari bidang batas, aliran tidak lagi

dipengaruhi oleh hambatan bidang batas. Pada daerah tersebut kecepatan aliran

hampir seragam (fully developed velocity). Gambar 2.22 menampilkan aliran

viskos dengan kecepatan seragam (fully developed velocity).

Gambar 2.22 Aliran viskos dengan kecepatan seragam (Munson et. al, 2009).

2.7.3.2 Aliran Tunak dan Tak-tunak

Aliran tunak (steady flow) terjadi jika kecepatannya tidak terpengaruh oleh

perubahan waktu. Dengan demikian jika ditinjau pada titik yang sama, kecepatan

aliran selalu konstan dari waktu ke waktu. Secara matematika kondisi aliran tunak

ini dapat dinyatakan dengan:

0

t

V

(2.8)

Sedangkan aliran tak-tunak (unsteady flow) terjadi jika kecepatannya

terpengaruh oleh perubahan waktu. Dengan demikian jika ditinjau pada titik yang

sama, kecepatan aliran berubah-ubah dari waktu ke waktu. Secara matematika

kondisi aliran tunak ini dapat dinyatakan dengan:

0

t

V

(2.9)


32

2.7.3.3 Aliran Seragam dan Tak Seragam

Aliran seragam (uniform flow) terjadi jika kecepatannya tidak terpengaruhi

oleh perubahan tempat. Dengan demikian jika ditinjau pada waktu yang sama,

kecepatan aliran selalu sama di seluruh titik. Jika s mewakili koordinat aliran,

secara matematika kondisi aliran seragam ini dapat dinyatakan dengan:

0

s

V

(2.10)

Aliran tak seragam (non-uniform flow) terjadi jika kecepatannya

terpengaruhi oleh perubahan tempat. Dengan demikian jika ditinjau pada waktu

yang sama, kecepatan aliran tidak selalu sama di seluruh titik. Secara matematika

kondisi aliran tak seragam ini dapat dinyatakan dengan:

0

s

V

(2.11)

2.7.3.4 Aliran Kompresibel dan Tak Kompresibel

Semua fluida (termasuk zat cair) adalah kompresibel sehingga rapat

massanya berubah dengan perubahan tekanan. Pada aliran mantap dengan

perubahan rapat massa kecil, sering dilakukan penyederhanaan dengan

menganggap bawah zat cair adalah tak kompresibel dan rapat massa adalah

konstan. Oleh karena zat cair mempunyai kemampatan yang sangat kecil, maka

dalam analisis aliran mantap sering dilakukan anggapan zat cair tak kompresibel.

Tetapi pada aliran tak mantap melalui pipa di mana bisa terjadi perubahan tekanan

yang sangat besar, maka kompresibilitas zat cair harus diperhitungkan.

2.7.3.5 Aliran Laminer dan Turbulen

Aliran viskos dapat dibedakan menjadi dua tipe yaitu aliran laminar dan

turbulen. Dalam aliran laminar, partikel – partikel zat cair bergerak teratur

mengikuti lintasan yang saling sejajar. Aliran ini terjadi apabila kecepatan kecil

dan/atau kekentalan besar (White, 1998).


33

Kekentalan memiliki pengaruh yang singnifikan untuk meredam gangguan

yang dapat menyebabkan aliran menjadi turbulen. Dengan berkurangnya

kekentalan dan bertambahnya kecepatan aliran maka daya redam terhadap

gangguan akan berkurang, yang sampai pada suatu batas tertentu akan

menyebabkan terjadinya perubahan aliran dari laminar ke turbulen.

Pada aliran turbulen, gerak partikel – partikel zat cair tidak teratur. Aliran

ini terjadi apabila kecepatan besar dan kekentalan zat cair kecil. Dalam Gambar

2.23 ditampilkan profil aliran laminar dan turbulen suatu fluida berdasarkan

percobaan yang dilakukan oleh Osborne Reynolds (Munson et. al, 2009).

Gambar 2.23 Ilustrasi tipe aliran fluida viskos (Munson et. al, 2009).

Percobaan yang dilakukan oleh Osborne Reynolds menunjukkan sifat –

sifat aliran laminar dan turbulen. Reynolds menunjukkan bahwa untuk kecepatan

aliran yang kecil di dalam pipa kaca, zat warna akan mengalir dalam satu garis

lurus seperti benang yang sejajar dengan sumbu pipa. Apabila kecepatan aliran

bertambah besar, benang warna mulai bergelombang dan akhirnya pecah dan

menyebar pada seluruh aliran di dalam pipa.

Menurut Reynolds, ada tiga faktor yang mempengaruhi keadaan aliran

yaitu kekentalan zat cair µ (mu), rapat massa zait cair ρ (rho), dan diameter pipa

D. Hubungan antara µ, ρ, dan D yang mempunyai dimensi sama dengan kecepatan

adalah µ / ρD (White, 1998).


34

Reynolds menunjukkan bahwa aliran dapat diklasifikasikan berdasarkan

suatu angka tertentu. Angka tersebut diturunkan dengan membagi kecepatan

aliran di dalam pipa dengan nilai µ / ρD, yang disebut dengan Reynolds Number

(Re). Reynolds Number mempunyai bentuk:

VDRe (2.12)

dengan ν (nu) adalah kekentalan kinematik. Dari percobaan yang dilakukan untuk

aliran air melalui pipa, Reynolds menetapkan untuk angka Reynolds di bawah

2000, gangguan aliran dapat diredam oleh zat cair, dan aliran pada kondisi

tersebut adalah laminar. Aliran akan turbulen apabila angka Reynolds lebih besar

dari 4.000. Apabila angka Reynolds berada di antara kedua nilai tersebut (2000 <

Re < 4000), maka aliran disebut transisi. Angka Reynolds pada kedua nilai diatas

(Re = 2000 dan Re = 4000) disebut dengan batas kritis bawah dan atas. Gambar

2.25 menunjukkan perbandingan profil kecepatan aliran laminar dan turbulen di

dalam sebuah pipa (Munson et. al, 2009).

Gambar 2.24 Perbedaan aliran laminar dan turbulen pada pipa (a) laminar (b)

turbulen (White, 1998).

2.7.3.6 Debit Aliran

Jumlah zat cair yang mengalir melalui tampang lintang aliran tiap satu

satuan waktu disebut aliran dan diberi notasi Q. Debit aliran biasanya diukur


35

dalam volume zat cair tiap satuan waktu, sehingga satuannya adalah meter kubik

per detik (m3/s) (Triatmodjo, 2014).

Di dalam zat cair ideal, dimana tidak terjadi gesekan, kecepatan aliran V

adalah sama di setiap titik pada tampang lintang. Apabila tampang aliran tegak

lurus dengan arah aliran, maka debit aliran dapat dirumuskan:

Q = A v (2.13)

dimana A adalah luas penampang bidang (m2) yang dilewati oleh aliran fluida,

dan v adalah kecepatan aliran (m/s).

2.7.3.7 Laju Aliran Massa

Laju aliran massa adalah jumlah massa suatu zat cair yang mengalir

melalui tampang lintang aliran tiap satuan waktu. Laju aliran massa diberi notasi

m dengan satuan SI (kg/s) (Munson et. al, 2009). Laju aliran massa dari sebuah

sisi keluar diberikan oleh debit aliran pada suatu nilai kerapatan fluida yang

dinyatakan dengan persamaan:

Qm (2.14)

2.7.3.8 Tekanan Dinamik

Tekanan dinamik adalah tekanan yang dihasilkan oleh energi kinetik per

unit volume suatu fluida (Munson et. al, 2009) yang dapat dirumuskan sebagai:

2

2vPd

(2.15)

2.7.4 Persamaan Kontinuitas (Hukum Konservasi Massa)

Apabila zat cair tak kompresibel mengalir secara kontinyu melalui pipa

atau saluran terbuka, dengan tampang aliran konstan ataupun tidak konstan, maka

volume zat cair yang lewat tiap satuan waktu adalah sama di semua tampang.

Keadaan ini disebut dengan hukum kontinuitas aliran zat cair (Triatmodjo, 2014).


36

Tabung pada Gambar 2.26 menampilkan aliran satu dimensi dan steady,

dengan kecepatan rata – rata v dan tampang aliran A. Aliran tersebut mengalir

dari titik 1 pada v1 dan A1, ke titik 2 pada v2 dan A2.

Gambar 2.25 Tabung aliran untuk menurunkan persamaan kontinuitas

(Triatmodjo, 2014).

Volume zat cair yang masuk melalui tampang 1 tiap satuan waktu: V1 dA1

Volume zat cair yang keluar dari tampang 2 tiap satuan waktu: V2 dA2.

Oleh karena tidak ada zat cair yang hilang di dalam tabung aliran, maka:

2211 dAvdAv (2.16)

atau

.21 constQQ (2.17)

atau

.21 constmm (2.18)

Persamaan 4.1 dan 4.2 disebut dengan persamaan kontinuitas untuk zat

cair incompressible. Apabila pipa bercabang seperti yang ditunjukkan dalam

Gambar 2.26, berdasarkan persamaan kontinuitas, debit aliran yang menuju titik

cabang harus sama dengan debit yang meninggalkan titik tersebut.


37

Gambar 2.26 Persamaan kontinuitas pada pipa bercabang (Triatmodjo, 2014).

321 QQQ (2.19)

atau

321 mmm (2.20)

2.7.5 Persamaan Bernoulli

Penurunan persamaan Bernoulli untuk aliran sepanjang garis arus

didasarkan pada hukum II Newton tentang gerak ( maF ). Persamaan ini

diturunkan berdasarkan anggapan sebagai berikut:

a. Zat cair adalah ideal, jadi tidak mempunyai kekentalan (kehilangan energi

akibat gesekan adalah nol).

b. Zat cair adalah homogen dan tidak termampatkan (rapat massa zat cair

adalah konstan).

c. Aliran adalah kontinyu dan sepanjang garis arus.

d. Kecepatan aliran merata dalam suatu penampang.

e. Gaya yang bekerja hanya gaya berat dan tekanan.

Persamaan Bernoulli dapat dituliskan sebagai berikut:

CV

zp 2

2

(2.21)


38

Persamaan Bernoulli menyatakan bahwa jumlah dari tekanan piezometric

(p+γz) dan tekanan kinetik (ρV2/2) konstan sepanjang streamline untuk aliran

mantap dan incompressible (White, 1998).

Konstanta integrasi C adalah tinggi energi total, yang merupakan jumlah

dari tinggi tempat, tinggi tekanan, dan tinggi kecepatan, yang berbeda dari garis

arus yang satu ke garis arus yang lain. Oleh karena itu persamaan tersebut hanya

berlaku untuk titik – titik pada suatu garis arus. Gambar 2.27 menampilkan garis

tenaga tekanan pada zat cair ideal, berdasarkan persamaan Bernoulli.

Gambar 2.27 Garis tenaga dan tekanan pada zat cair ideal (White, 1998).

2.7.6 Aliran Open Channel dan Closed Channel

Baik aliran turbulen maupun laminar dapat ditemukan pada saluran

terbuka (open channel) maupun saluran tertutup (closed channel). Aliran pada

closed channel atau dapat disebut internal flow, dibatasi oleh dinding – dinding

dan efek kekentalan akan meluas ke seluruh aliran tersebut. Pada Gambar 2.28

menampilkan aliran closed channel pada saluran pipa panjang. Terdapat daerah

masuk atau entrance region dimana aliran hulu yang berupa inviscid mengumpul

dan memasuki pipa. Lapisan batas kekentalan terlihat di sisi hilir, memperlambat


39

aliran aksial u (r,x) di dinding dan mempercepat aliran pada pusat untuk menjaga

kontinuitas incompressible fluida (White, 1998).

constuDAQ (2.22)

Pada jarak tertentu dari sisi inlet, lapisan batas kekentalan terdispersi dan

inti aliran yang berupa invisid menghilang. Aliran dalam pipa tersebut menjadi

kental seluruhnya, dan kecepatan aksial menjadi stabil sampai pada x = Le.

Fenomena ini disebut fully developed velocity (White, 1998).

Gambar 2.28 Profil perubahan pola kecepatan aliran dan tekanan pada suatu

sistem closed channel (White, 1998).

2.7.7 Kecepatan Suara dan Bilangan Mach (Mach Number)

Akibat kemampu-mampatan fluida, sebuah gangguan yang diberikan di

suatu titik dalam fluida akan menjalar dengan kecepatan tertentu. Sebagai contoh,

jika air yang sedang mengalir dalam pipa tiba – tiba katup keluarannya mendadak

ditutup sehingga menimbulkan gangguan lokal. Maka pengaruh penutupan katup

tidak segera langsung terasa di hulunya. Diperlukan waktu beberapa saat tertentu

bagi peningkatan tekanan akibat penutupan katup untuk menjalar ke lokasi di


40

hulu. Ini sama halnya, saat diafragma sebuah pengeras suara menyebabkan

gangguan setempat saat bergetar dan perubahan kecil tekanan yang ditimbulkan

oleh gerakan diafragma tersebut menjalar melalui udara dengan kecepatan

tertentu. Kecepatan menjalarnya gangguan kecil ini disebut sebagai kecepatan

akustik atau kecepatan suara, a. Kecepatan suara tersebut berhubungan dengan

perubahan tekanan dan tempertur (White, 1998)

RTa (2.23)

untuk udara (γ= 1.4 dan massa molekul = 38.966 kg/kg-mol), persamaan (2.23)

dapat disederhanakan menjadi:

Ta 046.20 m/s (T dalam K) (2.24)

Bilangan Mach (Mach Number) merupakan bilangan tak berdimensi yang

ditemukan oleh Ernst Mach pada tahun 1870. Bilangan Mach merupakan satuan

kecepatan yang umum digunakan untuk mengekspresikan kecepatan aliran relatif

terhadap kecepatan suara. Rasio tersebut dinyatakan dalam persamaan:

a

vMa (2.25)

Bilangan Mach merupakan parameter yang dominan dalam analisis aliran

compressible, dengan pengaruh yang berbeda tergantung pada besarannya. Para

ahli aerodinamik secara khusus membuat perbedaan di antara berbagai rentang

bilangan Mach. Klasifikasi bilangan Mach secara detil dapat dilihat pada Tabel

2.2.


41

Tabel 2.2 Klasifikasi Bilangan Mach (White, 1998)

Bilangan Ma Keterangan

Ma < 0,3 Aliran incompressible, pengaruh kerapatan dapat diabaikan

0,3 < Ma < 0,8 Aliran subsonic, pengaruh kerapatan adalah penting tetapi tidak

ada gelombang kejut yang muncul

0,8 < Ma < 1,2 Aliran transonic, terdapat adalah gelombang kejut (shock

wave) pada sisi hulu. Aliran transonic merupakan pemisahan

daerah aliran supersonic dan subsonic.

1,2 < Ma < 3,0 Aliran supersonic, terdapat gelombang kejut (shock wave)

tetapi tidak ada daerah subsonic

3,0 < Ma Aliran hypersonic, gelombang kejut (shock wave) dan aliran

lainnya berubah secara sangat kuat.

2.7.8 Pengukuran Debit Aliran

Pada analisis fluida, sering dijumpai pengukuran yang mengintegrasi

antara massa dan laju volume (debit) yang melewati suatu pipa. Ada dua jenis alat

ukur yang memanfaatkan fenomena hambatan aliran pada pipa sehingga

menyebabkan penurunan tekanan. Fenomena ini dapat dimanfaatkan untuk

mengukur fluks aliran (White, 1998).

Jenis – jenis alat ukur tersebut antara lain:

a. Bernoulli-type devices:

1. Plat orifis

2. Nozzle

3. Tabung venturi

b. Friction-loss devices:

1. Tabung kapiler

2. Porous plug


42

2.7.8.1 Teori Hambatan Bernoulli (Bernoulli Obstruction Theory)

Gambar 2.29 menampilkan skema aliran yang dihambat pada sebuah pipa.

Aliran pada pipa berdiameter D bergerak melewati sebuah hambatan dengan

diameter d, dimana β merupakan rasio geometri yang merupakan parameter kunci

pada alat ukur debit (White, 1998).

Gambar 2.29 Perubahan kecepatan dan tekanan melewati Bernoulli-type device

(Frank M. White, 1998).

D

d (2.26)

Setelah melewati hambatan, aliran menyempit kembali melalui vena

contracta dengan diameter D2<d. Dengan menggunakan persamaan Bernoulli dan

kontinuitas, maka debit aliran dapat dinyatakan dengan persamaan:

2/1

4

21

1

/)(2

pppACQ td (2.27)

dimana subskrip t menotasikan throat dari hambatan. Koefisien tanpa dimensi, Cd

(discarged coefficient) memiliki fungsi terhadap nilai β dan ReD. Nilai Cd

bergantung pada jenis Bernoulli-type device (White, 1998).

)Re,( Dd fC dimana

DVD

1Re (2.28)


43

2.7.8.2 Plat Orifis

Plat orifis dapat dibentuk dengan nilai β antara 0,2 sampai 0,8, dengan

catatan diameter d > 12,5 mm. Plat orfis menggunakan tiga konfigurasi

sambungan yang umum digunakan:

a. Sambungan menyudut, dimana plat orifis menyambung langsung dengan

dinding pipa.

b. Sambungan D : ½D, dimana plat orifis menyambung dengan jarak D pada

pipa hulu, dan ½D pada pipa hilir.

c. Sambungan flens.

Untuk plat orifis dengan sambungan D : ½D, nilai Cd dapat didapatkan

dari Gambar 2.30. Namun nilai Cd dapat diperoleh dengan menggunakan

persamaan yang disepakati oleh ISO:

2

3

14

475.05.2 0337,0

1

09,0Re71,91)( FFfC Dd

(2.29)

dimana: 81.2 184,00312,05959,0)( f (2.30)

untuk sambungan menyudut, nilai F1 dan F2 adalah:

F1 = 0 F2 = 0

untuk sambungan D : ½ D, nilai F1 dan F2 adalah:

F1 = 0,4333 F2 = 0,47

untuk sambungan flens, nilai F1 dan F2 adalah:

)(

12

inDF 1F

0.4333

D > 2,3 in

2,0 D 2,3 in


44

Gambar 2.30 Discharged coefficient pada plat orifis dengan sambungan D : ½D

(White, 1998).

2.8 Fenomena Aliran Pada Ejektor

Pada ejektor terdapat fenomena – fenomena aliran, dimana primary fluid

mengalami ekspansi tekanan dan kenaikan kecepatan menjadi supersonic velocity

dengan melewati nozzle. Primary fluid dalam penelitian ini merupakan gas

bertekanan tinggi yang dikategorikan sebagai aliran compressible. Secondary fluid

disisi lain merupakan air (incompressible fluid) yang terhisap kedalam suction

chamber akibat fenomena perbedaan tekanan. Proses entrainment, pencampuran

fluida, perubahan tekanan dan kecepatan akan dijelaskan lebih lanjut pada sub bab

ini.

2.8.1 Compressible Flow

Ketika sebuah fluida bergerak pada kecepatan suara, kerapatan (density)

fluida dapat berubah secara signifikan dan aliran dapat dikategorikan sebagai

compressible. Aliran compressible sulit untuk diperoleh pada likuid, dimana


45

dibutuhkan tekanan yang sangat tinggi (1000 atm) untuk menghasilkan kecepatan

suaran (sonic velocity). Sebaliknya, gas hanya membutuhkan rasio tekanan 2 : 1

untuk menghasilkan sonic velocity. Terdapat dua efek yang sangat penting dan

khas pada aliran compressible antara lain:

1. Chocking, dimana laju aliran pada sebuah pipa sangat dibatasi oleh

kondisi kecepatan suara (sonic condition).

2. Shock wave, merupakan suatu properti yang selalu berubah – ubah pada

aliran supersonic.

2.8.2 Pengaruh dari Variasi Luas Penampang Aliran Compressible

Ketika fluida mengalir secara tunak melalui sebuah saluran yang

mempunyai luas penampang aliran yang berubah sepanjang jarak aksial,

persamaan kekekalan massa (kontinuitas)

.constAvm (2.31)

dapat digunakan untuk menghubungkan laju aliran pada berbagai bagian yang

berbeda. Untuk aliran incompressible, kerapatan fluida tetap konstan dan

kecepatan aliran dari satu bagian ke bagian lainnya bervariasi secara terbalik

dengan luas penampangnya. Namun demikian, apabila fluidanya compressible,

maka kerapatan, luas penampang, dan kecepatan aliran semuanya dapat bervariasi

dari satu bagian ke bagian lain (White, 1998).

Aliran compressible yang memiliki kecepatan subsonic (Ma < 1), akan

mengalami perubahan kecepatan saat luas penampang diperkecil (Subsonic

Nozzle) dan berlaku sebaliknya untuk perbesaran luas penampang akan disertai

dengan penurunan kecepatan aliran (Subsonic diffuser). Namun apabila aliran

compressible memiliki kecepatan supersonic (Ma > 1), perbesaran luas

penampang akan disertai dengan kenaikan kecepatan (supersonic nozzle) dan

berlaku juga sebaliknya untuk pengecilan luas penampang akan disertai dengan

penurunan kecepatan (supersonic diffuser). Fenomena ini dijelaskan pada Gambar

2.31 dan persamaan (2.32) (White, 1998).


46

)1(

12MaA

dA

V

dV

(2.32)

Gambar 2.31 Efek perubahan bilangan Mach pada perubahan properti fluida

dengan perubahan luas penampang (White, 1998).

2.8.3 Fenomena Choking

Pada Gambar 2.32 menampilkan pengaruh rasio luas penampang pada

suatu saluran / duct terhadap bilangan Mach. Pada gambar tersebut dapat dilihat

bahwa rasio luas penampang naik dari nol pada Ma = 0 sampai mencapai

keseimbangan (A/A* = 1) saat Ma = 1. Kemudian nilai rasio luas penampang akan

kembali ke nol saat nilai Ma lebih besar. Maka untuk kondisi stagnasi yang telah

ditentukan, laju aliran massa maksimal yang dapat melewati pipa terjadi ketika

kondisi kritis atau sonic condition. Pipa disebut pada kondisi choked dan tidak

dapat membawa laju aliran massa lebih banyak, kecuali luasan throat diperlebar.

Jika panjang throat dibatasi, maka laju aliran massa yang memasuki throat harus

dikurangi (White, 1998).


47

Gambar 2.32 Rasio luas penampang versus bilangan Mach untuk aliran

kompressible dengan k = 1.4 (White, 1998)

Laju aliran massa maksimum yang dapat melewati suatu pipa / duct pada

k = 1.4 (ideal gas) dapat dirumuskan dalam persamaan:

2/1

0

0

max)(

*6847.0

RT

Am

(2.33)

dengan ρ0 adalah kerapatan stagnasi fluida (kg/m3), A* adalah luas penampang

kritis (m2), R adalah konstanta gas universal = 287, dan T0 adalah temperatur

stagnasi. Dari persamaan (2.33), laju aliran massa maksimum diperoleh dengan

memperbesar luas penampang throat dan menurunkan temperatur stagnasi

(operating condition) (White, 1998).

2.8.4 Fenomena Aliran Pada Converging dan Diverging Nozzle

Pada Gambar 2.33 ditampilkan skema converging nozzle dimana aliran

hulu dengan kondisi tekanan stagnasi (P0) mengalir melewati saluran yang

mengalami pengecilan penampang. Pada hilir, tekanan aliran mengalami

penurunan akibat back pressure (Pb) yang besarnya lebih kecil dari tekanan

stagnasi (Pb< P0). Penurunan tekanan pada sisi hilir terjadi pada kondisi – kondisi

dari a sampai e seperti yang ditunjukkan pada Gambar 2.33a. Profil perubahan


48

tekanan dan penampang ditampilkan pada Gambar 2.33b, sedangkan profil

perubahan laju aliran massa ditampilkan pada Gambar 2.33c (White, 1998).

Gambar 2.33 Fenomena aliran pada converging nozzle (a) geometri nozzle

menunjukkan perubahan tekanan (b) distribusi tekanan disebabkan oleh back

pressure (c) laju aliran massa versus back flow pressure (White, 1998).

Pada penurunan back pressure secara moderat untuk kondisi a dan b,

tekanan pada throat lebih tinggi dari tekanan kritis (P*), dimana hal tersebut

menyebabkan aliran didalam nozzle subsonic dan aliran sisi outlet (Pe) sama

dengan back pressure (Pb).

Pada kondisi c, nilai back pressure sama dengan tekanan kritis (P*) pada

throat. Aliran didalam nozzle menjadi sonic (Ma = 1), aliran outlet sama dengan

back pressure (Pe = Pb)

Jika tekanan Pb menurun lebih jauh dibawah tekanan kritis (P*) untuk

kondisi d dan e, aliran pada nozzle tidak dapat mengalami perubahan lebih lanjut


49

karena nozzle mengalami choking. Kecepatan aliran pada throat nozzle tetap pada

sonic dengan Pe = P* dan distribusi tekanan pada nozzle sama dengan kondisi c.

Aliran sisi outlet berekspansi secara supersonic sehingga outlet jet pressure dapat

turun dari P* ke Pb (White, 1998).

2.8.4 Fenomena Shock Wave Normal

Shock wave normal adalah gelombang kejut dengan bidang tegak lurus

terhadap garis – garis arus aliran. Gelombang kejut normal dapat terjadi dalam

aliran supersonik melalui saluran konvergen – divergen dan penampang konstan.

Shock wave dapat menyebabkan perlambatan aliran dari supersonik menjadi aliran

subsonik, kenaikan tekanan, dan kenaikan entropi. Pada aliran sonik dan subsonik,

shock wave tidak dapat terbentuk karena perubahan tekanan dan temperatur sangat

kecil. Perubahan kecepatan akibat shock wave dapat dirumuskan melalui

persamaan (2.34):

)1(2

2)1(2

2

2

kkM

MkM

x

xy (2.34)

dimana notasi x menunjukkan posisi inlet dan y menunjukkan posisi outlet pada

sebuah saluran / duct (Crowe, Clayton T., et. al., 2010).

Selain kecepatan, shock wave juga dapat mempengaruhi beberapa

parameter fluida lainnya antara lain yaitu tekanan, kerapatan, dan temperatur.

Fenomena ini dapat dijelaskan melalui persamaan (2.35), (2.36), dan (2.37)


1

1

1

2 2

k

kMa

k

k

P

Px

x

y (2.35)

2

2

]2/)1[(1

]2/)1[(1

y

x

x

y

Mak

Mak

T

T

(2.36)

y

x

x

x

x

y

V

V

Mak

Mak

2)1(

)1(2

2

(2.37)


50

Tabel 2.3 menampilkan ringkasan karakteristik dari Shock Wave Normal

pada beberapa parameter penting suatu aliran. Fenomena ini hanya dapat terwujud

ketika bilangan Mach pada sisi inlet berupa supersonic dan subsonic pada sisi

outlet (Munson et. al, 2009).

Tabel 2.3 Ringkasan dari Karakteristik Shock Wave Normal (Munson et. al, 2009).

Parameter Perubahan Melintasi Gelombang Kejut Normal

Bilangan Mach Berkurang

Tekanan statik Meningkat

Tekanan stagnasi Berkurang

Temperatur static Meningkat

Temperatur stagnasi Konstan

Kerapatan Meningkat

Kecepatan Berkurang

2.8.5 Entrainment Ratio

Entraiment ratio (ω) adalah rasio pencampuran kedua fluida yang

dinyatakan dalam perbandingan laju aliran massa secondary fluid terhadap

primary fluid (Chandra et al., 2014).

p

s

m

m

(2.38)

2.8.6 Expansion Ratio

Expansion ratio (ER) didefinisikan sebagai rasio tekanan pada boiler

(primary fluid) dengan tekanan pada evaporator (secondary fluid) (Chandra et. al.,

2014).

s

p

P

PER (2.39)


51

2.8.7 Back Pressure

Back pressure didefinisikan sebagai tekanan balik pada ejektor yang

disebabkan oleh tekanan pada kondser (Alexis, G.K., Katsanis, J.S., 2004). Selain

itu, back pressure juga dipengaruhi oleh temperatur cooling-water pada kondenser

(Chen, et al., 1997). Hubungan antara tekanan dan temperatur pada kondenser

dengan back pressure dapat dirumuskan melalui persamaan (2.40).

),( ccb tpfP (2.40)

2.8.8 Coefficient of Performance (COP)

Coefficient of performance dari steam ejector refrigeration system

ditunjukkan oleh rasio dari jumlah beban pendinginan evaporator dengan jumlah

energi yang ditambahkan ke boiler. Pesamaan COP dapat dirumuskan melalui

persamaan (2.41)

condfboilerg

condfevapg

hh

hhCOP

(2.41)


52

BAB III

METODOLOGI PENELITIAN

3.1 Diagram Alir Penelitian

Pada penelitian ini langkah – langkah penelitian mengacu pada diagram

alir pada Gambar 3.1 berikut:

START

Studi pustaka dan membuat desain

ejektor

Konsultasi desain ejektor dengan pembimbing

Persiapan alat dan bahan

Pembuatan alat:

1. Boiler

2. Evaporator

3. Ejektor

4. Kondenser

5. Bed mesin

Pengambilan data dengan variasi

area ratio throat

Tendensi hasil

pengujian sesuai

referensi jurnal?

No

A


53

Gambar 3.1 Diagram alir penelitian.

3.2 Skema Alat Uji Penelitian

3.2.1 Skema Sistem

Skema sistem yang digunakan untuk mengetahui performa steam ejector

yang dapat dilihat pada Gambar 3.2.

Gambar 3.2 Skema sistem alat uji.

Keterangan:

1. Boiler

2. Evaporator

Analisa hasil dan pembahasan

Kesimpulan

END

Yes

A


54

3. Ejector

4. Kondenser

5. Reservoir

6. Pompa

7. Pressure gauge

8. Orifice flow meter

9. Elemen pemanas

3.2.2 Skema Steam Ejector

Penelitian ini menggunakan tipe ejector conventional dengan variasi

konfigurasi vertikal. Design steam ejector menggunakan program SolidWork

2014 seperti yang ditunjukkan pada Gambar 3.3.

Gambar 3.3 Skema steam ejector.

1. Primary Nozzle

2. Suction chamber

3. Convergence area

4. Mixing chamber

5. Diffuser

Primary Fluid dari

Boiler

Secondary Fluid

dari Evaporator

Mixed Fluid

menuju

Kondenser

1

2

3 4

5


55

3.2.2.1 Mixing chamber

a. Area Ratio Throat (L/D) = 6,25

Gambar 3.4 Desain mixing chamber dengan area ratio throat = 6,25.

b. Area Ratio Throat (L/D) = 12,5



56

c. Area Ratio Throat (L/D) = 18,75


3.3 Material Penelitian

Pada penelitian ini akan digunakan air (R718) sebagai refrijeran pada

steam ejector refrigeration system. Sifat – sifat fisik air sebagai refrijeran dapat

dilihat pada Tabel 3.1.

Tabel 3.1 Spesifikasi sifat – sifat fisik refrijeran air (R718) pada temperatur 15 °C

dan tekanan 1 atm (Crowe, Clayton T., et. al., 2010).

No Parameter Nilai Satuan

1 Massa jenis 1,22 kg / m3

2 Viskositas kinematic 1,46 x 10-5

m2/s

3 Konstanta gas, R 287 J / kg K

4 Cp 1004 J / kg K

Material yang digunakan dalam menkonstruksi boiler dan evaporator

adalah besi baja dengan ketebalan pipa 10 mm. Sedangkan untuk kondenser,

material yang digunakan adalah stainless steel dengan ketebalan 2 mm. Ejector

dikonstruksikan menggunakan material baja lunak (mild steel) dengan diameter

raw material 3 inchi.


57

Sedangkan untuk material yang digunakan pada pipa – U untuk mengukur

debit aliran melalui orifice meter adalah mercury atau air raksa. Sifat – sifat fisik

air raksa dapat dilihat pada Tabel 3.2.

Tabel 3.2 Spesifikasi sifat – sifat fisik air raksa pada 20 °C dan tekanan 1 atm

(White, 1998).

No Parameter Nilai Satuan

1 Massa jenis 13,550 kg / m3

2 Viskositas kinematic 1,56 x 10-5

m2/s

3 Konstanta gas, R 287 J / kg K

4 Bulk Modulus 2,55 x 1010

N/m2

3.4 Alat Penelitian

Alat – alat yang digunakan pada penelitian ini sebagai berikut:

1. Steam ejector single phase dengan konfigurasi vertikal.

2. Water heater dengan daya 2000 watt pada boiler dan 1000 watt pada

evaporator.

3. Alat ukur temperatur (thermocoupel) dipasang pada boiler, pada

evaporator, pada input dan output kondenser.

4. Alat pengukur tekanan manometer tabung bourdon (pressure gauge) pada

boiler, pada evaporator, pada ejektor, dan pada kondenser.

5. Alat pengukur debit aliran dengan plat orifis pada boiler dan pada

evaporator.

6. Roll meter untuk orifice boiler dan orifice evaporator.

7. Temperature controller APPA.

8. Stopwatch.

3.4.1 Steam Ejector

Steam ejector yang digunakan pada penelitian ini berjenis single phase

ejector dengan konfigurasi vertikal, dapat dilihat pada Gambar 3.7. Spesifikasi

steam ejector dapat dilihat pada Tabel 3.3.


58

Gambar 3.7 Steam ejector.

Tabel 3.3 Spesifikasi steam ejector.

Parameter Ukuran

Diameter nozzle 2 mm

Jarak NXP 0 mm

Diameter pipa secondary 33 mm

Diameter suction chamber 26,5 mm

Sudut konvergen suction chamber 18º

Diameter mixing chamber 8 mm

Sudut divergen diffuser 18,5º

Diameter diffuser 24 mm

Panjang steam ejector (tanpa

mixing chamber)

218,8 mm

Panjang mixing chamber a. 50 mm

b. 100 mm

c. 150 mm


59

3.4.2 Water Heater

Water heater yang digunakan pada penelitian dapat dilihat pada Gambar

3.8 dan 3.9. Spesifikasi alat dapat dilihat pada Tabel 3.4 dan 3.5.

Gambar 3.8 Water heater daya 2000 watt.

Tabel 3.4 Spesifikasi water heater 2000 watt.

Product Name Water Heater Element

Main Material Stainless Steel

Rated Voltage AC 220 V

Power 2 kW

Tube Diameter 10 mm / 0.39"

Overall Size(Approx.) 28 x 8,5 x 2.3 cm/ 11" x 3,3" x

0.9"(L*D*H)

Screw Dia 4 mm / 0,16"

Male Thread Diameter 16 mm / 0,6"

Color Silver Tone

Weight 252 g


60

Gambar 3.9 Water heater daya 1000 watt.

Tabel 3.5 Spesifikasi water heater 1000 watt.

Product Name Electric Heating Tube

Design U Shape

Material Stainless steel

Rated voltage AC 220 V

Power 1 kW

Bar Diameter 10 mm/0.39”

Heater Size 22 x 8 cm / 8.7” x 3,1” (L*W)

Thread diameter 15 mm / 0,59”, 4 mm / 0,16

Weight 212 g


61

3.4.3 Thermocouple

Thermocouple yang digunakan pada penelitian dapat dilihat pada Gambar

3.10 dan spesifikasi alat pada Tabel 3.6.

Gambar 3.10 Thermocouple tipe K.

Tabel 3.6 Spesifikasi Thermocouple.

Specification Value

Thermocouple Type K

Overall Range, °C -270 to 1370

0,1 °C resolution -270 to 1370

0,025 °C resolution 270 to 1370


62

3.4.4 Pressure Gauge Bourdon Tube

Pressure Gauge yang digunakan pada penelitian dapat dilihat pada Gambar

3.11 dan spesifikasi alat pada Tabel 3.7.

Gambar 3.11 Pressure gauge bourdon tube.

Tabel 3.7 Spesifikasi pressure gauge bourdon tube.

Specification Value

Bourdon Tube Type Tekiro AU PG100C

Overall range, Bar 0 to 6

Overall range, psi 0 to 80

Resolution, Bar 0,25

Resolution psi 2,5

3.4.5 Orifice Plate Flowmeter

Orifice plate adalah salah satu alat yang dapat digunakan untuk mengukur

laju aliran masa dari aliran, prinsip kerjanya aliran melewati orifice plate

kemudian akan mengecil dan membentuk suatu daerah yang disebut vena

contracta selanjutnya akan terjadi perbedaan tekanan aliran antara sebelum dan


63

setelah melewati orifice plate dan setelah itu laju aliran massa dari aliran dihitung

menggunakan persamaan Bernoulli dan persamaan kontinuitas. Orifice plate dapat

dilihat pada Gambar 3.12.

Gambar 3.12 Orifice plate flowmeter.

3.4.6 Roll Meter

Roll meter yang digunakan sebagai alat bantu ukur flowmeter dapat dilihat

pada Gambar 3.13

Gambar 3.13 Roll meter.


64

3.4.6 Temperature Controller

Temperature controller yang digunakan pada penelitian adalah digital

termometer APPA dapat dilihat pada Gambar 3.14 dengan spesifikasi temperature

controller pada Tabel 3.8.

Gambar 3.14 Temperature controller APPA.

Tabel 3.8 Spesifikasi temperature controller APPA.

Type

APPA

Measurement

Range

Resolution K-type Accuracy Temperature

Coefficient

53II -200ºC to

1372ºC

0.1ºC ≤

1000ºC

±0.3% + 1.1ºC at -

210ºC to -100ºC;

±0.1% + 0.8ºC at -99ºC

to -999.9ºC;

±0.3% + 1ºC at -1000ºC

to -1200ºC

0.1 x (Spec

Acc.) / ºC,

< 18ºC or >ºC


65

3.4.8 Stopwatch

Alat pencatat waktu disini digunakan untuk mengukur debit cooling water

pada kondenser yang dapat dilihat pada Gambar 3.15.

Gambar 3.15 Stopwatch.

3.5 Variabel Penelitian

Dalam penelitian ini peneliti memilih variabel bebas dan variabel terikat

sesuai dengan referensi penelitian-penelitian yang telah dilakukan oleh peneliti

sebelumnya. Variabel bebas dan variabel terikat yang digunakan dalam penelitian

ini mengacu pada penelitian sebelumnya yang dilakukan oleh Meyer, A.J. et. al.,

2008 dan Bando, et. al., 1990.

Variabel bebas:

a. Tekanan pada primary flow 100 kPa, 200 kPa, 300 kPa, dan 400 kPa.

b. Suhu pada secondary flow adalah 50 °C, 60 °C, 70 °C dan 80 °C.

c. Panjang mixing chamber 50 mm, 100 mm, dan 150 mm.

Variabel terikat

a. Viskositas dinamik (dynamic viscosity)

b. Massa jenis (density)

c. Kecepatan (v)

d. Bilangan Renolds (Re)


66

e. Laju aliran massa ( m )

f. Expansion ratio (ER)

g. Entrainment ratio (ω)

3.6 Prosedur Penelitian

Prosedur pengujian ditampilkan melalui diagram alur pada Gambar 3.16.

Tekanan dan temperatur kerja pada ejektor mengacu pada penelitian Meyer, A.J.

et. Al., 2008 dan Bando, et. Al., 1990, seperti yang ditampilkan pada Tabel 3.9

Tabel 3.9 Tekanan dan temperatur kerja pada ejektor.

Tekanan Boiler Temperatur Evaporator Temperatur Kondenser

400 kPa 80 °C

27 °C 300 kPa 70 °C

200 kPa 60 °C

100 kPa 50 °C

Prosedur penelitian dibagi menjadi tiga bagian penting, yaitu persiapan

sistem, pengambilan data, dan rekondisi dan sirkulasi sistem. Persiapan sistem

penelitian berupa proses input air ke dalam boiler, evaporator, dan kondenser;

proses pemanasan boiler dan evaporator; dan setting nol alat ukur. Kemudian

dimulai proses pengambilan data, dimana laju aliran massa primary fluid dan

secondary fluid diukur dengan melihat perbedaan tekanan pada manometer pipa

U. Selain itu temperatur pada boiler, evaporator, kondenser, dan ejektor diukur

menggunakan thermocouple dan tekanan boiler diukur menggunakan pressure

gauge. Prosedur pengambilan data ditampilkan pada Gambar 3.16.


67

START

Setting hingga tekanan boiler, temperatur evaporator,

dan temperatur kondenser sesuai Tabel 3.9

Input air pada boiler, evaporator, dan kondenser. Konfigurasi area

ratio throat: 6,25

Heater boiler dan evaporator dihidupkan

Tekanan boiler dan

temperatur evaporator

sesuai?

No

Primary valve dibuka, selisih ketinggian merkuri

pada pipa U diukur untuk menghitung debit (Q).

Primary temperature diukur dengan temperature

controller.

Yes

Secondary valve dibuka, selisih ketinggian merkuri pada pipa U

diukur untuk menghitung debit (Q). Perubahan temperatur secondary

diukur dengan temperature controller.

A

Tekanan pada outlet ejektor diukur dengan manometer pipa U.

Temperatur pada outlet ejektor diukur dengan temperature controller


68

Gambar 3.16 Skema prosedur pengujian.

3.7 Skematika Penulisan

Penulisan laporan penelitian ini terdiri dari beberapa bagian, yaitu

pendahuluan, landasan teori, metodologi penelitian, hasil dan pembahasan,

kesimpulan, daftar pustaka, dan lampiran. Pendahuluan berisi mengenai latar

belakang, perumusan masalah, tujuan penelitian, batasan penelitian, originalitas

penelitian, dan manfaat penelitian. Landasan teori mengenai tinjauan pustaka yang

berkaitan dengan informasi penelitian terdahulu steam ejector dan efek variasi

mixing chamber pada ejector. Metodologi penelitian berisi tentang persiapan

pengujian dan proses pengujian. Hasi dan pembahasan berisikan data – data hasil

pengujian dan analisa data berdasarkan teori yang ada dari berbagai sumber.

Penutup berisi tentang kesimpulan dan saran yang diambil dari hasil analisis pada

bagian hasil dan pembahasan. Daftar pustaka berisi semua referensi yang

digunakan atau diacu dalam pembuatan penelitian. Lampiran memuat hal – hal

yang perlu disertakan untuk lebih memperjelas isi penelitian.

Mengganti mixing chamber dengan area ratio throat: 12,5 dan 18,75

END

Mengganti konfigurasi tekanan dan temperatur kerja

ejektor sesuai dengan variasi pada Tabel 3.9

A

Setting ulang tekanan dan temperatur boiler, evaporator, dan

kondenser. Kemudian mengulang langkah percobaan dari awal untuk

setiap variasi throat.


69

BAB IV

HASIL DAN PEMBAHASAN

4.1 Pengaruh Primary Pressure dan Secondary Temperature Terhadap

Entrainment Ratio

Pengaruh primary pressure dan secondary temperature pada steam ejector

dengan area ratio throat 6,25 ditunjukkan pada Gambar 4.1. Hasil percobaan

menunjukkan terjadi kenaikan entrainment ratio pada tekanan 200 kPa untuk

semua kondisi secondary temperature, kemudian terjadi penurunan entrainment

ratio seiring bertambahnya primary pressure.

Peningkatan primary pressure yang melewati nozzle menyebabkan

penurunan entrainment ratio dari steam ejector pada semua kondisi secondary

temperature. Hal tersebut disebabkan karena semakin tinggi primary pressure

maka sudut ekspansi dari aliran primary fluid yang keluar dari ujung nozzle akan

semakin besar. Sudut ekspansi yang semakin besar menyebabkan entrainment

region pada suction chamber semakin kecil, sehingga secondary fluid lebih

sedikit terhisap (Chandra, et al., 2014). Selain itu kenaikan primary pressure

secara langsung menyebabkan mass flow rate dari primary fluid meningkat

sehingga nilai entrainment ratio menurun.

Ejektor memiliki nilai optimum entrainment ratio pada primary pressure

200 kPa dan secondary temperature 70 °C dengan nilai ω = 0,62. Fenomena ini

terjadi disebabkan karena aliran primary fluid pada tekanan 100 kPa belum

memiliki sudut ekspansi yang memadai untuk mengasilkan entrainment region

(Chunnanond, K., 2004). Hal tersebut juga menyebabkan entrainment ratio pada

tekanan 100 kPa bernilai negatif, karena aliran primary fluid masuk ke dalam

evaporator.

Nilai secondary temperature pada percobaan dengan variasi area ratio

throat 6,25 tidak memiliki pengaruh yang signifikan terhadap perubahan

entrainment ratio. Hal tersebut disebabkan karena panjang throat terlalu pendek


70

sehingga perpindahan momentum antara kedua aliran primary dan secondary

tidak terjadi secara sempurna (Li, C, et al., 2011).

0 100 200 300 400

-1.2

-0.8

-0.4

0.0

0.4

0.8

En

train

tmen

t R

ati

o

Primary Pressure (kPa)

Secondary temp. (°C) 80





terhadap entrainmenmet ratio pada variasi area ratio throat 6,25.

Hasil percobaan untuk variasi area ratio throat 12,5 ditunjukkan pada

Gambar 4.2. Nilai entrainment ratio steam ejector menurun seiring dengan

kenaikan primary pressure. Kenaikan primary pressure secara langsung

menyebabkan mass flow rate dari primary fluid meningkat sehingga nilai

entrainment ratio menurun. Selain itu fenomena tersebut terjadi karena semakin

tinggi primary pressure maka sudut ekspansi dari primary fluid yang keluar dari

ujung nozzle semakin besar. Sudut ekspansi yang semakin besar menyebabkan

entrainment region pada suction chamber semakin kecil, sehingga secondary fluid

lebih sedikit terhisap (Chandra, et al., 2014). Hal tersebut juga terjadi untuk hasil

percobaan pada variasi area ratio throat 18,75.

Nilai entrainment ratio maksimum pada variasi area ratio throat 12,5

diperoleh pada primary pressure 100 kPa dan secondary temperature 80 °C

dengan nilai ω = 0.97. Fenomena ini terjadi karena throat lebih panjang dari


71

variasi sebelumnya sehingga aliran primary fluid memasuki daerah fully

developed flow region. Selain itu aliran primary fluid memiliki sudut ekspansi

yang optimum sehingga menghasilkan entrainment region yang cukup besar

untuk menghisap secondary fluid.

Secondary temperature memiliki pengaruh yang cukup signifikan

terhadap nilai entrainment ratio pada percobaan dengan variasi area ratio throat

12,5. Kenaikan secondary temperature menyebabkan nilai critical back pressure

semakin meningkat, sehingga back pressure yang terjadi tidak sampai melebihi

batas critical back pressure dari ejektor (Chandra, et al., 2014). Namun terjadi

fenomena dimana pada secondary temperature 50 °C, nilai entrainment ratio

tetap berada diatas nilai 0. Hal tersebut dapat disebabkan oleh back pressure yang

terjadi didalam mixing chamber tidak melebihi nilai critical back pressure pada

kondisi temperatur 50 °C.

0 100 200 300 400

-0.8

-0.4

0.0

0.4

0.8

1.2

En

train

men

t R

ati

o







terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 12,5.

Gambar 4.3 menunjukkan pengaruh primary pressure dan secondary

temperature terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 18,75.

Sama seperti variasi sebelumnya, terjadi penurunan nilai entrainment ratio seiring


72

dengan kenaikan primary pressure. Secondary temperature memiliki pengaruh

yang signifikan terhadap nilai entrainment ratio seperti yang ditunjukkan pada

Gambar 4.3. Hal tersebut disebabkan karena kenaikan secondary temperature juga

meningkatkan nilai critical back pressure pada ejektor (Chandra, et al., 2014).

Nilai optimum ejektor dengan variasi area ratio throat 18,75 terjadi pada primary

pressure 100 kPa dan secondary temperature 80 °C dengan nilai ω = 1.

0 100 200 300 4000.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

En

tra

inm

ent

Ra

tio


Secondary Temp. C) 80





terhadap entrainment ratio pada variasi area ratio throat 18,75.

4.2 Pengaruh Area Ratio Throat Terhadap Entrainment Ratio

Pengaruh area ratio throat terhadap entrainment ratio ditunjukkan pada

Gambar 4.4 untuk kondisi secondary temperature 50 °C. Hasil percobaan

menunjukkan peningkatan entrainment ratio yang signifikan untuk variasi area

ratio throat 12,5 dan 18,75. Fenomena ini disebabkan karena pada variasi area

ratio throat 6,25 panjang throat terlalu pendek sehingga perpindahan momentum

antara kedua aliran primary dan secondary tidak terjadi secara sempurna (Li, C.,

et al., 2011). Sedangkan untuk variasi lain, perpindahan momentum terjadi lebih

baik karena memiliki throat yang lebih panjang sehingga menghasilkan nilai

entrainment ratio yang lebih tinggi.


73

Nilai entrainment ratio optimum pada variasi secondary temperature

50 °C terjadi pada primary pressure 100 kPa dan pada variasi area ratio throat

12,5 dengan nilai ω = 0,71. Fenomena ini terjadi karena panjang throat pada

variasi area ratio throat 18,75 menyebabkan penurunan tekanan mixed fluid yang

diakibatkan oleh gesekan yang cukup besar pada daerah sebelum terjadinya

pseudo shock. Pseudo shock adalah gelombang kejut atau shock wave yang

dihasilkan oleh penurunan tekanan secara tiba – tiba yang diakibatkan oleh

pengecilan penampang pada ujung nozzle (Li, C., et al., 2011). Sedangkan untuk

variasi area ratio throat 12,5 tidak terjadi gesekan yang terlalu besar sehingga

transfer momentum terjadi secara sempurna (Dirix, et al., 1990).

0 100 200 300 400

-1.2

-0.8

-0.4

0.0

0.4

0.8

En

tra

inm

ent

Ra

tio


Area Ratio Throat 6.25



Gambar 4.4 Grafik pengaruh area ratio throat terhadap entrainment ratio pada

secondary temperature 50 °C.

Hasil percobaan untuk variasi secondary temperature 60 °C ditunjukkan

oleh Gambar 4.5. Secara keseluruhan hasil percobaan menunjukkan fenomena

yang serupa seperti variasi secondary temperature 50 °C, dengan nilai

entrainment ratio optimum pada ω = 0,77 untuk variasi area ratio throat 12,5.

Namun terlihat nilai entrainment ratio yang selalu positif untuk variasi area ratio

throat 18,75. Hal tersebut terjadi karena aliran mixed fluid yang memasuki throat


74

mixing chamber merupakan fully developed flow. Aliran fully developed dapat

dicapai jika panjang throat memadai sesuai dengan Gambar 2.29 yang

menjelaskan teori aliran dalam pipa. Aliran yang berupa fully developed

menyebabkan shock wave yang terjadi di dalam mixing chamber lebih kecil,

sehingga nilai entrainment ratio lebih tinggi daripada variasi yang lain (Li, C, et

al., 2011).

0 100 200 300 400

-0.8

-0.4

0.0

0.4

0.8

1.2

En

tra

inm

ent

Ra

tio







Hasil percobaan untuk variasi secondary temperature 70 °C dan 80 °C

ditunjukkan oleh Gambar 4.6 dan 4.7. Kedua hasil percobaan menunjukkan

fenomena yang hampir sama, dimana entrainment ratio untuk semua variasi

primary pressure selalu menunjukkan nilai positif untuk area ratio throat 18,75.

Pada variasi secondary temperature 70 °C, nilai optimum entrainment ratio

terjadi pada variasi area ratio throat 12,5 pada tekanan 100 kPa dengan nilai ω =

0,91. Sedangkan untuk kondisi secondary temperature 80 °C nilai optimum

entrainment ratio terjadi pada area ratio throat 18,75 dan tekanan 100 kPa

dengan nilai ω = 1.


75

0 100 200 300 400

-1.5

-1.0

-0.5

0.0

0.5

1.0

En

train

men

t R

ati

o







0 100 200 300 400

-1.5

-1.0

-0.5

0.0

0.5

1.0

En

train

men

t R

ati

o








76

4.3 Pengaruh Expansion Ratio Terhadap Entrainment Ratio

Expansion ratio merupakan rasio perbandingan antara primary pressure

terhadap secondary pressure, dimana hubungan kedua kondisi tersebut

ditampilkan pada Gambar 4.8. Hasil percobaan menunjukkan bahwa semakin

tinggi primary pressure maka nilai expansion ratio akan semakin naik. Nilai

secondary pressure sangat ditentukan oleh temperaturnya, karena tekanan dan

temperatur berbanding lurus (White, 1998). Semakin rendah secondary

temperature maka semakin tinggi nilai expansion ratio karena memiliki hubungan

perbandingan terbalik.

0 100 200 300 4000

7

14

21

28

35

Exp

an

sion

Rati

o






Gambar 4.8 Grafik pengaruh primary pressure terhadap expansion ratio

pada ketiga variasi area throat ratio 6,25, 12,5, dan 18,75.

Pengaruh expansion ratio pada ketiga jenis variasi area ratio throat pada

tekanan 100 kPa ditampilkan pada Gambar 4.9. Nilai entraiment ratio optimum

terjadi pada variasi area ratio throat 18,75 dengan nilai ω = 1. Pada tekanan 100

kPa, nilai entrainment ratio untuk variasi area ratio throat 6,25 selalu berada

pada nilai negatif, hal ini disebabkan panjang throat terlalu pendek sehingga

perpindahan momentum antara kedua aliran primary dan secondary tidak terjadi


77

secara sempurna (Li, C, et al., 2011). Namun pada kedua variasi yang lain,

perpindahan momentum terjadi dengan baik dan menghasilkan nilai entrainment

ratio yang selalu positif. Kenaikan nilai expansion ratio menyebabkan penurunan

entrainment ratio. Fenomena ini terjadi karena turunnya nilai critical back

pressure yang berbanding lurus dengan secondary temperature (Li, C, et al.,

2011).

Nilai entrainment ratio optimum diperoleh pada nilai expansion ratio

(ER) 2,1 dengan variasi area ratio throat 18,75. Fenomena ini terjadi karena pada

expansion ratio tersebut kondisi secondary temperature yang paling tinggi (high

critical back pressure) dan mixing chamber memiliki throat yang paling panjang

sehingga aliran berupa fully developed (White, 1998). Aliran yang melewati

throat memiliki shock wave yang lebih kecil sehingga memperbesar momentum

transfer antara kedua fluida sehingga meningkatkan entrainment ratio (Li, C, et

al., 2011).

0.0 2 4 6 8

-1.8

-1.2

-0.6

0.0

0.6

1.2

En

tra

inm

ent

Ra

tio

Expansion Ratio





primary pressure 100 kPa.


78

Pengaruh expansion ratio terhadap entrainment ratio pada tekanan 200

kPa untuk ketiga jenis variasi area ratio throat ditunjukkan pada Gambar 4.10.

Nilai optimum entrainment ratio untuk tekanan 200 kPa adalah 0,68 dengan

variasi area ratio throat 12,5 dan expansion ratio 4,2. Hasil percobaan secara

keseluruhan menunjukkan fenomena yang serupa seperti pada variasi tekanan 100

kPa, dimana terjadi penurunan entrainment ratio seiring peningkatan nilai

expansion ratio. Namun pada variasi area ratio throat 6,25 nilai entrainment ratio

telah menunjukkan nilai positif. Hal ini disebabkan karena ejektor telah memiliki

compression effect pada tekanan 200 kPa walaupun throat memiliki panjang yang

paling pendek (Chandra, et al., 2014).

0 4 8 12 160.0

0.42

0.49

0.56

0.63

0.70

0.77

En

train

men

t R

ati

o

Expansion Ratio







kPa ditampilkan pada Gambar 4.11. Hasil percobaan menunjukkan bahwa ketiga

jenis variasi throat memiliki fenomena yang berbeda seiring dengan kenaikan

expansion ratio. Hasil percobaan menunjukkan nilai optimum entrainment ratio

pada tekanan 300 kPa dihasilkan oleh variasi area ratio throat 18,75 dan ER 6,3

dengan nilai ω = 0,59.


79

Variasi area ratio throat 18,75 memiliki fenomena yang serupa dengan

variasi tekanan 100 kPa dan 200 kPa, dimana terjadi penurunan nilai entrainment

ratio dengan kenaikan expansion ratio. Namun pada variasi area ratio throat

12,5, terjadi peningkatan entrainment ratio seiring dengan kenaikan expansion

ratio. Fenomena ini dapat terjadi karena pada range ER 5 sampai 15 terjadi back

pressure yang melebihi nilai critical back pressure. Back pressure dapat

disebabkan oleh kenaikan suhu kondenser (Chandra, et al., 2014). Sedangkan saat

ER berada diatas 20, back pressure tidak melebihi nilai critical back pressure

karena air pada kondenser kembali disirkulasi dengan baik.

Pengaruh expansion ratio terhadap entrainment ratio pada variasi area

ratio throat 6,25 dengan tekanan 300 kPa memiliki fenomena yang berbeda

dengan variasi area ratio throat yang lain. Pada range ER 5 sampai 7, nilai

entrainment ratio menunjukkan nilai negatif. Hal ini dapat disebabkan karena

back pressure yang terjadi pada ejektor melebihi nilai critical back pressure. Back

pressure yang tinggi disebabkan oleh naiknya suhu kondenser karena terjadi

perpindahan kalor di dalam tangki kondenser. Sedangkan untuk range ER 10

sampai 25, nilai entrainment ratio bertanda positif karena nilai critical back

pressure yang lebih tinggi. Selain itu terjadi fenomena penurunan nilai

entrainment ratio yang serupa dengan variasi area ratio throat 18,75.


80

0 7 14 21 28

-0.9

-0.6

-0.3

0.0

0.3

0.6

0.9

En

tra

imen

t R

ati

o

Expansion Ratio







kPa dengan tiga variasi area throat ratio ditunjukkan oleh Gambar 4.12. Nilai

entrainment ratio optimum diperoleh pada nilai 0,43 dengan ER 8,4 pada variasi

area ratio throat 18,75. Hasil percobaan pada variasi area ratio throat

menunjukkan fenomena yang serupa dengan variasi tekanan 100 kPa, 200 kPa,

dan 300 kPa. Sedangkan hasil percobaan dengan variasi area ratio throat pada

tekanan 400 kPa menunjukkan peningkatan entrainment ratio saat expansion ratio

melebihi 25. Hal tersebut dapat terjadi karena terjadi back pressure yang melebihi

nilai critical back pressure ejektor. Back pressure dipengaruhi oleh suhu air

kondenser yang meningkat karena perpindahan kalor (Chandra, et al., 2014).


81

0 8 16 24 32

-0.6

-0.3

0.0

0.3

0.6

0.9

En

tra

inm

ent

Ra

tio

Expansion Ratio




Gambar 4.12 Grafik pengaruh expansion ratio terhadap entrainment ratio

pada primary pressure 400 kPa

4.4 Pengaruh Entrainment Ratio Terhadap Coefficient of Performance

Steam Ejector Refrigeration System

Hubungan entrainment ratio terhadap coefficient of performance (COP)

steam ejector refrigeration system pada kondisi secondary temperature 50 °C

ditunjukkan pada Gambar 4.13 sampai 4.15 untuk ketiga variasi area ratio throat.

Hasil percobaan menunjukkan peningkatan COP seiring dengan kenaikan nilai

entrainment ratio. Hal tersebut disebabkan karena besar laju aliran massa pada

evaporator dan laju aliran massa boiler sangat berpengaruh terhadap nilai kalor

(Q) evaporator dan boiler. Nilai COP dan entrainment ratio yang hampir sama ini

menyebabkan grafik berbentuk garis lurus dengan sudut kemiringan 45°. Nilai

COP tertinggi dari ketiga variasi area ratio throat pada secondary temperature

50°C diperoleh pada variasi area ratio throat 12,5 dengan nilai COP 0,68. Hasil

ini disebabkan karena aliran fluida yang melewati throat berupa fully developed

sehingga shock wave yang terjadi lebih kecil, sehingga menghasilkan nilai

entrainment ratio yang maksimum (Li, C, et al., 2011).


82

-0.8 -0.4 0.0 0.4

-0.6

-0.3

0.0

0.3

0.6

0.9

En

train

men

t R

ati

o

COP



temperature 50 °C pada variasi area ratio throat 6,25.

0.0 0.28 0.42 0.56 0.700.0

0.22

0.33

0.44

0.55

0.66

0.77

En

train

men

t R

ati

o

COP





83

0.0 0.33 0.44 0.55 0.660.0

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP







Fenomena kenaikan COP disertai dengan peningkatan nilai entrainment ratio

terjadi serupa dengan percobaan sebelumnya pada kondisi secondary temperature

50 °C. Nilai COP tertinggi diperoleh pada variasi area ratio throat 12,5 dengan

nilai COP 0,74. Fenomena ini disebabkan karena aliran fluida yang melewati

throat berupa fully developed sehingga shock wave yang terjadi lebih kecil,

sehingga menghasilkan nilai entrainment ratio yang maksimum (Li, C, et al.,

2011). Hasil percobaan juga menunjukkan peningkatan COP dari variasi

secondary temperature sebelumnya 50 °C. Menurut Chandra, et al., (2014), hal ini

disebabkan oleh kenaikan critical back pressure seiring dengan naiknya

secondary temperature sehingga back pressure yang terjadi di dalam ejektor tidak

mempengaruhi entainment ratio.


84

-0.8 -0.4 0.0 0.4

-0.75

-0.50

-0.25

0.00

0.25

0.50

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP




-0.5 0.0 0.5 1.0

-0.56

-0.28

0.00

0.28

0.56

0.84

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP





85

0.0 0.26 0.39 0.52 0.650.0

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP









50 °C dan 60 °C. Nilai COP tertinggi diperoleh pada variasi area ratio throat 12,5

dengan nilai COP 0,88. Fenomena tersebut sama seperti pada variasi secondary

temperature sebelumnya, dimana throat mampu menghasilkan aliran fully

developed sehingga dicapai nilai entrainment ratio maksimum.


86

-1.6 -0.8 0.0 0.8

-1.5

-1.0

-0.5

0.0

0.5

1.0

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP




-0.5 0.0 0.5 1.0

-0.6

-0.3

0.0

0.3

0.6

0.9

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP





87

0.0 0.39 0.52 0.65 0.780.00

0.42

0.56

0.70

0.84

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP

Area Throat Ratio 18.75








50 °C, 60 °C, dan 70 °C. Nilai COP tertinggi diperoleh pada variasi area ratio

throat 18,75 dengan nilai COP 0,98. Fenomena yang terjadi berbeda dengan

ketiga variasi secondary temperature sebelumnya, dimana throat dengan area

ratio throat 18,75 mampu menghasilkan aliran fully developed pada temperatur

yang tinggi. Menurut Dirix, et al., (1990), kenaikan temperatur secondary fluid

menyebabkan perpindahan momentum yang lebih besar sehingga memerlukan

throat yang lebih panjang sehingga mixed flow mencapai fully developed pada

mixing chamber.


88

-1.2 -0.6 0.0 0.6

-1.2

-0.8

-0.4

0.0

0.4

0.8

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP

Area Throat Ratio 6.25



-0.5 0.0 0.5 1.0

-0.6

-0.3

0.0

0.3

0.6

0.9

En

train

men

t R

ati

o

COP





89

0.0 0.4 0.6 0.8 1.00.0

0.39

0.52

0.65

0.78

0.91

1.04

En

tra

inm

ent

Ra

tio

COP





90

BAB V

PENUTUP

5.1 Kesimpulan

Berdasarkan hasil penelitian yang telah dilakukan terhadap pengaruh area

ratio throat pada mixing chamber steam ejector refrigeration system, maka dapat

disimpulkan sesuai dengan tujuan dari penelitian:

1. Variasi peningkatan primary pressure secara umum menyebabkan

menurunnya nilai entrainment ratio secara signifikan, hal ini disebabkan

karena semakin tinggi primary pressure maka mass flow rate primary fluid

akan semakin meningkat. Sedangkan peningkatan secondary temperature

secara umum menyebabkan kenaikan nilai entrainment ratio, fenomena ini

terjadi karena meningkatnya secondary temperature menyebabkan nilai

critical back pressure naik sehingga back pressure yang terjadi pada

ejektor tidak melebihi nilai critical. Hasil percobaan menunjukkan nilai

optimum entrainment ratio diperoleh pada variasi primary pressure 100

kPa dengan secondary temperature 80°C dengan nilai ω = 1,00.

2. Variasi peningkatan area ratio throat pada mixing chamber menyebabkan

peningkatan nilai entrainment ratio steam ejector secara signifikan. Nilai

entrainment ratio optimal steam ejector diperoleh pada variasi area ratio

throat 18.75 yang bekerja pada primary pressure 100 kPa dan secondary

temperature 80°C dengan nilai ω = 1,00. Fenomena ini terjadi diakibatkan

panjang throat pada area ratio throat 18,75 mampu menghasilkan fully

developed flow sehingga shock waves yang terjadi lebih sedikit dan

transfer momentum antara kedua fluida terjadi secara lebih sempurna.

3. Variasi peningkatan nilai expansion ratio menyebabkan penurunan nilai

entrainment ratio. Nilai entrainment ratio optimum tercapai pada nilai

expansion ratio / ER = 2,1 variasi area ratio throat 18.5 dengan nilai ω =

1,00.


91

4. Kenaikan entrainment ratio mempengaruhi peningkatan coefficient of

performance dari steam ejector refrigeration system. Nilai entrainment

ratio pada semua variasi primary pressure, secondary pressure, dan area

ratio throat hampir sama dengan nilai COP semua variasi, dimana nilai

COP maksimum dari steam ejector refrigeration system adalah 0,98.

5.2 Saran

Dari penelitian yang telah dilakukan ada beberapa hal yang perlu dicermati

dan diperbaiki yaitu sebagai berikut:

1. Hasil penelitian akan lebih maksimal bila menggunakan alat ukur digital

flowmeter dan thermodisplay yang sesuai, sehingga hasil pengukuran lebih

akurat bila dibandingkan dengan menggunakan orifice plate flowmeter

karena rugi – rugi gesekan sangat besar.

2. Konstruksi pipa evaporator akan lebih baik juga ujung pipa sampai pada

dasar evaporator, sehingga air bisa terhisap dan memasuki ejektor.

3. Electric heater yang digunakan pada evaporator dan boiler dapat

ditingkatkan lagi dayanya sehingga mempercepat proses pre – heating.

4. Perlu diteliti lebih lanjut kontur tekanan dan kecepatan didalam ejector

karena dapat membantu proses analisis.

5. Penelitian dapat dikembangkan lagi untuk jenis refrigerant lain dan

menambah variasi area ratio throat.

6. Penelitian dapat dikembangkan lagi untuk meneliti pengaruh temperatur

kondenser terhadap entrainment ratio steam ejector.


92

DAFTAR PUSTAKA

Alexis, G.K., Katsanis, J.S., 2004, Performance characteristics of a methanol

ejector refrigeration unit, Energy Conversion and Management, 45, 2729 –

2744.

Aphornratana, S., Eames, I. W., 1997, A small capacity steam –

ejectorrefrigerator: experimental investigation of a system using ejector

with movable primay nozzle, International Journal Refrigeration. 20(5),

352 –358.

Badan Pengkajian dan Penerapan Teknologi, 2014, Outlook Energi Indonesia,

2014, Pengembangan Energi dalam Mendukung Program Substitusi BBM,

Pusat Teknologi Pengembangan Sumber Daya Energi (PTPSE), Jakarta.

Bando, Y., Kuraishi, M., Nishimura, M., Takeshita, I., 1990, The characteristics

of a bubble column with a gas-suction type, simultaneous gas–liquid

injection- nozzle. International Chemical Engineering, 30, 729 -737.

Cardemil, J.M., Colle, S., 2012, A general model for evaluation of vapor ejectors

performance for application in refrigeration, Energy Conversion and

Management, 64, 79 – 86.

Chandra, Vineet V., Ahmed, M.R., 2014, Experimental and computational studies

on a steam jet refrigeration system with constant area and variable area

ejectors, Energy Conversion and Management, 79, 377 – 386.

Chen, J., Havtun, H., Palm, B., 2014, Parametic Analysis of ejector working

characteristics in the refrigeration system, Applied Thermal Engineering,

69, 130 – 142.

Chen, Y.M., Sun, C.Y., 1997, Experimental study of the performance

characteristics of a steam-ejector refrigeration system, Experimental

Thermal and Fluid Science, 15, 384 – 394.

Chunnanond, K., Aphornratana, S., 2003, An experimental investigation of a

steam ejector: the analysis of the pressure profile along the ejector,

Applied Thermal Engineering, 24, 311 – 322.

Crowe, Clayton T., et. al., 2010, Engineering Fluids Mechanics, John Wiley &

Sons, Danvers, 412 – 415.

Cullen, J.M., Allwood, J.M., 2010, Theoretical efficiency limits for energy

conservation devices, Energy, 35, 2059 – 2069


93

Dirix, C.A.M.C., van der Wiele, K., 1990, Mass transfer in jet loop Reactors,

Chemical Engineering Science, 45, 2333–2340.

Forman,C., Muritala, I. K., Pardemann, R., Meyer, B., 2016, Estimating the global

waste heat potential, Renewable and Sustainable Energy Reviews, 57,

1568 – 1579.

Harinaldi, Budiarso, 2015, Sistem Fluida, Penerbit Erlangga, Jakarta, 7 – 19.

Hodge, B.K., Koening, Keith, 1995, Compressible Fluid Dynamics, Prentice Hall

International Editions, New Jersey, 29 – 30.

Jia, Yan, Wenjian, Cai, 2011, Area ratio effects to the performance of air cooled

ejector refrigeration cycle with R134a refrigerant, Energy Conversion and

Management, 53, 240-246.

Kementrian Perindustrian Republik Indonesia, 2015, Laporan Kinerja Kementrian

Perindustrian Tahun 2014, Biro Perencaan, Jakarta.

Kong, F.S., et. al., 2013, Application of Chevron nozzle to a supersonic ejector

diffuser system, Procedia Engineering, 56, 193 – 200.

Lu, Hongyou, Price, Lynn, Zhang, Qi, 2015, Capturing the invisible resource:

Analysis of waste heat potential in Chinese industry, Applied Energy, 16,

497 – 511.

Li,C.,Li, Y.Z., 2010, Investigation of entrainment behavior and characteristics of

gas liquid ejectors based on CFD simulation, Chemical Engineering

Science, 66, 405-416.

Meyer, A.J., Harms, T.M., Dobson, R.T., 2008, Steam jet ejector cooling powered

by waste or solar heat, Renewable Energy, 34, 297 – 306.

Munson, Bruce R., Young, Donald F., Okiishi, Theodore H., 2003, Mekanika

Fluida, Penerbit Erlangga, Jakarta.

Moran, Michael J., Shapiro, Howard N., 2006, Fundamental of Engineering

Thermodynamics, John Wiley & Sons, Inc.,West Susex, 720 – 721.

Olson, Reuben M., Wright, Steven J., 1998, Dasar – dasar Mekanika Fluida

Teknik, Penerbit PT Gramedia Pustaka Utama, Jakarta, 422 - 423

Pereira, P.R., et. al., 2014, Experimental result with a variable geometry ejector

using R600a as working fluid, International Journal of Refrigeration, 46,

77 – 85


94

Sharifi, N., Sharifi M., 2014, Reducing energy consumption of a steam ejector

through experimental optimization of the nozzle geometry, Energy, 66,

860 – 867.

Sriveerakul, T., Aphornratana, S., Chunnanond, K., 2006, Performance predicton

of steam ejector using computational fluid dynamics: Part 1. Validation of

the CFD results, International Journal of Thermal Sciences,46, 812 – 822.

Triatmodjo, Bambang, 2014, Hidraulika, Beta Offset, Yogyakarta.

U.S. Department of Energy, 2008, Waste heat recovery: technology and

opportunities in the U.S. Industry, Industrial Technologies Program.

Valle, J. G., et. al., 2011, A one dimensional model for the determination of an

ejector entrainment ratio, International Journal of Refrigeration, 35,772 –

784

White, Frank M., 1998, Fluid Mechanics, WCB McGraw-Hill, Boston.

Yadav, R.L., Patwardhan, A.W., 2008, Design aspects of ejectors: Effects of

suction chamber geometry, Chemical Engineering Science,63, 3886 –

3897

Zhu, Yinhai, Jiang, Peixue, 2013, Experimental and numerical investigation of the

effect of shock wave characteristics on the ejectorperformance,

International Journal of Refrigeration, 40, 31 - 42


92

LAMPIRAN


93

Lampiran A.1 Data Hasil Percobaan Variasi Area Ratio Throat 6.25

Boiler Evaporator Outlet Ejector

P

(kPa)

T

(°C)

Δh

(mm)

T₁

(°C)

T₂

(°C)

Δh

(mm)

T

(°C)

Δh (mm)

100.0

110.1 4.0 80.0 79.8 -0.1 96.9 0.4

112.6 3.0 70.0 69.4 -0.4 96.4 0.3

111.5 6.0 60.0 59.6 -0.3 96.5 0.2

113.2 5.0 50.0 49.5 -0.2 97.1 -0.1

200.0

120.5 13.0 80.0 79.8 0.0 93.4 0.8

118.3 11.0 70.0 69.9 0.1 95.1 0.6

122.0 14.0 60.0 59.6 0.1 94.7 0.4

123.0 12.0 50.0 49.8 0.2 96.8 0.2

300.0

130.4 20.0 80.0 79.5 -0.4 91.9 0.6

130.8 20.6 70.0 69.8 0.2 94.3 1.0

130.1 23.0 60.0 59.9 0.6 90.9 -0.4

129.5 20.0 50.0 49.6 0.4 90.3 -1.0

400.0

139.2 34.0 80.0 79.9 -1.0 91.6 0.5

140.8 31.0 70.0 69.3 -0.8 96.3 -0.2

141.6 35.0 60.0 59.6 -0.6 95.5 0.6

140.6 35.4 50.0 49.2 0.5 90.2 1.0


94



P (kPa) T

(°C)

Δh

(mm)

T₁

(°C)

T₂

(°C)

Δh

(mm)

T

(°C)

Δh (mm)

100.0

110.5 8.8 80.0 79.8 0.6 97.7 -0.6

109.8 8.0 70.0 69.7 0.7 96.6 -0.2

109.5 7.0 60.0 59.8 0.4 96.7 -0.2

110.0 7.2 50.0 49.5 0.7 97.2 -0.4

200.0

123.5 13.2 80.0 79.6 0.2 94.0 -0.5

123.1 14.6 70.0 69.6 0.3 93.9 -0.2

122.7 15.0 60.0 59.5 0.2 95.1 0.4

122.5 14.0 50.0 49.7 0.3 95.6 -0.5

300.0

131.1 20.0 80.0 79.8 -0.1 92.1 1.4

130.7 22.0 70.0 69.4 -0.3 96.5 0.4

131.5 20.6 60.0 59.6 -0.2 92.4 1.8

131.0 21.0 50.0 49.7 0.2 91.5 0.6

400.0

140.2 33.6 80.0 79.8 -0.2 89.6 2.0

140.5 34.8 70.0 69.7 -0.2 86.3 -0.5

139.3 34.2 60.0 59.8 -0.1 88.6 1.0

140.1 33.0 50.0 49.9 0.2 89.4 -0.5


95



P

(kPa)

T

(°C)

Δh

(mm)

T₁

(°C)

T₂

(°C)

Δh

(mm)

T

(°C)

Δh

(mm)

100.0

109.8 8.2 80.0 79.6 0.6 96.1 -0.5

110.4 7.2 70.0 69.6 0.2 98.3 -0.6

110.1 8.8 60.0 59.7 0.3 98.4 -0.4

110.0 8.0 50.0 47.8 0.6 97.4 -0.4

200.0

122.8 15.0 80.0 78.8 0.3 95.5 -0.8

122.5 14.0 70.0 69.2 0.4 98.2 -0.5

123.0 12.6 60.0 59.8 0.6 98.1 -0.5

122.7 14.2 50.0 49.5 0.3 95.1 -0.5

300.0

130.9 21.6 80.0 78.6 0.4 94.1 1.6

130.8 21.0 70.0 69.4 0.5 93.4 1.8

131.4 21.4 60.0 59.8 0.2 94.0 0.8

131.1 22.0 50.0 49.8 0.6 88.4 2.6

400.0

140.5 33.8 80.0 79.6 0.2 92.4 6.8

140.3 34.0 70.0 69.7 0.4 87.2 6.4

140.2 35.2 60.0 59.8 0.1 88.7 3.9

139.5 34.6 50.0 49.9 0.4 85.8 4.1


96

Lampiran B.1 Data Hasil Pengolahan Variasi Area Ratio Throat 6.25

Boiler Evaporator Entrainment

Ratio

Expansion

Ratio COP

P (kPa) T₁ (°C)

100.00

80.00 -1.10 2.11 -1.08

70.00 -1.34 3.21 -1.31

60.00 -0.79 5.02 -0.77

50.00 -0.70 8.10 -0.67

200.00

80.00 0.57 4.22 0.55

70.00 0.62 6.41 0.60

60.00 0.45 10.03 0.43

50.00 0.46 16.19 0.44

300.00

80.00 -0.62 6.33 -0.60

70.00 0.49 9.62 0.47

60.00 0.46 15.05 0.44

50.00 0.40 24.29 0.38

400.00

80.00 -0.55 8.44 -0.53

70.00 -0.48 12.82 -0.46

60.00 -0.38 20.06 -0.36

50.00 -0.31 32.39 -0.30


97



Ratio

Expansion

Ratio COP

P (kPa) T₁ (°C)

100.00

80.00 0.97 2.11 0.95

70.00 0.91 3.21 0.89

60.00 0.77 5.02 0.75

50.00 0.72 8.10 0.69

200.00

80.00 0.68 4.22 0.66

70.00 0.60 6.41 0.58

60.00 0.48 10.03 0.46

50.00 0.45 16.19 0.43

300.00

80.00 -0.50 6.33 -0.49

70.00 -0.50 9.62 -0.48

60.00 -0.41 15.05 -0.40

50.00 0.35 24.29 0.33

400.00

80.00 -0.43 8.44 -0.42

70.00 -0.37 12.82 -0.35

60.00 -0.29 20.06 -0.28

50.00 0.28 32.39 0.27


98



Ratio

Expansion

Ratio COP

P (kPa) T₁ (°C)

100.00

80.00 1.00 2.11 0.99

70.00 0.79 3.21 0.77

60.00 0.66 5.02 0.64

50.00 0.66 8.10 0.64

200.00

80.00 0.68 4.22 0.66

70.00 0.64 6.41 0.62

60.00 0.62 10.03 0.60

50.00 0.45 16.19 0.43

300.00

80.00 0.59 6.33 0.58

70.00 0.55 9.62 0.53

60.00 0.41 15.05 0.39

50.00 0.41 24.29 0.39

400.00

80.00 0.43 8.44 0.42

70.00 0.41 12.82 0.40

60.00 0.29 20.06 0.27

50.00 0.31 32.39 0.29


99

Lampiran C. Contoh Perhitungan

Diketahui:

Diameter pipa (D1) = 0,026 m

Diameter orifice (D2) = 0,0125 m

Konstanta gas universal, Λ = 8314 m2/s

2.K

Massa molekul H2O M = 18,016

Tekanan boiler (Pb) = 100 kPa

Temperatur boiler (Tb) = 383.1 K

µ fluida primer @ 383.1 K = 1.26 x 10-4

Pa.s

ΔH manometer pipa U – fluida primer = 82 mm

Tekanan evaporator (Pe) = 47.39 kPa

Temperatur evaporator (Te) = 353 K

µ fluida sekunder @ 353 K = 1.16 x 10-4

Pa.s

ΔH manometer pipa U – fluida sekunder = 6 mm

ρ coolant = 1130 kg/m3

ρ air raksa = 13.600 kg/m3

Ditanya:

ρp, ρs, νp, νs, V2p, V2s, V1p, V1s, Rep, Res, Cdp, Cds, Qp, Qs, ̇p, ̇s, h1p, h2p,

h1s, h2s, Qb, Qe, ω, ER, COP.


100

Jawab:

Perhitungan properti untuk fluida primer (Boiler)

Massa jenis fluida primerb

b

pTR

P

(Rumus gas ideal)

Dimana, KsmM

R ./47,461016,18

8314 22

3/565,01,38347,461

100000mkg

TR

P

b

b

p

Viskositas kinematik fluida primer,

smp

p

p /10222,25653,0

1026,1 244

ΔH air raksa = ΔP fluida primer = 82 mmHg = 10,93 kPa

Dengan menggunakan persamaan kontinuitas: 2211 VAVA

222

1

2

22

1

21 23,0 VV

D

DV

A

AV

Persamaan Bernoulli:

g

VZP

g

VZP

22

2

2122

2

1111

2

1

2

21

212

VVg

PP

2

2

2

2 )23,0(81,92

5653,010930 VV

Kecepatan fluida primer, V2p = 201,94 m/s & V1p = 46,44 m/s


101

99,545310222,2

026,044,46Re

4

1

p

P

DV

Rumus Coefficient Discharge pada orifice =

2

3

14

475,05,2 0337,0

1

09,0Re71,91)( FFfCd Pp

dimana untuk nilai 21 &,),( FFf adalah sebagai berikut:

48,0026,0

0125,0

1

2 D

D

602,0184,00312,05959,0)( 81,2 f

F1 = 0,433 & F2 = 0,47

)433,0()48,0(1

)48,0(09,0)99,5453()48,0(71,91602,0

4

475,05,2

pCd

)47,0()48,0(0337,0 3

Cdp = 0,6257

Rumus menentukan debit pada orifice:

2/1

4

2

2/1

4248,01

565,0/109302)0125,0(

46257.0

1

/2

p

pp

PACdQ

= 0,01 m3/s

skgQm ppp /00565,0565,001,0

Nilai entalpi fluida primer diinterpolasi dari tabel properti Saturated Water

Moran, Tabel A-2.


102

kgkJkgkJkgkJK

Kh p /6.2691/5,2691/)5,26913,2706(

)383393(

)3831,383(1

h2p = hf condenser @ 27°C = 117,25 kJ/kg

Perhitungan properti untuk fluida sekunder (Evaporator)

Massa jenis fluida primers

s

sTR

P

(Rumus gas ideal)

Dimana, KsmM

R ./47,461016,18

8314 22

35 /1061,135347,461

47390mkg

TR

P

E

E

s

Viskositas kinematik fluida sekunder,

sms

s

s /17,71061,1

1016,1 2

5

4

ΔH air coolant = ΔP fluida sekunder = 6 mmAirCoolant = 66,486 Pa

Dengan menggunakan persamaan kontinuitas: 2211 VAVA

222

1

2

22

1

21 23,0 VV

D

DV

A

AV

Persamaan Bernoulli:

g

VZP

g

VZP

22

2

2122

2

1111

2

1

2

21

212

VVg

PP

2

2

2

2

5

)23,0(81,92

1061,1468,66 VV


103

Kecepatan fluida sekunder, V2s = 2950,11 m/s & V1s = 681,8 m/s

47,217,7

026,08,681Re 1

S

S

DV

Rumus Coefficient Discharge pada orifice =

2

3

14

475,05,2 0337,0

1

09,0Re71,91)( FFfCd Sp

dimana untuk nilai 21 &,),( FFf adalah sebagai berikut:

48,0026,0

0125,0

1

2 D

D

602,0184,00312,05959,0)( 81,2 f

F1 = 0,433 & F2 = 0,47

)433,0()48,0(1

)48,0(09,0)47,2()48,0(71,91602,0

4

475,05,2

SCd

)47,0()48,0(0337,0 3

CdS = 8,03

Rumus menentukan debit pada orifice:

2/1

4

52

2/1

4248,01

1061,1/487,662)0125,0(

403,8

1

/2

p

S

PACdQ

= 2,91 m3/s

skgQm SSS /1068,41061,191,2 55

h1s = hg evaporator @ 353 K = 2643,7 kJ/kg

h2s = hf condenser @ 27°C = 117,25 kJ/kg


104

Menentukan parameter Ejektor; ω, ER, dan COP

35

1028,800565,0

1068,4

P

S

m

m

11,247390

100000

Pe

PbER

005,025,1176,2691

25,1177,26431028,8 3

21

21

pp

ss

hh

hhCOP


105

Lampiran D. Tabel Sifat Termodinamika Saturated Water (Moran, 2006)


106


Skripsi ANALISIS EKSPERIMENTAL EFEK AREA RATIO … · Gambar 2.33 Fenomena aliran pada converging...

Documents

Transcript of Skripsi ANALISIS EKSPERIMENTAL EFEK AREA RATIO … · Gambar 2.33 Fenomena aliran pada converging...