PERANCANGAN POMPA “LEAN AMINE PUMP” BERKAPASITAS 1500 GPM TEKANAN 700 PSI
SKRIPSI Diajukan dalam rangka penyelesaian studi Strata 1 Untuk mencapai gelar Sarjana Teknik
Oleh : Nama
: Muhammad Nur Ali Mahmudi
NIM
: 5250401012
Program Studi
: Teknik Mesin S1
JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS NEGERI SEMARANG 2006
LEMBAR PENGESAHAN Skripsi. Tahun 2006. Judul Skripsi: Perancangan Pompa “ Lean Amine Pump” Berkapasitas 1500 GPM Tekanan 700 psi”.
Telah dipertahankan dihadapan Tim Penguji pada tanggal : 4 Maret 2006. Panitia Ujian Ketua
Sekretaris
Drs. Supraptono, M.Pd NIP. 13112564
Basyirun, S.Pd, MT NIP. 132094389
Pembimbing I
Anggota Penguji :
Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214
1. Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214
Pembimbing II 2. Samsudin Anis, ST. MT NIP. 132303194
Samsudin Anis, ST. MT
NIP. 132303194
3. Danang Dwi S, ST. MT NIP. 132307549 Mengetahui Dekan Fakultas Teknik
Prof. Dr. Soesanto NIP. 130875753
ii
“ Barangsiapa yang mengerjakan amal saleh, baik laki-laki maupun perempuan dalam keadaan beriman, maka sesungguhnya akan Kami berikan baginya kehidupan yang baik dan sesungguhnya akan Kami kepada mereka dengan pahala yang lebih baik dari apa yang telah mereka kerjakan.“ (An-Nahl : 97)
“Sesungguhnya “Sesungguhnya sesudah kesulitan itu ada kemudahan, maka apabila kamu telah t elah (selesai dari suatu urusan, kerjakanlah dengan sungguh - sungguh (urusan) yang lain.” (Alam Nasyrhoh 6-7)
“Sesungguhnya “Sesungguhnya Alloh menyukai jika salah seorang diantara kalian mengerjakan suatu pekerjaan dengan tekun.” (Shahih Al-Jami’ Ash-Saghir, 1880)
iii
Kupersembahkan Kupersembahkan tulisan ini untuk: Ayah dan Ibu tercinta Kakakku, mas Huda & Mbak Heny Seseorang yang menjadi dambaan hatiku yang kelak akan mendampingiku mengarungi kehidupan
KATA PENGANTAR Alhamdulillah, segala puji hanya bagi Alloh penguas alam raya, kepada-Nya
kita memanjatkan pujian, memohon dan ampun serta bertaubat. Berkat limpahan
iv
nikmat dan karunia serta kasih saying-Nya pada ahinya Skripsi ini dapat penulis selesaikan. Hanya kepada Alloh penulis menghaturkan sembah sujud sebagai wujud ibadah kepada-Nya demi memperoleh keridhoan-Nya. Skripsi yang dibuat adalah Perancangn Pompa “Lean Amine Pump” Dengan kapasitas 1500 GPM dan Tekanan 700 psi. Skripsi ini diharapakn dapat menambah wawasan bagi penulis serta orang lain mengenai pompa serta design kontruksi serta kalkulasinya. Dalam kesempatan ini, penulis ingin menyampikan ucapan terima ksih yang setulus-tulusnya kepada : 1. Ayahanda dan Ibunda tercinta, yang telah memberikan segaanya demi kesuksesan studi putranya. 2. Prof.Dr. Soesanto,M.Pd., selaku Dekan Fakultas teknik Universitas Negeri Semarang . 3. Drs. Pramono, Selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Universitas Negeri Semarang. 4. Bapak Ir.Sunardjo, MT., selaku Dosen Pembimbing I yang telah sabar membimbing dan membantu penulis menyelesaikan Skripsi ini. 5. Bapak Samsudin Anis, MT. selaku Dosen Pembimbing II yang telah sabar membimbing dan membantu penulis menyelesaikan Skripsi ini. 6. Dosen Jurusan Teknik Mesin yang telah sekian lama mengajar dan mendidik penulis selama kuliah. 7. Karyawan tata usaha serta perpustakaan yang telah membantu penulis dalam administrasi dan referensi.
v
8. Kakakku yang telah membantu memberikan berbagi referensi,motivasi serta dorongan untuk lebih cepat menyelesaikan studi. 9. Seseorang yang selalu terucap dalam setiap doaku yang telah menjadi inspirator selesainya Skripsi ini. 10. Mas Iwan Kurniawan, yang telah tela h membantu menyelesaikan gambarku. 11. Seluruh rekan mahasiswa Jurusan Teknik Mesin. 12. Seluruh rekan-rekanku di Al-firdaus, Adz-Dzikr, Scudetto, dan Daffa kost (Lukman, Awang, Arif W, Didik, Dani, Hadi, Arif J). 13. Hadi, Arif J, Didik, Galih, Sugi’, Dona, Dani, terima kasih pinjaman Komputer dan printnya. 14. Seluruh pihak yang belum penulis sebutkan yang telah membantu penulis hingga selesainya Skripsi ini. Semoga Alloh SWT membalasnya dengan balasan yang baik. Akhir kata penulis mengharapkan kritik dan saran guna menambah pengetahuan penulis dikemudian hari. Semoga Skripsi ini dapat diambil manfaat yang sebesar-besarnya bagi pembaca dan semua yang membutuhkan.
Semarang, Januari 2006
Muhammad Nur Ali Mahmudi DAFTAR ISI
vi
Halaman HALAMAN JUDUL ........................... ................................................ ........................................... .......................................... .................... i HALAMAN PENGESAHAN ................................................. ..................................................................... ........................... ....... ii MOTTO ............................................. ................................................................... ............................................. .......................................... ................... iii PERSEMBAHAN ........................................... ................................................................. ........................................... ............................. ........ iv KATA PENGANTAR PENGANTAR ......................................... .............................................................. .......................................... ......................... .... v DAFTAR ISI ............................................. ................................................................... ............................................ ................................... ............. vi DAFTAR LAMBANG DAN SINGKATAN ....................................... ..................................................... .............. xii DAFTAR TABEL ......................................... .............................................................. ........................................... ................................. ........... xvi DAFTAR GAMBAR ........................................... ................................................................. ........................................... ......................... .... xvii DAFTAR LAMPIRAN...................... LAMPIRAN ........................................... ........................................... ........................................... ....................... xix INTISARI............................................. INTISARI........................ ........................................... ............................................ ......................................... ................... xx
BAB I. PENDAHULUAN............................................................... PENDAHULUAN.................................................................................. ................... 1 1.1
Pengertian Dan Fungsi Pompa Pompa ............................................. .................................................................. ..................... 1
1.2
Jenis-Jenis Pompa ................................ ....................................................... .............................................. .............................. ....... 2 1.2.1 Pompa Kerja Positif (Positive Displacement Pump) .......... ............... ......... ....... ... 3 1.2.1.1 Pompa Pompa Resiprok .............................................. ................................................................... ..................... 3 1.2.1.2 Pompa Rotari ....................................................... ........................................................................ ................. 5 1.2.1.3 Pompa Diafragma .......................................... ................................................................ ...................... 6 1.2.2 Pompa Kerja Dinamis (Non Positif Displacement Pump) .......... ............... ....... 7 1.2.2.1 Pompa Sentrifugal .................................................... ................................................................ ............ 7 1.2.2.2 Pompa Pompa Jenis khusus ............................................ ............................................................. ................. 12
1. 3 Tujuan Penulisan ............................... ...................................................... ............................................. ................................. ........... 13 1. 4 Metode Penulisan ....................................... .............................................................. .............................................. ......................... 13 1. 5 Rumusan Dan Batasan Masalah ..................................... ............................................................. ........................... ... 14
BAB II. TINJAUAN TINJAUAN MASALAH ........................................... ................................................................ .......................... ..... 15 2.1
Latar Belakang Masalah.............................. Masalah.................................................... ............................................ ......................... ... 15
2.2
Head Total Dan Kapasitas Total Pompa .................................................. .................................................... 23 vii
2.2.1 Head total pompa .............................................................. .......................................................................... ............ 24 2.3
Pemilihan Jenis Pompa ....................................................... ............................................................................. ...................... 30
2.4
Menentukan Jumlah Tingkat ........................................................ ..................................................................... ............. 31
2.5
Pemilihan Penggerak Mula ............................................ ................................................................... ........................... .... 32
BAB III. PERENCANAAN IMPELER ................................................. ............................................................. ............ 38 3. 1 Segitiga Kecepatan ................................ ........................................................ ................................................ ............................ .... 38 3. 2 Kecepatan Spesifik Dan Tipe Impeller ................................................ ..................................................... ..... 39 3.2.1
Kecepatan Spesifik Kinematik ............................................ ...................................................... .......... 40
3.2.2
Kecepatan Spesifik Dinamik ............................................ ......................................................... ............. 40
3.2.3
Bilangan Bentuk ............................................ .................................................................. ................................ .......... 41
3.2.4
Tipe Impeller ............................................. ..................................................................... .................................... ............ 41
3. 3 Daya Pompa ........................................................... .................................................................................. ................................... ............ 45 3. 4 Dimensi Impeller ............................. .................................................... .............................................. ................................... ............ 46
3.5
3.4.1
Diameter Poros ............................................. .................................................................... ................................. .......... 47
3.4.2
Diameter Sisi Masuk ................................................ ..................................................................... ..................... 51
3.4.3
Sudut Sisi Masuk ( Β1) .......................................................... ................................................................... ......... 55
3.4.4
Lebar Sisi Masuk Impeller .............................................. ............................................................ .............. 56
3.4.5
Diameter Sisi Keluar Impeller ...................................................... ...................................................... 58
3.4.6
Lebar Sisi Keluar Impeler (B2) ............................................ ..................................................... ......... 61
3.4.7
Koreksi Terhadap 1+C p ............................................ ................................................................. ..................... 63
3.4.8
Koreksi Terhadap Jumlah Sudu Sudu ........................................... .................................................... ......... 64
3.4.9
Lebar Impeler Untuk Tiap Titik .................................................... .................................................... 64
Segitiga Kecepatan ................................................................ .................................................................................... .................... 65 3.5.1
Segitiga Kecepatan Pada Sisi Masuk Masuk Impeler ............................... ............................... 65
3.5.2
Segitiga Kecepatan Sisi Keluar Impeler ....................................... ....................................... 66
3.6
Perancangan Sudu Impeler .......................................... ................................................................ .............................. ........ 69
3.7
Pemeriksaan Kekuatan Impeler .............................................. ................................................................. ................... 72
3.8
Rangkuman Hasil Perhitungan Impeler .................................................... .................................................... 75
BAB IV SALURAN MASUK MASUK DAN KELUAR .......................................... ................................................ ...... 80 viii
4.1
Saluran Masuk ............................................ ................................................................... ............................................. ........................ .. 80
4.2
Saluran Keluar .......................................... ................................................................. ............................................. .......................... .... 82 4.2.1
Difuser Dan Saluran Pengarah Balik ............................................ ............................................ 82
4.2.2
Perencanaan Diffuser ............................ .................................................. ........................................ .................. 84
4.2.3
Pengaruh Penyempitan Pada Sisi Masuk ...................................... ...................................... 85
4..2.4 Luas Sisi Sisi Masuk Tiap Sudu Sudu Difuser Ring (A d) ............................. ............................. 87 4.2.5
Tinggi Laluan Sisi Masuk Difuser ( E 4 ) ..................................... ....................................... .. 88
4.2.6
Radius Sisi Masuk Difuser (Rb) .................................................. .................................................. 89
4.2.7
Jari-Jari Kelengkungan Busur AB ( Ρ ) ........................................ ........................................ 89
4.2.8
Panjang Laluan Pada Cincin Difuser ( L ) .................................... .................................... 90
4.2.9
Diameter Terluar Difuser ( D5 ) ............................................... .................................................... ..... 90
4.2.10 Sisi Keluar Difuser ......................................... ................................................................ .............................. ....... 90 4.2.11 Sudut Divergensi ( Δ ) ................................................... ................................................................... ................ 91 4.2.12 Pemilihan Material Difuser ......................................... .......................................................... ................. 91 4. 3 Perencanaan Sudu Pengarah Balik ...................................... ............................................................ ...................... 92
4.4
4.3.1
Pengaruh Jumlah Sudu Difuser Pada Distribusi Kecepatan ......... 92
4.3.2
Sudu Penghantar Balik Sisi Masuk .................................... ............................................... ........... 95
4.3.3
Sudu Penghantar Balik Sisi Keluar ........................................... ............................................... .... 96
4.3.4
Pemilihan Material Sudu Penghantar Balik ................................ .................................. 97
Perhitungan Kekuatan Casing Casing ............................................ .................................................................. ........................ 98
BAB V. PERENCANAAN PERENCANAAN POROS ...................................................... ................................................................. ........... 99 5. 1 Perencanaan Poros ............................................. ................................................................... ....................................... ................. 99 5.1.1
Gaya Aksial ........................................... ................................................................. ....................................... ................. 99 5.1.1.1 Perhitungan Gaya Aksial ................................. ................................................... .................. 103 5.1.1.2 Perhitungan Perhitungan Dimensi Celah Dan Cakram Cakram ......................... ......................... 104
5.2
Gaya Radial ............................................. ................................................................... ............................................. ......................... .. 110 5.2.1
Perhitungan Berat Impeller ......................... ................................................ .................................. ........... 111
5.2.2
Perhitungan Berat Cakram ........................................... ............................................................ ................. 114
5.2.3
Perhitungan Berat Kopling .......................................... ............................................................ .................. 116
5.2.4
Konstruksi Poros .............................................. ..................................................................... ............................. ...... 117 ix
5.3
Pemeriksaan Kekuatan Poros ............................................ ................................................................... ......................... 119 5.3.1
Pemeriksaan Terhadap Tegangan Geser .............................. ....................................... ......... 124
5.3.2
Pemeriksaan Terhadap Defleksi Puntiran Puntiran ..................................... ..................................... 125
5.3.3
Pemeriksaan Terhadap Konsentrasi Tegangan ............................. ............................. 128
5.3.4
Pemeriksaan Konsentrasi Tegangan Pada Poros Tempat Impeller 129
5.3.5
Pemeriksaan Konsentrasi Tegangan Pada Poros Tempat Kopling 131
BAB VI. PERENCANAAN PERENCANAAN BANTALAN, BANTALAN, KOPLING DAN DAN PASAK ............ 134 6.1
Perencanaan Bantalan .......................................... ................................................................. ..................................... .............. 134 6.1.1
Umur Bantalan ............................................ ................................................................... .................................. ........... 138
6.1.2
Pelumasan Bantalan ............................................ ................................................................... .......................... ... 140
6.2
Stuffing Box ............................................ .................................................................. ............................................. ............................. ...... 140
6.3
Perencanaan Kopling ........................................... .................................................................. .................................... ............. 142
6.4
6.3.1
Pemeriksaan Kopling .......................................... ................................................................. .......................... ... 144
6.3.2
Pemeriksaan Terhadap Baut Pengikat Kopling ............................. ............................. 146
Pasak ............................................. ................................................................... ............................................. ..................................... .............. 147
6.4.1 Pasak Pengikat Untuk Impeller Dan Cakram ............................................ ............................................ 148 6.4.2 Pasak Pasak Pada Kopling Kopling ............................................ ................................................................... ...................................... ............... 151
BAB VII. EFESIENSI DAN KAVITASI KAVITASI ......................................... .......................................................... ................. 154 7.1
7.2
Efesiensi ............................................. .................................................................... .............................................. ............................... ........ 154 7.1.1
Efesiensi Hidrolis .............................................. ..................................................................... ............................ ..... 155
7.1.2
Efesiensi Mekanis ............................................. .................................................................... ............................ ..... 156
7.1.3
Efesiensi Volumetris ............................................... ..................................................................... ...................... 157
7.1.4
Efisiensi Total ............................................ ................................................................... ................................... ............ 158
Kavitasi .......................................... ................................................................ ............................................. ..................................... .............. 158
7.3.1 NPSH 7.3.1 NPSH ( Net Positive Suction Head ) .......................................... ........................................................... ................. 160 7.3.1
NPSH Yang Dibutuhkan ........................................... ............................................................... .................... 161
7.3.2
NPSH Yang Tersedia ............................................. ................................................................... ........................ 162
7.3.3
Pencegahan Kavitasi .......................................... ................................................................ ........................... ..... 164
BAB VIII KARAKTERISTIK POMPA ........................................................ ............................................................ .... 165 x
8.1
8.2
Hubungan Head Euler Dengan Kapasitas Pompa Pompa ..................................... 165 8.1.1
Head Euler Dengan Kapasitas ......................................... ....................................................... .............. 165
8.1.2
Head Teoritis Dan Kapasitas ............................................... ........................................................ ......... 166
8.1.3
Head Aktual Dengan Kapasitas .......................................... .................................................... .......... 167
Hubungan Efesiensi Dengan Kapasitas Pompa Pompa ........................................ ........................................ 172
BAB IX PENUTUP PENUTUP ............................................ .................................................................. ............................................. ......................... .. 182 DAFTAR PUSTAKA PUSTAKA ......................................... ............................................................... ........................................... ......................... .... 185 LAMPIRAN .......................................... ................................................................ ............................................ ....................................... ................. 186
DAFTAR LAMBANG DAN SINGKATAN xi
Ao
= luas penampang sisi masuk impeler ( m 2 )
Ao’ = luas penampang masuk total ( m2 ) A1
= luas penampang pada sisi masuk impeller
A2
= luas penampang sisi keluar impeler
A5
= luas penampang sisi keluar difusser impeler
Ad
= luas total sisi masuk difuser ring ( m 2 )
Ah
= luas penampang hub
b
= lebar sudu ( mm )
b3
= lebar awal difuser ( mm )
bm
= lebar sudu rata - rata ( mm )
BHP = daya kuda rem (HP) c
= kecepatan absolut partikel fluida yang mengalir melalui impeler relatif terhadap tanah ( m/s )
c0
= kecepatan aksial (m/s)
cm
= kecepatan meridian ( m/s )
C
= Kapasitas beban dinamis (N)
Cb
= faktor koreksi jika terjadi pembebanan lentur.
C p
= koreksi Pfleiderer
Cu
= komponen tangensial dari kecepatan absolute (m/s)
D
= diameter pipa (m)
D
= diameter impeller (m)
do
= diameter impeler pada sisi masuk ( mm )
dd
= diameter cakram (mm0
dsh
= diameter poros (mm)
dh
= diameter untuk hub depan impeler ( mm )
dh’
= diameter untuk hub belakang impeler ( mm )
e
= tingggi laluan diffuser (mm)
F
= gaya tangensial (kg)
FHP = daya kuda kuda fluida (HP) f
= koefisien gesek xii
Fat
= gaya aksial total (N)
G
= modulus geser (kg/cm2)
g
= percepatan gravitasi (9.81 m/s2)
H
= head/ tinggi tekan pompa (m)
Hth
= head teoritis (m)
Hth∞ th∞ = head teoritis euler (m) hh
= head kerugian gesekan (m)
H pl
= daya kuda untuk mengatasi kebocoran (HP)
hfd
= rugi – rugi akibat gesekan
Hpdf = daya kuda untuk mengetasi kerugian gesekan H ph = daya kuda untuk mengetasi kerugian hidrolis HPM = daya kuda untuk mengetasi kerugian mekanis H pl
= daya kuda untuk mengetasi kerugian kebocoran
I
= momen inertia (cm4)
K cm1 cm1 = koefisien kecepatan pada sisi masuk impeler K t
= faktor koreksi momen momen puntir jika terjdi tumbukan atau lendutan lendutan
K 2cu 2cu = faktor sirkulasi Kt
= konstanta pegas puntir (kg cm/rad)
l
= panjang pipa (m)
M
= momen lengkung (kg/cm2)
NPSHA = NPSH yang tersedia (m) NPSHR = NPSH yang diperlukan (m) nsq
= kecepatan spesifik kinematik ( rpm )
nsp
= kecepatan spesifik dinamik ( rpm )
nsf
= bilangan bentuk
n
= kecepatan putar poros pompa ( rpm )
Psh
= daya poros yang dibutuhkan pompa ( Watt )
P
= daya penggerak (HP)
Pa
= tekanan absolute pad cairan yang akan dipompa
P bf
= kerugian daya daya akibat gesekan pada bantalan (HP)
Pd
= beban ekivalen (N) xiii
Pv
= tekanan uap jenuh ada temperatur pemompaan (kg/cm 2)
Q’
= kapasitas fluida yang melewati impeler
Q
= kapasitas pompa [ SI
Qs
= kapasitas pompa tanpa adanya shock losses (m3/s)
R
= beban radial (kg)
Re
= bilangan Reynold
S
= tebal sudu (mm)
s1
= tebal sudu pada sisi inlet ( mm )
su1
= tebal sudu pada sisi masuk dalam arah keliling ( mm )
su2
= ketebalan sudu pada pada sisi keluar dalam arah keliling (mm)
s4
= tebal awal sudu difuser ( mm )
s7
= tebal awal sudu pengarah balik ( mm )
Sf
= faktor keamanan
T
= momen puntir (kg.mm)
Tf
= kerugian torsi (kg.mm)
u
= kecepatan suatu titik pada impeler tersebut relatif terhadap tanah ( m/s )
U
= kecepatan keliling (m/s)
V
= kecepatan aliran (m/s)
(
m3/s ) , British
(
gpm ) ]
Vsudu = volume sudu (mm 3) W
= Berat impeller (kg)
w
= kecepatan partikel fluida relatif terhadap impeler ( m/s )
Z
= jumlah sudu
α
= sudut antara c dan u ( º )
β
= sudut antara w dan perpanjangan u ( º )
ω
= kecepatan sudut ( rad/s )
γ
= berat Jenis fluida ( kg/m 3 )
ηt
= efisiensi total pompa
σ
= kekuatan tarik material ( kg/cm2 )
τ
= tegangan geser (kg/cm2)
σa
= tegangan desak ( kg/cm2 )
xiv
φ1
=
koefisien penyempitan ( constriction coefficient ) pada sisi masuk β2 sudutsisi keluar
ηh
= efisiensi hidrolis
ψ'
= koefisien untuk menentukan C p
υ
= sudut overlap ( º )
δ
= sudut Divergensi ( º )
θ
= deformasi Puntir Puntir ( º )
ηv
= efisiensi volumetris
ηh
= efisiensi hidrolis
ηm
= efisiensi mekanis
ηtot
= efisiensi total
ν
= viskositas kinematis (m2/s)
ε
= faktor penyempitan
μ
= faktor slip
xv
DAFTAR TABEL
Tabel 2.1
Keunggulan gas alam dibandingkan minyak solar ........................ ........................ 15
Tabel 2.1
Lanjutan .............................................. ..................................................................... .......................................... ................... 16
Tabel 2.2
Perbandingan Emisi Udara ................................................ ............................................................ ............ 16
Tabel 2.3
Data gas (raw gas) di sumur sumur gas alam Merbau Sumatra Selatan... Selatan... 18
Tabel 2.4
karakteristik gas alam di sumur sumur gas Merbau Sumatra Selatan ..... 19
Tabel 2.5
Spesifikasi produk di di sumur gas alam Merbau Sumatra Utara ..... 20
Tabel 2.6
Hasil Perhitungan efesiensi pompa dalam berbagai tingkat ......... 36
Tabel 3.1
Cadangan daya berdasarkan Psh ........................................... ..................................................... .......... 46
Tabel 3.2
Unsur kimia kimia dan kandungannya dalam bahan poros .................... 50
Tabel.3.3
Harga efisiensi hidrolis untuk tiap harga kecepatn spesifik .......... 59
Tabel 3.4
Sifat dan kandungan material impeller ......................................... 73
Tabel 3.5
Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik ............................................ ............................................ 76
Tabel 3.5
Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik (lanjutan) ............................. ............................. 77
Tabel 3.6
Lebar laluan (b) untuk setiap titik ............................................ ................................................. ..... 78
Tabel 3.4
Sifat dan kandungan material impeller .......................................... .......................................... 79
Tabel 8.1
Hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head actual pada berbagai kapasitas pompa pompa ............................................. ..................................................... ........ 172
Tabel 8.2
Hasil perhitungan efesiensi pada berbagai kapasitas pompa ........ 176
Tabel 8.3
Head sistem dan head aktual pompa pada berbagai kapasitas ...... 176
xvi
DAFTAR GAMBAR
Gambar 2.1
Lay out pompa ........................................... ................................................................. .......................... .... 25
Gambar 2.2
Grafik daerah operasi berbagai pompa ................................ ................................ 31
Gambar 2.4
Grafik efesiensi pompa sebagai fungsi kapasitas dan spesific ................................................................... ......................................... .................. 36 speed ............................................
Gambar 3.1
Diagram Kecepatan Masuk dan Keluar Suatu Impeler......... 38
Gambar 3.2
Diagram Segitiga Kecepatan Masuk dan Keluar ................. 39
Gambar 3.3
Bentuk dan Jenis Impeler Berdasarkan Kecepatan Spesifik . 42
Gambar 3.4
Grafik hubungan K cm1 ........................ 52 cm1 dan K cm2 cm2 dengan n sq ........................
Gambar 3.5
Sudu Sisi Outlet ( Lazarkiewicz, Hal 85 ) .......................... 61 61
Gambar 3.5
Segitiga kecepatan sisi inlet ................................................ .................................................. .. 65
Gambar 3.7
Segitiga kecepatan sisi outlet ............................................... ............................................... 67
Gambar 3.8
Sudut Overlap ............................................ ................................................................... .......................... ... 70
Gambar 3.9
Metode point by point ............................................. .......................................................... ............. 71
Gambar 3.10
Grafik variasi Cm dan w terhadap jari-jari .......................... .......................... 79
Gambar 3.11
Impeller hasil perancangan ................................. .................................................. ................. 79
Gambar 4.1
Saluran masuk tipe konsentris ............................................. ............................................... 81
Gambar 4.2
Dimensi Difuser ring ............................................. ........................................................... .............. 85
Gambar 4.2
Grafik Hubungan K cv ............................................... ...................... 88 cv = f (ns) .........................
Gambar 4.4
Pengaruh jumlah sudu pada distribusi kecepatan keluar diffuser ............................................ .................................................................. .......................... .... 93
Gambar 5.1
Gaya geser aksial .......................................... ................................................................. ......................... 99
Gambar 5.2
Cakram penyeimbang gaya aksial ........................................ ........................................ 102
Gambar 5.3
Penampang impeller .............................................. ............................................................. ............... 111
Gambar 5.4
Cakram penyeimbang ............................................. .......................................................... ............. 114
Gambar 5.5
Penampang kopling ........................................... .............................................................. ................... 116
Gambar 5. 6
Poros yang Direncanakan ........................................... .................................................... ......... 118
Gambar 5.7
Gaya-gaya yang bekerja pada poros ............................. .................................... ....... 119
Gambar 5.8
Grafik faktor konsentrasi tegangan β untuk poros bertingkat ................................................... .................................................................... ................. 129 xvii
Gambar 5.9
Grafik penentuan faktor konsentrasi tegangan α untuk alur pasak ............................................. ................................................................... ...................... 130
Gambar 6.1
Bantalan rol silindris ........................................... ............................................................ ................. 135
Gambar 6.2
.......................................... ........... 141 Stuffing box dengan water jacket ...............................
Gambar 6.3
Kopling flens luwes ............................................ .............................................................. .................. 144
Gambar 6.4
Geseran akibat tegangan geser pada kopling ....................... ....................... 145
Gambar 6.5
Gaya geser pada pasak ............................................. ......................................................... ............ 148
Gambar 7.1
Grafik hubungan antara kecepatan spesifik, efesiensi hidrolis serta koefisien kavitasi Thoma.............................. Thoma................................. ... 162
Gambar 7.2
Layout isap pompa ........................................... ............................................................... .................... 163
Gambar 8.1
Kerugian - kerugian hidrolis ............................................. ................................................ ... 168
Gambar 8.2
Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head pompa (H) Pada Putaran Putaran 3000 rpm rpm ............................. ............................. 177
Gambar 8.3
Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan dengan BHP (HP) Pada Pada Putaran 3000 rpm .............. 177
Gambar 8.4
Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan efesiensi (η (η) Pada Putaran 3000 3000 rpm ................................... ................................... 178
Gambar 8.5
Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head (H) Pada Pada Putaran 3000 3000 rpm ......................................... ......................................... 180
Gambar 8.6
Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head (H) Pada Putaran 3000 rpm ......................................... ......................................... 180
xviii
DAFTAR LAMPIRAN
1. Lampiran 1 (Pemilihan Material Pompa ) .............................................. .............................................. 186 2. Lampiran 2 ( Sifat Dan Dan Komposisi Kimia Bahan Bahan ) ............................... ...............................
187
3. Lampiran 3 ( Ukuran Pasak Dan Alur Pasak ) ...................................... ......................................
191
4. Lampiran 4 ( Macam – Macam Kopling Kopling Tetap ) ................................... ...................................
192
5. Lampiran 5 ( Pemilihan Bantalan ) ................................................ ....................................................... .......
193
6. Lampiran 6 ( Ukuran Kopling Flens ) ............................................ .................................................... ........
194
7. Lampiran 7 ( Diagram Geser dan Diagram Momen Poros) ..................
198
xix
INTISARI Perancangan Pompa Lean Amine Pump Dengan Kapasitas 1500 GPM Tekanan 700 psi, Muhammad Nur Ali Mahmudi, Sunarjo, MT., Samsudin Anis, MT, 2006. Pompa adalah peralatan mekanis untuk meningkatkan energi tekanan pada cairan yang dipompa dengan mengubah energi mekanis poros penggerak menjadi energi potensial dan energi kinetis fluida. Seiring berkembangnya teknologi, pompa digunakan diberbagai bidang termasuk pemakaiannya dalam bidang pertambangan. Selanjutnya dalam skripsi ini akan direncanakan sebuah pompa yang digunakan untuk memompa Amine dalam sebuah sistem pemurnian gas alam di Sumur Gas Merbau Sumbagsel Sumatra Selatan dengan kapasitas 1500 GPM dan tekanan 700 psi. Pompa yang direncanakan adalah pompa sentrifugal 5 tingkat dengan poros mendatar yang mempunyai kapasitas 5,678 m 3/menit dengan head total 491 m dengan menggunakan penggerak Gas Engine dengan putaran 3000 rpm dan daya 883 HP (658.7 kW). Perancangan elemen-elemen pompa terdiri dari impeller, difuser, difuser, poros, bantalan, kopling, serta komponen – komponen lainnya dengan hasil sebagai berikut : 1.Impeller a. Diameter sisi masuk (d1) : 130 mm b. Diameter sisi keluar ( d2 ) : 270 mm c. Jumlah sudu ( z ) : 8 buah 2.Diffuser 1. Diameter dalam : 275 mm 2. Diameter luar : 400 m 3. Jumlah sudu ( z ) : 8 sudu 4.Poros a. Diameter terkecil : 50 mm b. Diameter terbesar : 65 mm 5.Bantalan a. Bantalan yang dipakai adalah bantalan rol silinder tipe NU 311 EC 6.Kopling a.Kopling a. Kopling yang dipilih dalam skripsi kali ini adalah kopling flens luwes yang terbuat dari bahan besi karbon cor SC 49 sesuai dengan standart JIS G 5101.
xx
PERNYATAAN SELESAI BIMBINGAN
Yang bertanda tangan dibawah ini pembimbing skripsi dari mahasiswa Nama
NIM Prodi
: Muhammad Nur Ali Mahmudi : 5250401012 : Teknik Mesin S1
Menyatakan bahwa mahasiswa tersebut telah selesai bimbingan skripsinya yang berjudul : PERANCANGAN POMPA “ LEAN AMINE PUMP” BERKAPASITAS 1500 GPM TEKANAN 700 psi
dan skripsi tersebut siap untuk diujikan. Demikian semoga menjadi periksa.
Semarang, 1 Februari 2006 Pembimbing I
Pembimbing II
Ir. Sunardjo, MT
Samsudin Anis, ST.MT. NIP.132303194
NIP. 130812214 Mengetahui ,
Ketua Jurusan Teknik Mesin
Drs.Pramono NIP. 131474226
xxi
HALAMAN PENGESAHAN
Skripsi. Tahun 2006. Judul Skripsi:
“Sitem Suplai Air Bersih Untuk
Universitas Negeri Semarang“.
Telah dipertahankan dihadapan Tim Penguji pada tanggal : 4 Maret 2006. Panitia Ujian : Ketua
Sekretaris
Drs. Supraptono, M.Pd NIP. 13112564
Basyirun, S.Pd, MT NIP. 132094389
Pembimbing I
Anggota Penguji :
Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214
1. Ir. Sunardjo, MT NIP. 130812214
Pembimbing II 2. Drs. Wirawan S, MT NIP. 131876223
Drs. Wirawan S, MT
NIP. 131876223
3. Samsudin Anis, ST. MT NIP. 132303194 Mengetahui Dekan Fakultas Teknik
Prof. Dr. Soesanto NIP. 130875753
xxii ii
Ucapan terima kasih Ali
mahmudi : thank’s to temen - temen cemua yang telah ngebantu aqu
ngekelarin skripsi skripsi ini, tak terkecuali buat temen2kyu temen2kyu dikost “daffa” “daffa” : (Didik (Ryan, mrengut) gimana “empire” nya aku macih boleh pinjam pinjam khan? Hadi susanto (meler) temenkyu sekamar, kok kamu bisa di panggil panggil meler meler cih? Lukman Khakim (mbah man) , makacih boncengannya ke jogja, Dani setyawan cepet selesein donk ckripcinya, ntar dimarahin pak karnowo lho jangan pulang mulu, Untuk Awank makacih curhatnya, Sugiyanto (Sugi’) jangan tidur sembarangan & potong donk bulu keteknya, udin (kenthir) Dona, galih) Makacih pinjeman kompther and print nya,. Pak Doni (jadi atlit cipayung donk), Iwan (pengung), mas Ipang (ajarin aku tennis donk), mas Partono, Mas Agung (lulus bareng yuk!) Irwan (kucing), awan (ariel peterpan), Dedi (beast), bayu, deden pai, prapas (kethek ), ), fatron,dll, belajar yang giat biar cepet lulus. Buat temen2kyu temen2kyu TM S1 2001 2001 ayo mana gerakannya? gerakannya? jangan pada malesmalesan! Boeat arif W (nambah gendhut ya), aniq (moga tambah kriting), tomo (Mbah tom) malem tetep dinas khan?, buat joko (Mbah joko) jangan mau dipanggil mbah dukun! Nasri (napi) gimana nich kok malah bimbang! Temen seperjuangan Anggun, (gimana anak jogjanya? Jadi khan?). Truss Pendi
(pendot), Priyo (Monchos), Pak Eko (kopok), Mustaqim (pithik) Dwi A, P-man, hermanto (manthous), Dwi A, Udin (juragan mangut) and semuanya, cepetan biar cepet lulus.
Temen koskyu yang doeloe (Imam M, kapan nich kita tanding empire lagi?),
Agus Suwiji (mo lulus kaphan?) mas ridwan (met married), mas tarom (mas! wear pack mu belum tak kembalikan lho), mas tohari (Sukses ya) rohmadi (truss kreatif buat robot ya!). tak lupa boeat Amrul, Zaenal, Topik, Ardhi, Ashrof, Banu (Ban-ban), bambang dll. Makacih cemuanya atas dukungan and doa nya. Tak lupa juaga makasih banyak yah for: pak Her i (moga langgeng ma inun), Suharyanto (Pe-je), Inun (moga tambah pesek aza), Ike (gimana kabarnya kok gak pernah nongol ), limas (Mba’ mas), Aan S (popon) (Makan Yuuk), chika (married kok ngga’ ngundang?), Special buat S.Apriliawati (tambah cantik aja, kamulah inspiratorku, thank’s for all) Temen 2 kos binaan : pak Eko, mas Ridwan, Priyanto, pak, mas Solikin, pak Edi, Amrul, Nurul, mba’ Suci, mbak Agus, mba’ Titik dll. ( harus tetep dijalan dakwah, pastikan Alloh bersama kita). Tak lupa mas Abror, pak Mul and bapak kosku yang lainnya makasih telah ngasih tumpangan akyu, maapin bila mbayarnya telat. Boeat Arif jumarwanto (jum-jum alias Mblotong) kau temen sejati gue (“untuk saat ini” sory becanda.) becanda.) kamu tetep yang paling baik, moga silaturahmi silaturahmi kita tak terputus oleh waktu. Buat adi (lonthok), agus (sipit), makasih bantuannya.
xxiii
1
BAB I PENDAHULUAN
1.1 Pengertian dan fungsi fungsi pompa
Pompa adalah peralatan mekanis untuk meningkatkan energi tekanan pada cairan yang di pompa. Pompa mengubah energi mekanis dari mesin penggerak pompa menjadi energi potensial tekan. Pengubahan energi mekanis menjadi energi potensial tekan fluida tersebut dapat dilakukan dengan beberapa cara: a. Menggunakan plunger dengan gerakan bolak–balik. b. Menggunakan sudu atau impeler yang berputar. c. Menggunakan berkecepatan
fluida
perantara
tinggi,
kemudian
baik
gas
dicampur
maupun dengan
cair
yang
fluida
yang
berkecepatan rendah yang akan dipompakan. d. Memangas atau udara bertekanan tinggi yang diinjeksikan ke saluran fluida yang dipompakan Pemakaian pompa awalnya hanya terbatas pada penyediaan air untuk keperluan sehari–hari, tetapi seiring dengan berkembangnya teknologi pompa digunakan juga pada pabrik–pabrik kimia, pertambangan minyak, perusahaan air bersih dan sektor–sektor lain. Penggunaan pompa yang demikian luas dengan berbagai macam jenis dan bentuknya, memerlukan pengetahuan yang cukup untuk merancang, membuat, maupun memilih tipe pompa yang tepat sesuai dengan kondisi dan lingkungan operasi yang dilayaninya. Mulai dari tujuan penggunaannya, jenis dan sifat fluida 1
2
yang dipompa, keadaan lingkungan, head dan kapasitasnya, pemilihan penggeraknya, bahkan sampai instalasi dan perawatannya, secara umum pompa berfungsi untuk: a. Memindahkan fluida dari tempat yang berkedudukan rendah ke tempat yang yang yang berkedudukan berkedudukan tinggi. b. Memindahkan fluida dari suatu tempat ke tempat lain yang bertekanan lebih tinggi. c. Memindahkan fluida ke tempat lain dengan jarak tertentu. t ertentu. d. Sirkulasi pada suatu proses di industri. i ndustri.
1.2 Jenis-jenis pompa
Seiring dengan berkembangnya
teknologi, pompa memiliki ruang
pemakaian yang sangat luas, jenis dan ukurannya pun didesain sedemikian rupa guna memenuhi kebutuhan. Secara tekstual pompa adalah mesin yang digunakan untuk memindahkan fluida cair dari tempat yang rendah ke tempat yang tinggi, atau dari daerah bertekanan rendah ke daerah bertekanan tinggi, atau melewati saluran dengan tahanan hidrolik tinggi. Pompa bekerja karena adanya perbedaan tekanan antara antara
sisi masuk dan sisi keluar keluar dari elemen elemen bergerak pada pompa pompa
seperti impeler, piston, plunyer, lobe dan sebagainya. Pompa mentrasfer energi mekanik dari penggerak mula ke fluida yang melewatinya,
yang
akan
meningkatkan
energi
fluida
untuk
digunakan
memindahkan fluida tersebut serta mengatasi tahanan hidrolik pipa. Sistem yang terdiri dari pipa isap, pompa dan pipa buang disebut sistem pemompaan 2
3
Berdasarkan pada cara pemberian energi pada aliran fluidanya maka pompa dikelompokkan menjadi dua kelompok besar yaitu:
positive displacement pump) 1.2.1 Pompa kerja positif ( positive
Pompa kerja positif merupakan pompa yang mana energi dalam fluida akan bertambah secara periodik dengan cara memberikan gaya pada lapis batas (boundary layer ) dalam suatu sistem yang tertutup, yang termasuk dalam pompa ini adalah:
1.2.1.1 Pompa resiprok Pompa resiprok adalah pompa yang mengubah energi mekanis penggerak pompa menjadi energi aliran dari zat cair yang dipindahkan dengan menggunakan elemen yang bergerak bolak–balik dalam silinder. Pompa resiprok ini dapat dikelompokkan berdasar: a. Cara kerja: 1) Kerja tunggal 2) Kerja ganda b. Tekanan yang dihasilkan: 2
1) Tekanan rendah (<5kg/cm ) 2
2) Tekanan menengah (5 – 10kg/cm ) 2
3) Tekanan tinggi (>50kg/cm )
3
4
c. Kapasitas : 3
1) Kapasitas rendah (<20 m /jam) 3
2) Kapasitas menengah (20 – 60 m /jam) 3
3) Kapaitas tinggi (>50 m /jam) d.. Putaran : 1) Putaran rendah (<80 rpm) 2) Putaran menengah (80 – 150 rpm) 3) Putaran tinggi (>150 rpm) e. Konstruksi: 1) Pompa torak piston 2) Pompa torak plunyer 3) Pompa simplex (satu silinder) 4) Pompa duplex (dua silinder) 5) Pompa triplex (tiga silinder) 6) Pompa horisontal,vertikal, miring. Kelebihan pompa resiprok antara lain : a. Tekanan yang dihasilkan tinggi, karena hanya dibatasi oleh tenaga dari unit pompa dan bagian dari unit pompa. b. Tekanan yang dihasilkan tidak tergantung kapasitasnya. c. Pompa dapat bekerja dengan pengisapan kering d. Menghasilkan tekanan tertentu pada setiap putaran atau langkah permenit
4
5
Kerugian pompa resiprok adalah : a. Gaya inersia yang timbul karena gerak bolak–balik dari piston mengakibatkan gerakan yang tidak mantap dari cairan di dalam pipa isap dan pipa tekan. b. Kerja pompa membutuhkan katup–katup, sehingga dari segi ekonomi kurang baik. c. Membutuhkan dimensi yang besar untuk mendapatkan kapasitas yang tinggi. d. Bekerja tidak maksimal apabila digunakan untuk cairan yang bercampur zat padat
1.2.1.2 Pompa rotari Pompa rotari merupakan pompa dimana energi dari mesin penggerak ditransmisikan dengan menggunakan elemen yang berputar di dalam rumah pompa (casing), yang termasuk dalam pompa ini adalah: a. Pompa vane Pompa vane adalah pompa yang impelling elementnya berupa vane yang dapat bergerak bebas pada slot dalam rotornya. Pemasangan rotor dibuat eksentrik terhadap permukaan dalam casing pompa. b. Pompa gear Pompa gear adalah pompa yang rotornya berupa roda gigi c. Pompa screw Pompa skrew merupakan pompa yang rotornya berupa skrup 5
6
d. Pompa lobe Pompa ini mirip dengan pompa roda gigi dalam hal aksinya dan mempunyai dua rotor atau lebih dengan dua, tiga atau atau empat cuping cuping atau lebih pada masing-masing rotor e. Pompa Kam dan Piston Pompa ini terdiri dari lengan eksentrik dan lengan lengan bercelah bercelah pada bagian atasnya. Kelebihan pompa rotari adalah : a. Ukuran keseluruhan lebih kecil sehingga lebih ringan b. Aliran zat cair yang dihasilkan uniform c. Dapat bekerja dengan putaran tinggi sehingga dapat dihubungkan dengan tenaga penggeraknya d. Tekanan yang dihasilkan dapat cukup tingi e. Dapat bekerja pada pengisapan kering f. Dapat dipasang/bekerja dengan berbagai posisi.
1.2.1.3 Pompa diafragma Pompa diafragma adalah pompa yang komponen utamanya berupa membran yang fleksibel sebagai sebagai elemen elemen pemindah positif. positif. Pompa ini umumnya umumnya untuk kapasitas kecil, dipakai untuk aliran jernih atau yang mengandung padatan misalnya bubur kertas kental, air selokan bahkan campuran air dan pasir. Pompa jenis ini kemungkinan tersumbatnya kecil dan tahan terhadap korosi oleh bahan-
6
7
bahan kimia yang dipompanya, dikarenakan bagian yang berhubungan langsung dengan fluida adalah diagfragma. Kelebihan pompa diafragma antara lain : a. Pemeliharaan mudah dan murah b. Dapat memompakan fluida yang mengandung lumpur c. Apabila bekerja tanpa beban tidak terlalu merusak pompa d. Tidak memerlukan perapat mekanis (mechanical seal). Sedangkan kekurangan pompa diafragma antara lain : a. Aliran yang dihasilkan berdenyut b. Besar kapasitas sangat bergantung pada ukuran besar kecilnya pompa c. Kapasitas rendah (bila dibandingkan dengan pompa sentrifugal) d. Efesiansi rendah pada kapasitas tinggi.
1.2.2
Pompa kerja dinamis (non positif displacement pump) Pompa ini menambahkan energi fluida dengan menaikkan kecepatannya,
yang selanjutnya mengubahnya menjadi energi tekan dengan melewatkannya pada sebuah saluran yang meluas, pompa ini terbagi menjadi beberapa jenis yaitu :
1.2.2.1 Pompa sentrifugal Pada pompa ini motor penggerak akan memutar impeler pompa, sehingga zat cair yang ada didalamnya akan ikut berputar karena dorongan sudu-sudu,
7
8
akibatnya akan timbul gaya sentrifugal yang menyebabkan cairan meninggalkan impeler dengan kecepatan tinggi, selanjutnya energi kinetik diubah menjadi energi tekan fluida dengan melewatkannya pada casing yang berupa saluran dengan penampang yang semakin membesar, ciri-ciri serta kelebihan dari pompa ini antara lain : a. Mampu bekerja pada putaran tinggi karena dapat langsung dikopling dengan motor penggerak b. Bentuk lebih kecil dan bobot lebih ringan dibanding dengan pompa jenis torak c. Keausan yang terjadi cukup kecil karena sedikit sekali komponen yang bergesekan d. Biasanya beroperasi pada kapasitas yang besar namun pada head yang rendah, untuk mendapatkan head yang tinggi, maka digunakan pompa sentrifugal bertingkat banyak e. Tidak ada pulsasi air f. Tidak ada mekanisme katup g. Tidak ada pencemaran oleh minyak pelumas. Pompa sentrifugal mempunyai cakupan yang luas dalam macam dan jenisnya, pompa jenis ini dikelompokkan berdasarkan: a. Jenis aliran dalam impeler 1) Pompa aliran radial Pompa aliran radial merupakan pompa yang arah aliran fluida saat keluar dari impeler tegak lurus dengan poros pompa.
8
9
2) Pompa aliran aksial Pompa aliran aksial merupakan pompa yang arah aliran fluida saat keluar dari impeler bergerak sepanjang permukaan silinder searah poros pompa. 3) Pompa aliran campur Pompa aliran campur merupakan yang mana fluida saat keluar dari impeler
bergerak
sepanjang
permukaan
kerucut
sehingga
komponen kecepatannya kecepatannya berarah radial dan aksial. b. Jenis impeler 1) Impeler tertutup Impeler tertutup merupakan impeler yang sudu-sudunya ditutup oleh dua buah dinding baik dibelakang maupun di depan sudu, pompa jenis ini cocok untuk fluida dengan sedikit sekali kotoran. 2) Impeler setengah terbuka Impeler jenis ini terbuka dibagian muka namun tertutup dibagian belakangnya. Pompa jenis ini digunakan untuk cairan yang mengandung sidikit kotoran. 3) Impeler terbuka Impeler ini terbuka di bagian depan maupun bagian belakangnya. Pompa ini digunakan untuk pemompaan fluida yang mengandung kotoran cukup tinggi.
9
10
c. Bentuk rumah 1) Pompa volut Pompa volut merupakan pompa yang bentuk rumah ( casing)nya seperti rumah keong dengan tujuan untuk mengubah energi kinetik menjadi energi tekan fluida 2) Pompa difuser Pompa difuser adalah pompa yang menggunakan difuser sebagai pengganti rumah keong. 3) Pompa aliran campur jenis volut. Pompa ini merupakan pompa yang menggunakan impeler jenis campur serta sebuah rumah volut. d. Jumlah tingkat 1) Pompa satu tingkat Pompa ini hanya mempunyai satu impeler sehingga head total yang dihasilkannya relatif rendah. 2) Pompa bertingkat banyak Pompa ini memiliki beberapa impeler i mpeler yang disusun secara berderet pada satu poros, sehingga zat cair yang keluar dari impeler yang pertama dimasukkan ke impeler yang kedua hingga impeler tingkat terakhir, dengan demikian head total yang dihasilkannya pun relatif tinggi yang merupakan penjumlahan head dari masing-masing impeler.
10
11
e. Posisi poros 1) Poros mendatar 2) Poros tegak f. Sisi masuk impeler 1) Pompa isapan tunggal Pompa
isapan
tunggal
merupakan
pompa
yang
hanya
menggunakan satu sisi sebagai, akibat dari hal ini adalah timbulnya gaya aksial ke arah sisi hisap pompa karena fluida masuk pada satu sisi impeler saja, sedangkan tekanan yang bekerja pada masing-masing tidak sama. Gaya ini dapat ditahan oleh bantalan aksial pada pompa ukuran kecil, untuk pompa ukuran besar dipakai cara tertentu untuk mengatasi masalah gaya ini. 2) Pompa isapan ganda Pompa isapan ganda menggunakan dua sisi sebagai tempat isapan, pada pompa jenis ini gaya aksial yang timbul dapat dinetralkan karena pompa memasukkan fluida dari dua sisi impeler sehingga gaya aksial yang timbul saling meniadakan. g. Belahan rumah. 1) Jenis belahan mendatar. Rumah (casing) pompa jenis ini terdiri dari dua bagian yaitu bagian atas dan bagian bawah yang terbelah secara mendatar.
11
12
2) Jenis belahan radial Rumah jenis ini terbagi oleh sebuah bidang yang tegak lurus pompa 3) Pompa jenis berderet atau sejajar Rumah pompa jenis ini terbagi oleh bidang-bidang tegak lurus poros sesuai dengan jumlah tingkatnya. h. Kapasitas pompa 3
1) Kapasitas rendah (<20 m /jam) 3
2) Kapasitas menengah (20 – 60 m /jam) 3
3) Kapasitas tinggi (>60 m /jam) i. Tekanannya 2
1) Tekanan rendah (<5 kg/cm ) 2
2) Tekanan menengah (5 – 50 kg/cm ) 2
3) Tekanan tinggi (>50 kg/cm )
1.2.2.2 Pompa jenis khusus a. Pompa dengan motor benam (S ubmersibel-motor ) b. Pompa motor berselubung ( Canned-motor ) c. Pompa pasir
12
13
I. 3 Tujuan penulisan
a. Memenuhi syarat kelulusan Program Strata-1, Jurusan Teknik Mesin, Universitas Negeri Semarang. b. Menerapkan ilmu yang telah diperoleh selama di bangku kuliah untuk perancangan pompa. c. Mengetahui tata cara perancangan dan pemilihan komponenkomponen utama suatu pompa dengan berbagai permasalahan dan pertimbangannya. d. Mampu memilih dan menentukan jenis pompa yang tepat sesuai dengan aplikasi dan kondisi operasinya. e. Mampu memperkirakan secara cermat karakteristik pompa hasil rancangan.
I. 4 Metode penulisan
Penulisan Skripsi ini diawali dengan pengumpulan data mengenai pompa di PT. Inti Karya Persada Teknik (IKPT) Jakarta, kemudian dilanjutkan dengan studi referensi mengenai perencanaan pompa, berbagai pertimbangan dan perhitungan parameter-parameter parameter-parameter yang dibutuhkan untuk perencanaan perencanaan pompa dan komponen komponen pendukungnya yang disusun menjadi skripsi, akhirnya penulisan ini juga dilengkapi dengan gambar teknik dari pompa yang dirancang.
13
14
I. 5 Rumusan dan batasan masalah
Penulisan skripsi ini dititikberatkan pada perancangan komponen sistem mekanis pompa sentrifugal dan perhitungan prestasi pompa tersebut secara teoritis, yang secara umum terdiri dari : a. Perencanaan impeler meliputi jenis serta dimensi, difuser dan sudu pengarah, rumah pompa, saluran masuk dan saluran keluar, perapat dan seal, poros dan bantalan, pasak, pemilihan penggerak, dan bagian-bagian lain yang akan ditentukan pada bab selanjutnya. b. Perhitungan dan analisa karakteristik, efisiensi dan sifat-sifat lainnya. Pembatasan masalah lebih lanjut akan dijelaskan pada Bab II Tinjauan Masalah
14
BAB II
TINJAUAN MASALAH
2.1 Latar belakang masalah
Gas alam adalah salah satu bahan bakar gas yang termasuk dalam jenis bahan bakar fosil. Gas alam berasal bera sal dari gas yang terperangkap dalam lapisan batu kapur (limestone) reservoir minyak bumi dengan tekanan antara 350 hingga 700 bar. Gas alam terdiri dari CH4, C2H4, C2H6, serta sedikit fraksi gas-gas lain, diantara semua bahan bakar fosil, gas alam mempunyai nilai pembakaran yang tertinggi, yakni sekitar 55.800 kJ/kg atau 24.000 Btu/lbm. Gas alam sebagai bahan bakar gas mempunyai keunggulan dibandingkan dengan bahan bakar cair. Keunggulan itu berupa tingkat keamanan, efesiensi, dan kualitas
yang lebih tinggi tinggi dibandingkan dibandingkan dengan bahan bahan bakar bakar cair. Berikut
keunggulan gas alam dibandingkan dengan minyak solar : Tabel 2.1 Keunggulan gas alam dengan minyak solar
No
Masalah
Perbandingan Gas alam
1
keamanan
Minyak solar
Lebih aman karena lebih Kurang aman karena ringan dari udara sehingga
akan mengalir di atas
dapat dengan cepat menguap permukaan tanah jika ke atas jika ada kebocoran Karena 2
Pembakaran di Mesin
sebagai
terjadi kebocoran
gas, Perlu
disemprotkan
langsung bercampur dengan
sebagai
udara dalam pembakaran
sebelum dapat terjadi pembakaran
15
partikel
16
Tabel 2.1b Lanjutan
No
Masalah
Perbandingan Gas alam
Minyak solar
Menghasilkan api yang lebih 3
4
Efisiensi Pembakaran
bagus
Pembakarannya
dan
tidak kurang sempurna dan
meninggalkan bekas
menimbulkan jelaga
Tingkat polusi udara lebih
Tingkat polusi udara
rendah
lebih tinggi
Lingkungan
Tidak berwarna dan tidak Warna dan baunya 5
Kualitas
berbau
sehingga
tidak dapat mempengaruhi
menimbulkan suatu akibat kualitas produk yang pada produk yang dibuat Tidak
6
Faktor Lainnya
perlu
ada
dihasilkan
tempat Perlu
penyimpanan
tempat
karena peyimpanan
disalurkan lewat pipa
disalurkan
karena lewat
kendaraan / kapal Sumber : Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001. Tabel 2.2 Perbandingan Emisi Udara
No
Emisi
Gas alam (g/kg)
Solar (g/kg)
1
Partikel
0.008
0.017
2
SO2
0.027
3.600
3
HC
0.380
0.420
4
NOX
3.010
3.350
5
N2O
0.340
0.630
6
CO
0.340
0.630
7
CO2
1879.4
3136.5
Sumber : Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001.
17
Gas alam yang baru keluar dari reservoir bumi masih banyak mengandung gas-gas lain yang sifatnya merugikan, oleh karena itu perlu dilakukan pengolahan agar didapatkan gas alam yang sesuai dengan spesifikasi yang dinginkan oleh konsumen. Gas alam yang diinginkan oleh konsumen biasanya mempunyai spesifikasi yang membatasi keberadaan CO2 dan H2S , hal ini dikarenakan selain korosif senyawa ini juga membahayakan bagi personil, menimbulkan bau dan mengurangi nilai bakar (heating value) , sehingga membutuhkan material peralatan yang tahan terhadap sifat –sifat diatas untuk mengolahnya. Tekanan parsial gas asam yang terkandung dalam gas alam digunakan untuk menentukan kelayakan gas alam sebelum dikonsumsi, sesuai dengan standard NACE (National Assosiation of Corrosion Engineers) , apabila gas CO2 yang terlarut dalam air tekanan parsialnya melebihi 30 psia dan 0,05 psia untuk H2S maka CO2 dan H2S harus dikurangi dengan alasan untuk meminimalisir tingkat korosifitas yang dapat ditimbulkan oleh CO2 dan H2S. Kandungan gas asam dapat dihilangkan atau dikurangi dengan beberapa metode yang telah dikembangkan baik baik dengan cara kimia kimia maupun fisika, metode tersebut antara lain: 1. Unggulan padatan 2. Pelarutan kimia 3. Pelarutan Fisika 4. Konversi langsung H 2S menjadi sulfur 5. Permeasi gas
18
Tingginya biaya yang dibutuhkan untuk memisahkan CO 2 dan H2S dari gas alam menjadi faktor utama dalam proses ini, oleh karena itu perlu digunakan proses yang dapat diregenerasi, salah satu proses tersebut adalah dengan penggunaan pelarut amine untuk memisahkan CO 2 dan H2S. Amine merupakan molekul yang mempunyai bentuk umum R 3-x 3-x NHx dimana R adalah gugus hidrokarbon dan besarnya 0
% mole
C1 C2
63,39
C3
2,21
I_C4
0,38
n_C4
0,61
i_C5
0,15
n_C5
0,18
C6+
0,97
CO2
21,01
N2
6,30
H2S
0,00
O2
0,00
2,81
Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta
19
Tabel 2.4 karakteristik gas alam di sumur gas Merbau Sumatra Sumatra Selatan Karakteristik
Nilai
Specific Gravity
0,8620
Water Content
20 lb/MMscf
Normal Operating Temperature
1050 F
Gross Heating Value
900 btu/Mscf
WellHead Operating Pressure
1100 psig
Header Manifold Normal Operating Pressure
750 psig
Condensate Yield (C 6+ 6+and Heavier Properties Data For 15bbls/MMscf Hypotetycal Hypotetycal C 8) Wind Velocity (Assumption)
40 mph
(Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta ) Gas alam dengan data seperti di atas kemudian diolah dengan activated methyl di-ethanol amine process (a MDEA process). Proses ini diawali gas alam
dengan debit 84 MMSCFD (1.000.000 Standart Cubic Feed Day ), tekanan 650 psig, temperatur 1020F serta lean amine dengan debit 73000 lb/jam masuk kedalam absorber, selanjutnya didalam absorber terjadi kontak antara gas alam dengan lean amine sehingga terjadi CO2 dari gas alam terikat oleh lean amine, akibat dari hal tersebur konsentrasi CO2 yang keluar darti absorber turun dari 21% menjadi 5%. Amine
yang telah menyerap CO2 disebut sebagai rich amine. Proses
flash dalam Hp flash yang beroperasi pada 58 psig, 167 0F selanjutnya rich amine di flash
dengan tujuan untuk melepaskan sebagian CO 2 dan hidrokarbon yang terserap. Rich amine selanjutnya dimasukkan kedalam heat excanger untuk ditukarkan
panasnya dengan lean amine (amine yang tidak mengandung CO 2), didalam heat
20
excanger suhu rich amine naik dari 171 0F menjadi 211 0F, sedangkan lean amine
masuk kedalam heat excanger dengan suhu 230 0F dan keluar dengan suhu 189 0F. Tujuan pertukaran panas ini adalah pemanfatan energi panas dalam lean amine untuk menaikkan suhu rich amine sehingga sebagian CO 2 dn HC dapat telepas. Rich amine selanjutnya masuk kedalam amine regerator untuk melepaskan
CO2 yang telarut dengan cara destilasi dengan menggunakan media pemanas hot oil, dengan lepasnya CO maka rich amine berubah menjadi lean amine. Lean amine selanjutnya didinginkan di amine regenator over head coller sampai suhu
1220F. Lean amine yang telah didinginkan selanjutnya dinaikkan tekanannya sampai 88 psig dengan menggunakan lean amine booster pump , selanjutnya lean amine dipompa kembali dengan menggunakan lean amine pump hingga
tekanannya mencapai 788 psig dan kemudian masuk ke CO 2 absorber. Lean amine yang masuk kedalam absorber kemudian bercampur dengan gas alam dan
proses pemisahan CO2 dari gas alam berlangsung kembali, setelah dilakukan pemisahan CO2 dari gas alam seperti proses diatas, maka akan didapatkan gas alam dengan spesifikasi sebagi berikut : Tabel 2.5 Spesifikasi produk di sumur gas alam Merbau Sumatra Utara Minimum Operating Pressure
615
Psig
Maximum Operating Temperature
105
0
Maximum Water Content
10
Lb/MMscf
Maximum CO2 Content
5
%
F
(Sumber PT Inti Karya Persada Teknik IKPT, Jakarta ) Pada skripsi ini penulis bermaksud untuk merancang pompa Lean Amine Pump untuk mengalirkan lean amine dari lean amine booster pump ke CO2
21
absorber, untuk mendapatkan rancangan pompa yang dapat beroperasi dengan
optimal maka perlu diperhatikan hal-hal berikut: 1. Kondisi operasi : kerja terus menerus atau terputus, debit boleh berfluktuasi atau konstan. 2. Tempat instalasi : pembatasan-pembatasan pada ruang, ketinggian tempat dari permukaaan air laut, diluar atau didalam gedung, fluktuasi temperatur. 3. Kondisi fluida kerja: a. Kesadahan Kesadahan fluida sangat berpengaruh pada proses pembetukan kerak pada dinding-dinding saluran pipa yang menyebabkan naiknya friction losses yang pada gilirannya akan menurunkan efesiensi
pompa. b. Densitas dan specific gravity Densitas dan specific gravity fluida kerja akan mempengaruhi besarnya daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan pompa. c. Viskositas Viskositas yang tinggi menyebabkan naiknya losses pada aliran pompa dan menurunkan head efektif pompa yang pada gilirannya akan menaikkan daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan pompa, suatu pompa akan memiliki karakteristik head–kapasitas yang berbeda ketika dipakai untuk memompa fluida kerja yang memiliki viskositas yang berbeda.
22
d. Karakteristik kelarutan gas dalam cairan. Besarnya kuantitas gas yang dapat larut dalam suatu cairan mengikuti hukum Henry yaitu bahwa volume gas yang terlarut dalam fluida akan mengecil dengan naiknya temperatur. Kuantitas gas yang terlarut sangat mempengaruhi tingkat perfoma pompa, sebab ketika tekanan turun maka gas ini akan dilepas dari cairan selanjutnya membentuk gelembung, hal ini sangat berbahaya khususnya jika terjadi pada pipa hisap karena bisa menurunkan efesiensi pompa bahkan dapat menghentikan aliran cairan pada pipa hisap. e. Sifat asam fluida Keasaman sangat tergantung dari komposisi kimia yang terlarut dalam fluida, hubungan antara keasaman fluida dengan korositas, dimana semakin asam suatu fluida maka semakin tinggi sifat korosifnya. f. Karakteristik penguapan Karakteristik penguapan berkaitan erat dengan fenomena erosi kavitasi pada pompa yaitu keausan atau erosi yang disebabkan pengecilan gelembung ( emplode) uap dari cairan secara tiba-tiba. g. Temperatur Sifat fluida seperti densitas, viskositas, karakteristik penguapan berubah
seiring
dengan
perubahan
temperatur.
Air
dengan
temperatur antara 32o F sampai dengan 80 o F dianggap sebagai air
23
dingin yang memiliki densitas yang dianggap konstan. Adapun air dengan temperatur diatas 80 F maka perubahan densitas perlu dipertimbangkan (Tyler G.Hicks, T.W.Edwars,
Pump
Aplication
Enginering)
Pertimbangan khusus yang perlu diperhatikan dalam merancang pompa, adalah ketika pompa digunakan untuk memompakan fluida kerja dalam temperatur tinggi, hal-hal yang perlu diperhatikan tersebut adalah: 1. Jika elemen berputar (impeller ) terbuat dari bahan yang berbeda dengan casing maka perlu diperhatikan akan terjadinya pengurangan clearance
antara keduanya dikarenakan adanya pertambahan dimensi akibat pemuaian. 2. Perlengkapan seperti shaft sleeves, ring impeller, casing wearing ring yang awalnya terpasang erat pada saat dingin mungkin akan longgar akibat perbedaan temperatur atau perbedaan koefisien muai. 3. Impeler yang awalnya terpasang baik mungkin akan berubah posisi akibat terjadinya distorsi panas pada casing.
2.2 Head total dan kapasitas total pompa
Pompa yang dirancang harus dapat memenuhi kebutuhan baik kapasitas maupun headnya, dari data dilapangan besanya kapasitas dan tekanan pompa masing–masing sebesar 1500 1500 GPM dan tekanan isap 88 psig
serta tekanan
pengisian 788 psig, dengan demikian maka dapat dihitung rancangan head pompa sebagai berikut.
24
2.2.1 Head total pompa pompa Head total pompa adalah dengan pertambahan energi fluida antara ujung sisi inlet dengan sisi outlet , head total juga berarti selisih head pada sisi discharge dan pada sisi suction. Head total adalah kemampuan pompa untuk mendorong fluida untuk mengalir melalui sistem, pada dasarnya head total adalah penjumlahan dari dua jenis head yaitu : 1. Head statis yaitu head yang besarnya tidak dipengaruhi oleh kecepatan aliran fluida. Head statis dapat diketahui dengan persamaan (Stephen Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 67 ) :
H st
=
Pdr − Psr
γ
+ H z
(2.1)
2. Head dinamis, yaitu head yang besarnya dipengaruhi oleh kecepatan aliran fluida. Head dinamis dapat diketahui dengan persamaan ( Stephen Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 67 ) : 2
H d
= ∑ Δhs + ∑ Δhd +
c dr
− c sr 2 2g
(2.2)
dengan demikian head total dirumuskan dengan persamaan seperti ditunjukkan dibawah ini ( Stephen Lazarkiewics, Impeller Pump, hal 66) :
( H d + H z ) =
Pdr − Psr
γ
2
+ H z + ∑ Δhs + ∑ Δhd +
c dr
− c sr 2 2g
dimana : H
= head total pompa
Pdr
= tekanan pada delivery reservoir (788 psig = 554030 kg/m 2)
Psr
= tekanan pada reservoir isap (88 psig = 61870 kg/m 2)
(2.3)
25
Hz
= perbedaan tinggi muka air disisi delivery reservoir dengan reservoir isap = 10 m
ΣΔhs = head losses pada sisi isap ΣΔhd = head losses pada sisi tekan
cdr
= kecepatan rata-rata fluida disisi tekan
csr
= kecepatan rata-rata fluida disisi isap
g
= percepatan gravitasi (9.801 kg/m2)
γ
= berat jenis fluida kerja (1028 kg/m 3)
Gambar 2.1 Lay out pompa berdasarkan data diatas maka; H st
= =
Pdr − Psr
γ
+ H z
(554030 − 61870)
1028 = 489.75 m
+ 10
26
Head looses pada sisi isap ΣΔhs serta pada sisi tekan ΣΔhd terdiri dari
kerugian gesek dalam pipa, kerugian pada belokan, serta kerugian pada katup isap. Kerugian gesek pada pipa dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 31):
=
h f
10.666Q1.85 C 1.85 D 4.85
(2.4)
L
dimana; hf = kerugian head akibat gesekan pad pipa D = 4x jari – jari hidrolik (R) untuk pipa berpenampang lingkaran R = perbandingan perbandingan antara luas luas penampang pipa, tegak lurus aliran (m2) dengan keliling pipa. Q = debit aliran (0.0946 m3/s) L
= panjang pipa (10 m)
C = koefisien koefisien pipa, pipa, (pipa besi cor baru baru = 130) Besar kerugian head pada sisi isap adalah : R
=
0.25 ⋅ π ⋅ D ⋅ D
π ⋅ D = 0.25 ⋅ D
= 0.25 ⋅ 250 mm = 62.5 mm D = 4 x 62.5 62.5 mm = 250 250 mm = 0.25 0.25 m
h fs
=
10.6660.09461.85 1.85
130 0.25 = 0.138 m
4.85
10
27
Besar kerugian head pada sisi tekan adalah: R
=
0.25 ⋅ π ⋅ D ⋅ D
π ⋅ D = 0.25 ⋅ D
= 0.25 ⋅ 200 mm = 50 mm D = 4 x 50 = 200 mm = 0.20 m h fd
=
10.666 ⋅ 0.0946 1.85
130 1.85 0.20 4.85 = 0.737 m
Kerugian head
18
akibat belokan dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 32): h f
= f
v2
2g
(2.5)
dimana;
ν
= kecepatan rata – rata didalam pipa (m/s)
f
= koefisien kerugian
g
= percepatan grafitasi (9.801 kg/m2)
hf = kerugian head akibat belokan koefisien kerugian dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 34): 3.5 ⎛ ⎞⎛ θ ⎞ 0.5 D ⎛ ⎞ f = ⎜ 0.131 + 1.847⎜ ⎟ ⎟⎟⎜ ⎟ ⎜ ⎝ 2 R ⎠ ⎠⎝ 90 ⎠ ⎝
(2.6)
28
dimana; D = diameter dalam pipa (m) R = jari – jari lengkung lengkung sumbu belokan (m)
θ
= sudut belokan (90 0)
besar koefisien kerugian adalah : 3.5 ⎛ ⎞⎛ 90 ⎞ 0.5 1 ⎛ ⎞ f = ⎜ 0.131 + 1.847⎜ ⎟ ⎟⎜ ⎟ ⎜ ⎝ 2 ⎠ ⎠⎟⎝ 90 ⎠ ⎝ = 0.249
Kecepatan rata – rata dalam pipa dapat diketahui dengan:
=
vs
=
Q
0.25 ⋅ π ⋅ D 2 0.0946
0.25 ⋅ π ⋅ 0.25 2 = 1.928 m / s vd =
=
Q
0.25 ⋅ π ⋅ D 2 0.0946
0.25 ⋅ π ⋅ 0.20 2 = 3.0127 m / s besar kerugian head akibat belokan adalah: h fs
h fd
= 0.249
1.928 2
2 ⋅ 9.801 = 0.0472 m
= 0.249
3.0127 2
2 ⋅ 9.801 = 0.116 m
29
Kerugian head akibat katup isap dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa & Kompresor, hal 38): h f
= f v
v2
(2.7)
2g
dimana; f v = koefisien kerugian katup ( 1.72)
ν
= kecepatan rata – rata
sehingga; h f
= 1.72
1.928 2
2 ⋅ 9.801 = 0.326 m
berdasarkan hasil diatas, kerugian head total adalah : h ftotal
= ∑ Δhs + ∑ Δhd = 0.138 + (2 ⋅ 0.0472) + 0.326 + 0.737 + (2 ⋅ 0.116) = 1.5274m
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka besar head total adalah : 2
H = H st + H ftotal
+
cdr
= 489.75 + 1.5274 +
− csr 2
2g 3.0127 2 − 1.928 2
2 ⋅ 9.801 = 489.75 + 1.5274 + 0.273
= 491.55 m = 1613 ft
30
2.3 Pemilihan jenis pompa pompa
Ketepatan
pemilihan
pompa
merupakan
hal
yang
penting
dalam
mendapatkan efesiensi yang optimal. Efesiensi yang optimal dapat diperoleh apabila setiap komponen pompa sesuai dengan kondisi kerja, dengan kondisi kerja yang ada lean amine pump harus dapat memompakan fluida kerja dengan kapasitas, tekanan serta berbagai sifat fluida yang telah ditentukan secara opimal. Berdasarkan pertimbangan - pertimbangan di atas, maka penulis memilih pompa dengan jenis : 1. Sentrifugal Jenis ini digunakan karena pompa dapat bekerja pada tekanan tinggi tanpa terjadi pulsasi dan pencemaran pada fluida yang dipompakan, secara sederhana pemilihan jenis pompa dapat dibantu dengan gambar 2.2, dimana pompa dengan kapasitas 1500 gpm termasuk pompa jenis sentrifugal. 2. Bertingkat banyak Pompa dengan jenis bertingkat banyak dipakai karena pompa bekerja pada kapasitas yang besar serta head yang tinggi. 3. Poros mendatar Jenis poros mendatar digunakan dengan pertimbangan kemudahan dalam pemasangan.
31
Gambar 2.2 Grafik daerah operasi berbagai pompa (Sumber : Wiliam HS, Fluid Mover, pump, comprssors, fans&blowers , hal :119)
2.4 Menentukan jumlah tingkat
Head yang terlalu tinggi tinggi akan menyebabkan pompa pompa tidak mampu untuk mencapai efesiensi total yang tinggi, karena untuk melayani head yang tinggi dibutuhkan dimensi impeler yang besar, artinya perbandingan antara D 1 dan D2 semakin besar, dengan dimensi impeler yang besar maka gaya sentrifugal yang ditimbulkan juga besar, hal ini akan menuntut bahan yang kuat untuk menahan gaya sentrifugal, selain itu saluran yang panjang dan sempit juga menimbulkan rugi-rugi yang semakin besar yang pada gilirannya akan menurunkan efesiensi pompa, berdasarkan alasan tersebut maka untuk melayani head yang tinggi maka penulis memilih pompa sentrifugal multi tingkat.
32
Jumlah tingkat pompa sentrifugal bukannya tak terbatas, jumlah tingkat yang terlalu banyak membawa konsekuensi pertambahan panjang dan dimensi poros yang pada gilirannya akan memperbesar dimensi pompa. Besarnya dimensi pompa akan menuntut poros yang panjang sehingga jarak antar bantalan pendukung semakin jauh akibatnya semakin memperbesar defleksi poros, untuk itu perlu direncanakan jumlah tingkat yang sesuai untuk efesiensi yang optimal. Pada perancangan pompa radial satu tingkat head maksimal yang dapat dilayani dibatasi sebesar 100 m (Fritz Dietzel, Turbin Pompa dan Kompressor), kita dapat menggunakan pernyataan ini untuk membantu menemukan jumlah tingkat yang optimal. Jika head total pompa yang direncanakan adalah 1613 ft atau 492m maka jumlah tingkat minimal adalah :
Imin =
=
H t
(2.5)
100 492 100
= 4.92
tingkat
= 5 tingkat.
2.5 Pemilihan penggerak mula
Pemilihan penggerak mula harus mempertimbangkan kondisi kerja serta ketersediaan
tenaga dilokasi dilokasi dimana dimana pompa pompa bekerja. bekerja. Macam penggerak mula
yang dapat dipakai antara lain : motor listrik, motor bakar, gas engine, turbin uap, adapun yang paling sering dipakai adalah motor listrik dan motor bakar. Gas
33
engine dan turbin uap dipakai pada kondisi-kondisi khusus di industri dan
pertambangan, dalam pemakaiannya motor listrik, motor bakar, gas engine, turbin uap memiliki efesiensi sendiri-sendiri, hal ini dikarenakan masing-masing memiliki kelebihan dan kekurangan sendiri-sendiri, berikut kelebihan dan kekurangan masing-masing penggerak mula : 1. Motor listrik Keuntungan : a. Motor listrik mudah dibuat dalam berbagai ukuran daya b. Kecepatan putar memiliki range yang cukup luas c. Pengoperasian dan perawatan mudah d. Ringan dan hampir tak menimbulkan suara. Kekurangan : a. Jika listrik padam maka pompa akan ikut mati b. Jika jarang dipakai maka biaya pengoperasional akan mahal c. Jika tak tersedia jaringan maka penyambungan akan mahal. 2.
Motor bakar
Keuntungan : a. Fleksibel (mudah dipindah tempat) b. Tidak tergantung jaringan listrik c. Biaya perawatan lebih murah. Kerugian : a. Berisik dan tingkat getaran tinggi b. Butuh media pendingin
34
c. Kontruksi besar sehingga berat d. Menimbulkan polusi 3.
Gas engine
Keuntungan : a. Tingkat getaran relatif rendah b. Relatif ringan c. Tak tergantung jaringan listrik Kekurangan : a. Tidak tergantung jaringan listrik b. Relatif sulit untuk dipindah-pindah. Penulis memilih gas engine dalam perancangan pompa kali ini, dengan pertimbangan adanya gas bertekanan dilokasi kerja yang dapat digunakan sebagi sumber tenaga gas engine. Gas engine kemudian digunakan untuk memutar pompa, dimana putaran tersebut harus dapat memenuhi besar putaran yang diinginkan pompa supaya dicapai tingkat efesiensi yang optimum. Penulis memilih besar putaran pompa sebesar 3000 rpm dengan alasan untuk menghasilkan energi potensial tekan yang tinggi maka dibutuhkan energi kinetik serta gaya sentrifugal yang besar, sedangkan untuk menghasilkan energi kinetik dan gaya sentrifugal dibutuhkan putaran pompa yang tinggi.
35
Gambar 2.3 Grafik untuk untuk mencari kecepatan putaran pompa pompa (sumber : Pompa dan Blower Sentrifugal, Sentr ifugal, 1986) Berdasarkan grafik diatas, dengan kapasitas 1500 GPM serta head tiap tingkat sebesar 323 ft maka putaran pompa adalah 3000 rpm, dengan besar putaran 3000 rpm maka putaran pompa dapat diterima. Efesiensi pompa dapat ditentukan dengan menggunakan bantuan grafik hubungan efesiensi, kapasitas dan kecepatan
spesifik.
Besar
kecepatan
spesifik
dapat
diketahui
dengan
menggunakan persamaan dibawah ini (Austin H.Church, 1986):
ns
= = =
n
Q (2.6)
H 3 / 4
3000
1500
323 1526
3/4
36
Gambar 2.4 Grafik efesiensi pompa sebagai fungsi kapasitas dan spesific speed (sumber : Pump Hand Book, Mc Graw Gra w Hill Book Company, 1978) Efesiensi pompa berbagai tingkat dapat diketahui dengan melihat gambar 2.3 serta menghitung head dan kecepatan spesifik pompa. Hasil perhitungan tersebut dapat dilihat dalam tabel 2.6. Tabel 2.6 Hasil Perhitungan efesiensi pompa dalam berbagai tingkat Jumlah tingkat
Head per tingkat
Kecepatan spesifik
Efesiensi (η)
(ft)
(ns)
(%)
1
1613
456,5
65
2
806,5
767,74
75
3
537,66
1040,6
81
4
463,25
1163,6
82
5
322,6
1526,4
83
6
268,8
1750,23
84
7
230,43
1964,5
85
8
201,62
2171,53
85,2
9
179,2
2372,26
85,5
10
161,3
2567
85,7
37
Tabel diatas memperlihatkan bahwa efesiensi akan naik jika pompa dibuat dengan tingkat yang semakin banyak, akan tetapi jumlah tingkat tingkat yang terlalu banyak akan mnyebabkan poros semakin panjang dan dimensinya semakin besar, selanjutnya secara keseluruhan dapat diambil kesimpulan bahwa pompa yang harus dirancang sebagai lean amine pump adalah sebagai berikut : Tabel 2.7 Rancangan jenis pompa lean Amine Pump Jenis pompa
sentrifugal
Jumlah tingkat
lima
Posisi poros
mendatar/horisontal
Kapasitas
1500 GPM
Efesiensi
83 %
Head total
1613 ft
Putaran poros
3000 rpm
Fluida yang dipompa
Amine
Penggerak mula
Gas Engine
38
BAB III PERENCANAAN IMPELER
3. 1 Segitiga kecepatan
Fluida mengalir kedalam pompa dikarenakan terhisap oleh impeler yang berputar, dengan menganggap bahwa aliran fluida terjadi adalah aliran dua dimensi, dan bahwa fluida mengikuti sudu-sudu impeler dengan tepat, kecepatan masuk dan keluar untuk suatu impeler yang mempunyai sudu-sudu sudu-sudu mengarah ke belakang sebagaimana ditunjukkan dalam Gambar 3.1 maka, u adalah kecepatan suatu titik pada impeler relatif terhadap tanah, w adalah kecepatan partikel fluida relatif terhadap impeler, dan
c adalah kecepatan absolut partikel fluida yang
mengalir melalui impeler relatif terhadap tanah. c merupakan hasil penjumlahan secara vektor dari u dan w.
Gambar 3.1 Diagram Kecepatan Masuk dan Keluar Suatu Suatu Impeler ( Sumber : Austin H. Church, Pompa dan Blower Blower Sentrifugal )
39
Sudut antara c dan u disebut
α, sudut
antara w dan perpanjangan u disebut
β, sudut β juga merupakan sudut yang dibuat antara garis singgung terhadap sudu impeler dan suatu garis garis dalam arah gerakan sudu. Umumnya diagram kecepatan fluida pada impeler seperti pada Gambar 3.1 disederhanakan menjadi bentuk segitiga kecepatan seperti pada Gambar 3.2. Kecepatan relatif w dan kecepatan absolut c dapat diuraikan menjadi komponen kecepatan tangensial diberi subscript u ( searah u ) dan komponen kecepatan meridional dengan subscript m.
Gambar 3.2 Diagram Segitiga Kecepatan Masuk dan Keluar Sumber : Austin H. Church, Pompa Pompa dan Blower Sentrifugal Sentrifugal
3. 2 Kecepatan spesifik dan tipe impeler impeler
Kecepatan spesifik adalah suatu istilah yang dipakai untuk memberikan klasifikasi impeler berdasarkan prestasi dan proporsinya proporsinya tanpa memperhatikan ukuran aktual aktual dan kecepatan dimana impeler itu beroperasi, karena kecepatan spesifik adalah fungsi proporsi impeler, oleh karena itu kecepatan spesifik adalah konstan untuk sederetan
impeler-impeler yang mempunyai sudut-sudut
dan proporsi yang sama ( ‘ homologous ’ ).
39
40
3.2.1 Kecepatan spesifik kinematik Kecepatan Spesifik Spesifik kinematik didefenisikan sebagai kecepatan dari impeler yang secara geometris sama dengan diameter tertentu apabila ukurannya diubah secara proporsional agar dapat memberikan kapasitas 1 m3/s pada tinggitekan 1 m. Kecepatan spesifik kinematik ( nsq ) dalam dirumuskan (Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump,Hal 106) :
n sq
=
n Q
(3.1)
3
H 4
Di mana : n = kecepatan kec epatan putar poros pompa ( rpm ) Q = kapasitas pompa [ SI
(
H = tinggi tekan pompa [ SI
m3/s ) , British ( gpm ) ]
(
m ), British ( ft ) ]
3.2.2 Kecepatan spesifik dinamik Kecepatan spesifik dinamik didefenisikan sebagai kecepatan dari impeler yang secara geometris sama, di mana untuk mengangkut cairan setinggi 1 m membutuhkan daya sebesar 1 Hp dan kapasitas 0.075 m 3/s. Kecepatan spesifik dinamik ( nsp ) dinyatakan dengan persamaan (Stephanoff A.J., Centrifugal and Axial Flow, Hal 107) :
n sp
Di mana :
=n
ρ ⋅ Q
(3.2)
3
75 H . 2
ρ = massa jenis fluida ( kg/m3 )
40
41
3.2.3 Bilangan bentuk Besaran lain yang juga sering digunakan untuk menentukan jenis impeler adalah bilangan bentuk. Bilangan bentuk merupakan besaran non-dimensional, yang juga diturunkan dari persamaan kecepatan spesifik. Bilangan bentuk ( n sf ) dinyatakan dalam persamaan (Stephen Lazarkiewich , Impeller pump,Hal 120) :
n sf
=
1000 n ⋅ Q 60
(g H ) . 3
4
= 3 ⋅ n sq
(3.3)
Di mana : n = putaran poros pompa ( rpm ) Pompa dengan aliran masuk ganda ( double suction ) maka harga kecepatan spesifiknya dihitung dengan menggunakan kapasitas salah satu sisi aliran masuk atau setengah dari kapasitas total, sedangkan pompa dengan satu aliran masuk isap ( single suction ) maka harga kapasitas ( Q ) adalah kapasitas total.
3.2.4 Tipe impeler Parameter utama yang biasa dipakai untuk menentukan tipe impeler yang digunakan didasarkan pada kecepatan spesifik. Pompa-pompa yang sebangun atau memiliki bentuk impeler yang sama akan memiliki kecepatan spesifik yang sama walaupun ukuran dan putaran kerjanya berbeda, jadi apabila kecepatan spesifik telah ditentukan maka bentuk impeller pompa tertentu pula, dengan kata lain kecepatan spesifik mengklasifikasikan impeller berdasarkan prestasi dan proporsinya tanpa memperhatikan ukuran aktual dan kecepatan operasinya. Bentuk-bentuk dan jenis impeler berdasarkan rentang harga kecepatan spesifik dapat dilihat pada Gambar 3.3 berikut ini :
41
42
Gambar 3.3 Bentuk dan dan Jenis Impeler Berdasarkan Kecepatan Spesifik ( Sumber : Richard F. Neerken, Neerken, Fluid Movers, Mc Graw-Hill, New York )
Karakteristik jenis-jenis impeler seperti ditunjukkan pada Gambar 3.3, dapat rangkum sebagai berikut (Lazarkiewich S., Impeller Pump, Hal 125) : a. Impeler aliran radial : Arah aliran keluar fluida tegak lurus terhadap poros pompa; Kecepatan spesifik rendah ( nsf = 30
90 ); Putaran
poros pompa rendah; Kapasitas rendah; Tinggi tekan ( head ) besar; Bentuk sudu satu kelengkungan kelengkungan ( single curvature ). b. Impeler tipe Francis : Arah aliran keluar fluida tegak lurus terhadap poros pompa; Kecepatan spesifik menengah ( n sf = 90 240 ); Putaran poros pompa, kapasitas pemompaan, dan tinggi tekan menengah. c. Impeler aliran diagonal : Arah aliran keluar fluida miring terhadap poros pompa; pompa; Kecepatan spesifik tinggi ( nsf = 120
450 ); Putaran
poros pompa tinggi; Kapasitas besar; Tinggi tekan t ekan rendah; Bentuk sudu dua kelengkungan ( double curvature ) d.
Impeler aliran aksial ( tipe propeler ): Arah aliran keluar fluida searah poros pompa; Kecepatan spesifik tertinggi ( nsf = 405 640 ); Putaran poros pompa tertinggi; Kapasitas pemompaan terbesar; tinggi tekan terendah dan bentuk sudu seperti propeler.
42
43
Berdasarkan data pada Bab II, bahwa pompa yang direncanakan memiliki : a. Kapasitas ( Q ) = 0.0946 m 3 / sec = 5.678 m 3 / min = 1500 1500 GPM. b. Tinggi tekan / head per tingkat ( H ) = 98.32 m = 322.6 ft c. Putaran poros pompa ( n ) = 3000 rpm d. Berat jenis fluida ( γ ) = 1028 kg/m3 maka dari data diatas dapat diperoleh : Kecepatan spesifik kinematik kinematik dalam satuan SI ( nsq ) adalah : n sq
=
3000 . 0.946
98.32 = 29.57
3
4
Kecepatan spesifik kinematik dalam satuan British ( nsqE ) adalah : n sqE =
3000. 1500
322.6 = 1526
3
4
Kecepatan spesifik dinamiknya : n sp
1028 ⋅ 0.0946
= 3000 ⋅
75 ⋅ (98.32 2 ) 3
= 109.4 Sedangkan bilangan bentuknya adalah :
n sf
=
1000 3000 ⋅ 0.0946 60
⋅
(9,806 ⋅ 98.32)
3
4
= 88.9 Berdasarkan hasil perhitungan di atas maka tipe impeler yang direncanakan adalah tipe radial ( nsf = 30
90 ), sesuai dengan klasifikasi tipe impeler yang
telah dijelaskan sebelumnya, selanjutnya dilakukan pengecekan terhadap head
43
44
pompa untuk setiap tingkatan, yakni dengan menggunakan pertidaksamaan (Stephen Lazarkiewich, Impeler Pump,Hal. 128) : H < 0,0464 ⋅ n
4
3
⋅Q
2
(3.4)
3
Di mana : n = kecepatan putar poros pompa ( rpm ) Q = kapasitas pompa ( m 3/det ) H = tinggi tekan pompa ( m ) Selanjutnya diperoleh : H < 0,0464 ⋅ 3000
4
3
⋅ (0.0946 )
2
3
H < 416.8 m
dari hasil tersebut diketahui bahwa tinggi tekan pompa untuk tiap tingkatnya masih dalam batas yang diijinkan artinya tidak melebihi batas maksimal tinggi tekan yang diijinkan. Impeler yang direncanakan memiliki satu aliran masuk ( Single suction ). Pertimbangan yang dipakai dalam menentukan pilihan ini adalah : a. Konstruksi pompa dengan
impeler single suction lebih cocok
diterapkan pada pompa bertingkat banyak, karena impeler single suction lebih sederhana dibandingkan impeler double suction . b. Konstruksi impeller yang lebih sederhana membuat ongkos produksi menjadi lebih murah, karena selain menghemat bahan, juga proses pengerjaanya lebih mudah .
44
45
3. 3 Daya Pompa
Besarnya energi atau daya yang dibutuhkan untuk memutar poros pompa pompa dipengaruhi oleh kapasitas pompa, tinggi tekan total pompa, berat jenis fluida yang dipompakan, serta efisiensi total pompa tersebut. Daya yang dibutuhkan untuk memutar poros pompa ( P sh )
dirumuskan dengan persamaan (Stephen
Lazarkiewich, Impeler Pump, Hal. 71) : Psh
=
γ ⋅ Q ⋅ H
(3.5)
75 ⋅ η t
di mana : P sh = daya yang dibutuhkan pompa pompa ( HP ) Q = kapasitas pompa ( m3/det ) H = tinggi tekan total pompa ( m ) γ = berat jenis fluida yang dipompa dipompa ( kg/m3 ) η = efisiensi total pompa pompa Dengan demikian besar daya yang dibutuhkan pompa pada kondisi kerja yang direncanakan : Psh
=
1028 ⋅ 0.0946 ⋅ 491.6 75 ⋅ 0.83 = 768 HP
Perlu diperhatikan bahwa pompa nantinya akan digunakan pada kondisi beban yang tidak selamanya kontinyu dan direncanakan dalam waktu lama, maka diperlukan cadangan daya pada kondisi overload yang cukup besar, di samping itu juga untuk mengantisipasi tinggi tekan dinamis pada instalasi karena usia, pada perancangan impeler ini diambil persediaan daya sebesar 15 %. Sebagai acuan,
45
46
untuk pompa dengan kondisi operasi kontinyu besar cadangan daya yang harus diberikan dapat dilihat pada Tabel 3.1 berikut : Tabel 3.1 Cadangan daya daya berdasarkan Psh Psh ( Met. HP )
<2
2 --> 5
5 --> 50
> 50
Daya Cadangan ( % )
40
40 --> 25
25 --> 15
15 --> 10
Sumber: Lazarkiewich S, Impeller Pump, Hal. 472 Dengan demikian
maka daya yang diberikan motor motor penggerak penggerak kepada kepada
pompa sesuai dengan perencanaan ditambah dengan daya cadangan adalah : Psh
= 1,15 ⋅ 768 =
883.2 HP
3. 4 Dimensi impeler
Dalam pendesainan pendesainan pompa, perancang tidak terikat
suatu prosedur prosedur yang yang
pasti, masing-masing masing-masing perancang dan pabrik telah melakukan pendekatan pendekatan sendirisendiri, tetapi walaupun prosedur itu mempunyai metode perhitungan yang sedikit berbeda, prinsip-prinsipnya adalah tetap sama. Dalam merancang impeler terdapat prosedur dan urutan-urutan tersendiri, di mana kita harus menghitung dimensi-dimensi utama impeler, mengasumsikan beberapa variabel lalu melakukan pengecekan terhadap variabel tersebut. Prosedur pada perancangan impeler kali ini dengan tipe impeler (single curvature ). Untuk merancang impeller, maka terlebih dahulu dihitung dimensi-dimensi utama impeller yang meliputi ukuran diameter poros, diameter mulut isap, diameter awal sisi masuk (ujung permulaan sudu), lebar roda, diameter luar dan sudut sudu, secara umum tahapan-tahapan tersebut meliputi :
46
47
1. Perhitungan diameter poros ( dsh ), dan diameter hub ( dh ). 2. Asumsi koefisien penyempitan pada sisi masuk impeler ( φ1 ), perhitungan diameter mulut isap ( d o ). 3. Pemilihan sudut β2, asumsi koefisien Pfleiderers ( Cp ), perhitungan diameter luar impeler ( d2 ). 4. Asumsi jumlah sudu ( z ), perhitungan lebar impeler ( b 2 ). 5. Pengecekan terhadap jumlah sudu ( z ). 6. Pengecekan terhadap koefisien penyempitan pada sisi masuk impeler
( φ1 ).
7. Pengecekan terhadap Cp. 8. Perhitungan sudut β1 . 9. Penggambaran segitiga kecepatan pada sisi masuk dan sisi keluar impeller. 10. Penggambaran sudu impeller. 11. Perhitungan kekuatan impeler.
3.4.1 Diameter Poros Diameter poros ditentukan sedemikian rupa sehingga akan mampu menahan beban-beban yang akan diterimanya. Suatu poros biasanya akan menderita satu atau lebih beban-beban berikut : 1. Beban torsi ( torsional force ). Beban ini disebabkan oleh putaran motor penggerak, sehingga besar kecilnya sangat tergantung dari daya yang diberikan dan kecepatan motor penggerak. 47
48
2. Beban lengkung ( bending force ). Beban ini bisa berupa beban mati dari poros itu sendiri, berat impeler serta bagian-bagian lain yang membebani poros, serta akibat gaya radial yang lain seperti gaya yang timbul akibat ketidakseimbangan massa yang berputar. 3. Gaya aksial ( axial force ). Beban ini diakibatkan oleh berat poros itu sendiri jika poros dipasang vertikal serta dorongan dalam arah aksial dari fluida yang dipompakan akibat perbedaan tekanan fluida, namun pada umumnya beban jenis ini relatif kecil. Untuk perhitungan awal, tentu belum bisa menentukan besarnya beban lengkung dan beban aksial. Untuk itu, untuk pertama kalinya dimensi poros ditentukan hanya berdasar dengan memperhitungkan besarnya torsi saja. Sehingga diameter poros ( dsh ) dapat dihitung dengan rumus persamaan (Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987, hal:8) :
⎛ 5,1 ⎞ d sh = ⎜⎜ ⋅ Kt ⋅ Cb ⋅ T ⎟⎟ ⎝ τ a ⎠
1
3
(3.6)
Di mana mana : T = momen puntir ( N.m) τa = tegangan geser geser poros yang diijinkan diijinkan ( MPa ) Kt = faktor koreksi koreksi momen momen puntir puntir jika terjadi tumbukan / kejutan Cb = faktor koreksi jika terjadi pembebanan lentur. Faktor koreksi beban kejut yang dianjurkan ASME (Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987, hal:8) adalah : Kt = 1 ; jika beban dikenakan secara halus Kt = 1,0
1,5 ; jika beban dikenakan dikenakan dengan sedikit kejutan
48
49
Kt = 1,5
3,0 ; jika beban dikenakan dikenakan dengan kejutan atau tumbukan tumbukan
besar, diasumsikan beban kejut yang terjadi tidak terlalu besar, dengan demikian diambil Kt = 1,5 Sedangkan faktor koreksi lengkungan C b yang dianjurkan adalah : Cb = 1,2
2,3 ; jika diperkirakan akan terjadi beban lentur
Cb = 1,0 ; jika diperkirakan tidak akan terjadi beban beban lentur diperkirakan akan terjadi beban lentur sehingga sehingga diambil diambil Cb = 2 Besar momen puntir ( T ) ditentukan oleh persamaan (V.Doborovolsky et.al., Machine Element , hal 401) : T = 71620
Di mana :
P
(3.7)
N
n
= kecepatan putaran poros ( rpm )
T
= momen puntir ( N.m )
P
= daya yang diberikan penggerak ( HP )
Dengan demikian besar momen puntir T = 71620
=
8 83.2
3000 210850 Nm
Selanjutnya dipilih bahan poros dari baja nikel khrom molibden
dengan
spesifikasi sebagai berikut (Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987, hal:3) : a. JIS Number : 4103 b. Perlakuan : pengerasan kulit c. Kekuatan tarik (σ (σ) = 100 kg/mm 2
49
50
Bahan poros tersebut tersebut diatas memiliki komposisi komposisi sebagai berikut : Tabel 3.2 Unsur kimia dan kandungannya dalam bahan poros Unsur kimia
Kandungan (%)
Karbon ( C )
0.17-0.23
Silikon (S)
0.1-0.35
Mangan (Mn)
0.40-0.70
Posphor(P)
0.030 atau kurang
Sulfur (S)
0.030 atau kurang
Nikel (Ni)
1.60-2.00
Khrom (Cr)
0.40-0.65
Molibden (Mo)
0.15-0.30
Sumber : Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, hal:331 Tegangan geser yang diijinkan ( τa ) dapat dihitung dengan persamaan (Sularso, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, hal:6) : τ a
=
σ u
(3.8)
S f 1 ⋅ Sf 2
Di mana : σu = kekuatan tarik poros ( kg/mm2 ) Sf1 = faktor keamanan karena kelelahan puntir. diambil = 5 Sf2 = faktor keamanan karena konsentrasi tengangan baik oleh adanya tingkat pada poros atau karena adanya alur pasak. diambil = 1,3 Dengan demikian tegangan geser yang diijinkan adalah : τ a
=
100 5 ⋅ 1,3
= 15.38
kg / mm
2
Jadi besar diameter poros ( d sh ) :
50
51
d sh
5.1 = ⎛ ⋅ 1.5 ⋅ 2 ⋅ 210850 ⎞⎟ ⎜ ⎝ 15.38 ⎠ = 209753 .251 / 3 = 59.4 mm
1/ 3
Selanjutnya dsh ditentukan sebesar
65 mm dengan alasan menghindari
terjadinya deformasi , kelengkungan, beban aksial serta keberadaan alur pasak pada poros yang dalam perhitungan kali ini masih diabaikan.
3.4.2 Diameter sisi masuk Fluida yang telah keluar dari impeler, mempunyai tekanan yang lebih tinggi daripada fluida yang masih ada di sisi masuk impeler, karena harus ada celah antara impeler yang sedang berputar dengan casing yang diam, sebagian air yang telah dikeluarkan dari impeler akan kembali ( bocor ) ke arah sisi masuk. Oleh karena itu untuk memperoleh kapasitas air yang dikeluarkan impeler seharusnya lebih besar dari kapasitas pompa. Jumlah aliran total melalui impeler adalah jumlah kebocoran ditambah jumlah aliran yang yang direncanakan dikeluarkan pompa. Biasanya jumlah aliran bocor tersebut berkisar antara
2 %
10 %
dari
kapasitas pompa (Austin H.Chruch, Pompa dan Blower sentrifugal, hal 93). Kebocoran ini tidak mempengaruhi head pompa tetapi sangat berpengaruh pada kapasitas fluida yang melewati impeler, oleh karena itu jumlah kebocoran ini haruslah diperkirakan terlebih dahulu dahulu dan ditambahkan
ke jumlah aliran
( kapasitas ) pompa untuk penentuan ukuran-ukuran impeler. Pada perencanan ini kebocoran yang terjadi diasumsikan 7 % atau dengan kata lain pompa ini memiliki efisiensi volumetris, 51
ηvol =
93 %, sehingga
52
kapasitas fluida yang melewati impeler ( Q’ ) adalah (Lazarkiewich S., Impeler Pump, Hal 133): Q′ =
Q′ =
Q
(3.9)
η vol 5.678 0,93
= 6.105 m 3 / menit = 0.10175 m 3 / det ik Kecepatan tangensial terhadap poros ( meridian ), cm1 dihitung dengan persamaan (Lazarkiewich S., Impeler Pump, Hal 133) : c m1
= K cm1 ⋅
2 ⋅ g ⋅ H
(3.10)
Di mana : K cm1 cm1 = koefisien kecepatan pada sisi masuk impeler harga K cm1 cm1 dapat dicari dengan menggunakan gambar 3.4 (grafik hubungan K cm1 dan K cm2 cm2 dengan n sq ) dibawah ini.
Gambar 3.4 Grafik hubungan K cm1 cm1 dan K cm2 cm2 dengan nsq Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 134
52
53
Dari gambar 3.4 maka dapat dicari besarnya K cm1 cm1 berdasarkan kecepatan spesifiknya, untuk n sq = 29.57 ; harga K cm1 cm1 = 0,165, dengan demikian : cm1
= 0,65 ⋅ = 7.245
2 ⋅ 9.806 ⋅ 98.32 m/s
Selanjutnya harga kecepatan aksial masuk ( c o ) untuk pompa dengan single curvature adalah (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133):
= (0.9 − 1.0) ⋅ C m1
co
(3.11)
besar kecepatan aksial air masuk impeler biasanya 1.5 m/s hingga 12 m/s, jika diasumsikan
bahwa besarnya kecepatan aksial aksial cairan masuk impeler adalah
sebesar 0.95 C m1, maka : co
= 0.95 ⋅ C m1 = 0.95 ⋅ 7.245 = 6.88 m / s
Selanjutnya luas penampang sisi masuk impeler ( A o ) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) : Ao
=
Ao
=
Q′
(3.12)
co
0.10175 6.88
= 0.014789 m 2 = 14789 mm 2 Selanjutnya diameter hub (dh) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 132 ) : d h
= (1.3 − 1.4) ⋅ d sh
(3.13)
dh = diameter poros (mm), apabila ditentukan d h 53
= 1.3 ⋅ d sh
maka,
54
= 1.3 ⋅ 65 = 84.5 mm
d h
Selanjutnya luas penampang hubungan (A h) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
=
Ah
=
π ⋅ d h
2
(3.14)
4 π ⋅ 84.5 2 4
= 5605.09 mm 2 Diameter hubungan belakang dapat dicari dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 132) : d h
'
= (1.35 − 1.5) ⋅ d sh
d h
selanjutnya ditentukan
= 1.5 ⋅ 65 = 97.5 mm
Luas penampang masuk total ( A o’ ) dapat ditentukan dengan menjumlahkan luas penampang sisi masuk impeler ( Ao ) dan luas penampang hub ( Ah ) (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) : Ao’ = Ao + Ah
(3.15)
Ao’ = 14789 + 5605.09 Ao’ = 20394.09 mm 2 Selanjutnya dapat dihitung diameter impeler
pada sisi
masuk ( do )
dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 133) :
d o
=
4 ⋅ Ao
'
(3.16)
π
54
55
d o
=
4 ⋅ 20394.09 3.14
= 24979.73 = 161.18
3.4.3 Sudut sisi masuk (β ( β1) Pada perancangan ini, sudu yang yang direncanakan adalah sudu dengan lengkungan tunggal ( single curvature ), untuk menentukan besar sudut sisi masuk (β1), maka terlebih dahulu mengetahui besar kecepatan keliling pada sisi inlet impeler (u1) yang dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 134): u1
=
π ⋅ d ⋅ n
(3.17)
60
dimana d1 : diameter ujung sisi masuk impeler n : kecepatan putaran poros (rpm) selanjutnya bila d1 ditentukan sebesar 130 mm maka : u1
=
3.14 ⋅ 130 ⋅ 3000
60 = 20.04 m / s
Besar sudut α1 diasumsikan sebesar 900 dengan maksud fluida memasuki sudu impeler dalam arah radial (tegak lurus sumbu poros impeler ) maka sudut sisi masuk sudu (β ( β1) adalah (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 134) :
55
56
tg β 1
=
C m1
(3.18)
u1
⎡ C ⎤ = arc tg ⎢ m1 ⎥ ⎣ u1 ⎦ 7.245 ⎤ = arc tg ⎡⎢ ⎣ 20.04 ⎥⎦ = 19.5 0
β 1
Sesuai dengan pengalaman serta penyelidikan yang dilakukan pada pompa sentrifugal menunjukkan bahwa debit optimal pada kondisi efesiensi maksimal adalah lebih kecil dari yang seharusnya dimiliki, oleh karena itu untuk mendapatkan debit serta kapasitas yang diinginkan maka sudut β1 harus diperbesar sebesar ∂1. Harga ∂1 berkisar antara 20-60 (Stephen Lazarkeiwiccz, 0
Impeler Pump, hal: 135), selanjutnya harga ∂1 ditentukan sebesar 4 maka :
β1 = β1 + ∂1
(3.19)
= 19.50 + 40 = 23.50 Besar kecepatan meridian terkoreksi (Cm1’) dapat ditentukan dengan persamaan : Cm1’ = u1 tg β1’ = 20.04 tg 23.5 = 8.87 m/s
3.4.4 Lebar sisi masuk impeler
56
57
Lebar
sisi
masuk
impeler
ditentukan
dengan
persamaan
(Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 135) : b1
=
A1
(3.20)
π ⋅ d 1
dimana ; A1 : luas penampang sisi masuk impeler (mm 2) d1 : diameter ujung sisi masuk impeler (mm) dengan mengasumsikan bahwa jumlah sudu pada impeler (z) adalah 8 buah maka panjang lingkar antar sudu atau panjang pitch pada sisi masuk impeler (t1) adalah (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 84) : t 1
= =
π ⋅ d 1
(3.21)
z
3.14 ⋅ 130
8 = 51.025 ≈ 51 mm Tebal sudu pada ujung sisi masuk dalam arah keliling (S u1) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 84) : S u1
=
s1
(3.22)
sin β sin β 1
dimana s1 : tebal sudu pada sisi masuk. Apabila s1 ditentukan sebesar 6 mm maka : S u1
=
6 sin 23.5
= 15.54 mm
57
58
Selanjutnya besar koefisien penyempitan ( contriction coeficient) pada sisi masuk (φ (φ1) dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 84) :
ϕ 1
=
t 1
(3.23)
− S u1
t 1
51
=
51 − 15.54 = 1.326 Luas penampang sisi masuk impeler (A 1) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 135) : Q'
A1
= ϕ
A1
= 1.326
(3.24)
C m1
0.10175 7.245
= 0.018622 m 2 = 18622 mm 2 dari hasil-hasil diatas maka dapat diketahui lebar sisi masuk impeler (b 1), yaitu : b1
=
18622
3.14 ⋅ 130 = 45.62 mm ≈ 46 mm
3.4.5 Diameter sisi keluar impeler Diameter sisi keluar impeler dapat ditentukan dengan terlebih dahulu mengetahui kecepatan keliling pada sisi keluar impeler, yang dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 138) :
58
59
=
u2
C m 2
2 tg β 2
dimana ; Hth
2
⎡ C ⎤ + ⎢ m 2 ⎥ + g ⋅ H th ⋅ (1 + C p ) ⎣ 2 tg β 2 ⎦
(3.25)
: head teoritis impeler dengan jumlah sudu yang terbatas (m)
Cm2
: kecepatan meridian pada sisi keluar (m/s)
β2
: sudut sisi keluar sudu dibatasi antara 15 0 – 350, dipilih β2 = 300
g
: percepatan gravitasi (9.806 m/s2)
1+C p : koreksi Pfleiderer untuk impeler dengan jumlah jumlah sudu terbatas, dibatasi antara 1.25 – 1.35. Besar head teoritis impeler dengan jumlah sudu yang terbatas (H th), dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 160) : H th
=
H
(3.26)
η h
dimana H : head total pompa ηh : efisiensi hidrolis Efesiensi hidrolis dapat ditentukan dengan melakukan interpolasi harga-harga efisiensi hidrolis dan nq yang terdapat pada tabel 3.3 : Tabel.3.3 Harga efisiensi hidrolis untuk tiap harga kecepatn spesifik nq
10
15
20
30
50
100
ηh
0.86
0.91
0.94
0.96
0.97
0.98
Sumber : (Fritz Dietzel, Turbin Pompa Dan Kompresor, 1993, hal : 258)
− η 20 29.57 − 20 = η 30 − η 20 30 − 20 η 29.57 − 0.94 9.57 = 0.96 − 0.94 10 η 29.57 = 0.959 η 29.57
59
60
dari hasil diatas besar H th adalah : H th
=
98.32
0.959 = 102.52 m
Kecepatan meridian pada sisi keluar (Cm2) dapat ditentukan dengan persamaan : C m 2
= K cm 2 ⋅
2 ⋅ g ⋅ H
selanjutnya dari grafik 3.4 dapat ditentukan besarnya k cm2 cm2, berdasarkan harga kecepatan spesifik nsq = 29.57, maka besar k cm2 cm2 adalah 0.122 sehingga : C m 2
= 0.122
2 ⋅ 9.806 ⋅ 98.32
= 5.357 m/s
selanjutnya harga C m2 diperiksa ulang dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 137) : C m 2 C 1
= 0.7 − 0.75
5.357 7.245
(3.27)
= 0.739
dengan demikian harga C m2 dapat diterima karena 0.7<0.739<0.75, selanjutnya besar kecepatan keliling pada sisi outlet adalah :
u2
2
⎛ 5.357 ⎞ ⎟⎟ + 9.806 ⋅ 102.5 ⋅ 1.35 = + ⎜⎜ tg 2 tg 30 2 30 ⎝ ⎠ = 41.77 m / s 5.357
kemudian besar diameter luar dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 138) : d 2
=
60 ⋅ u 2
(3.28)
π ⋅ n 60
61
60 ⋅ 41.77
=
d 2
3.14 ⋅ 3000 = 266 mm
selanjutnya d2 ditentukan sebesar 270 mm dengan tujuan untuk mempermudah pengerjaan proses produksi.
3.4.6 Lebar sisi keluar kel uar impeler (b ( b2) Lebar sisi keluar impeler dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 139) : b2
=
A 2
(3.28)
π ⋅ d 2
untuk mendapatkan b 2 maka terlebih dahulu perlu mengetahui lebar pada sisi keluar sudu (t2) yaitu dengan menggunakan persamaan : t 2
= =
π ⋅ d 2 z 3.14 ⋅ 270
8 = 105.97 mm kemudian untuk mengetahui besar (A 2), maka terlebih dahulu ditentukan harga ketebalan sudu pada sisi keluar dalam arah keliling (S u2) dengan menggunakan persamaan : Su2
=
S2
sin β sin β 2
61
62
Gambar 3.5 3.5 Sudu Sisi Outlet ( Sumber Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump, Hal 85 ) jika pada perancangan ini S 2 ditentukan sebesar 5 mm, maka : Su2
=
5 sin 30
= 10 mm Koefisien desak (φ (φ2) disisi outlet dapat diketahui dengan persamaan ; ϕ 2
=
t 2 t 2
=
− Su2 105.97
105.97 − 10 = 1.1 Luas penampang outlet (A 2) dapat diketahui dengan memasukkan hasil-hasil perhitungan diatas kedalam persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 139) : A2
= ϕ 2
Q
'
(3.29)
C m 2
= 1.1 ⋅
0.10175 5.357
= 0.020893 m 2 = 20893 mm 2 62
63
dari hasil-hasil diatas, besar b 2 adalah : 20893
=
b2
3.14 ⋅ 270 = 24.6 ≈ 25 mm
3.4.7 Koreksi terhadap 1+C p Angka koreksi Pfleiderer yang telah diasumsikan sebelumnya dapat dikoreksi kembali dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 95) : C p
=2
z
1
⋅
⎛ r 1 ⎞ ⎟⎟ ⎝ r 2 ⎠
(2.30)
2
1 − ⎜⎜
dimana ψ : (0.55-0.68) + 0.6 sinβ sin β2 Persamaan diatas digunakan untuk impeler yang memiliki sudu dengan kelengkungan tunggal serta untuk pompa sentrifugal dengan ring difuser atau rumah keong sebagai casing, apabila β2 sebagaimana diketahui sebesar 300 maka :
= (0.55 − 0.68) + 0.6 sin 30 = 0.85 − 0.98 pada skripsi ini dipakai ψ sebesar 0.85. besar
r 1 r 2
=
d 1 d 2
=
130 270
= 0.481
jadi, koreksi Pfleiderer untuk jumlah sudu yang terbatas adalah : C p
= 2⋅
0.85
8 = 0.276
⋅
1 1 − 0.4812
63
64
dengan demikian koreksi Pfleiderer yang dibatasi antara 1.25-1.35 untuk C p diatas dapat diterima.
3.4.8 Koreksi terhadap jumlah sudu Penetapan asumsi jumlah sudu sebanyak 8 buah untuk tiap impeler dapat diperiksa ulang dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 127): Z = 6.5
dimana d1
jadi,
+ d 1 sin β m d 2 − d 1 d 2
(3.31)
: diameter ujung sisi masuk impeler (mm)
d2
: diamter ujung sisi keluar impeler (mm)
βm
:
Z = 6.5
β 1
+ β 2 2
270 + 130
270 − 130 = 8.35
sin
23.5 + 30 2
dengan demikian asumsi bahwa jumlah sudu sebanyak 8 buah dapat diterima.
3.4.9 lebar impeler untuk tiap titik Lebar impeler sepanjang laluan sudu dari sisi inlet hingga ke outlet bervariasi untuk setiap titiknya, untuk mengetahui lebar impeler (b) untuk setiap titik maka dapat dipakai persamaan berikut (Austin H.Chruch, hal 106): b=
Q'
(3.32)
π ⋅ D⋅ ∈ ⋅C m 64
65
dimana Q’
: kapaitas fluida yang dipompa
Cm
: kecepatan meridian untuk tiap tiap titik
Є
: faktor penyempitan/faktor kontraksi
D
: diameter titik yang ditinjau.
Harga faktor kontraksi untuk untuk tiap titik adalah berbeda, hal ini tergantung pada diameter titik yang ditinjau, sudut β serta jumlah sudu. Harga faktor kontraksi dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 106): π ⋅ D −
∈= dimana Z
Z ⋅ S
sin β
π ⋅ D
(3.33)
: jumlah sudu
S
: tebal sudu yang ditinjau
Β
: sudut sudu yang ditinjau
Selanjutnya hasil perhutungan lebar sudu untuk tiap tutuk dapat dilihat ditabel 3.6
3.5 Segitiga kecepatan
3.5.1 Segitiga kecepatan pada sisi masuk impeler Pada pompa sentrifugal kecepatan fluida gerak biasa dilukiskan dalam tiga vektor yang membentuk segitiga tertutup, untuk segitiga kcepatan pada sisi masuk dapat digambarkan sebagai berikut :
65 kecepatan sisi inlet Gambar 3.5 Segitiga
66
Gambar diatas menunjukkan bahwa sudut datang adalah sebesar 90 0, artinya fluida memasuki impeler dalam arah radial atau tegak lurus dengan poros pompa. Sudut β1 diperbesar dengan menambahkan sudut jatuh ∂ sehinggan besar kecepatan Cm1 bertambah sebesar Cm1’ yang harganya ditentukan dengan persamaan: Cm1 = u1 tg β1 dari hasil perhitungan dimuka telah didapatkan didapatkan bahwa : u1 : 20.4 Cm1 : 9.73 β1
: 23.5
α1 : 90 dengan menggunakan persamaan hubungan segitiga maka didapatkan kecepatan relatif fluida disisi masuk adalah sebesar : w1 =
=
C m1
sin β 1 9.73 sin 23.5
= 24.4 m / s
3.5.2 Segitiga kecepatan sisi keluar impeler Segitiga disisi keluar impeler berbeda dengan segitiga kecepatan disisi inlet, seperti tampak pada gambar berikut:
66
67
Gambar 3.7 Segitiga kecepatan sisi outlet Hasil perhitungan sebelumnya adalah : u1 : 20.04 m/s u2 : 41.77 m/s Cm1: 9.73 m/s Cm2: 5.357 m/s β2 : 300 φ2 : 1.27 φ1 : 1.42 Cu2 : u2 – wu2 Kecepatan meridian dekat outlet adalah (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 86) :
Cm2’ :
C m 2
ϕ 2
=
5.357 1.127
= 4.75 m / s
(3.34)
Kecepatan absolut arah tangensial diisi outlet impeler dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 163) : Cu2 = u2 – wu2
(3.35) 67
68
W u 2
= =
C m 2 '
tan β 2 4.75 tan 30
= 8.22 m / s maka Cu2
= u2 – wu2 = 41.77 – 8.22 = 33.55 m/s
Penyimpangan aliran fluida terjadi saat fluida mengalir melalui laluan sudu yang mengakibatkan turunnya kecepatan absolut dalam komponen tangensial, hal ini mengakibatkan fluida meninggalkan impeler dengan sudut yang lebih kecil dari sudut β2. Kejadian seperti ini disebut slip, besar slip dapat ditentukan dengan persamaan (Igor J Karasik, hal 2-7) : μ =1 −
μ =1 −
π ⋅ sin β 2
(3.36)
z
3.14 sin 30 8
= 0.803
kecepatan meridian dalam komponen tangensial dapat ditentukan dengan persamaan (Igor J Karasik hal 2-7): C u2 = μ Cu2
= 0.803 ⋅ 33.55 = 26.96 m/s maka sudut β2 dapat dicari dengan persamaan :
68
69
w2
= =
C m 2
sin β 2 5.357 sin 30
= 10.714 m / s dengan menggunakan hubungan segitiga maka didapatkan : α 2
⎛ C ⎞ = arc tan⎜⎜ m 2 ⎟⎟ ⎝ C u 2 ⎠ 5.357 ⎞ = arc tan⎛ ⎜ ⎟ ⎝ 33.55 ⎠ = 9.07 0 ⎛ C m 2 ' ⎞ ⎟⎟ ' C ⎝ u 2 ⎠ 4.75 ⎞ = arc tan⎛ ⎜ ⎟ ⎝ 26.96 ⎠ = 9.99 0
α 2 ' = arc tan ⎜⎜
Berdasarkan hasil diatas nampak bahwa terjadi pembesaran sudut α2, hal ini terjadi sebagai akibat adanya pengaruh jumlah sudu serta adanya aliran pusar, kejadian seperti ini berakibat menurunnya kecepatan absolut dalam arah tangensial.
3.6 Perancangan Sudu Impeler
Dalam
perencanaan
kelengkungan
sudu
impeler,
sudut
divergensi
merupakan parameter yang sangat penting untuk diperhatikan. Sudut divergensi yang terlalu besar akan membuat terjadinya separasi fluida dalam laluan impeler, dan akibatnya akan terjadi kondisi turbulensi yang tinggi. Turbulensi yang besar
69
70
akan menyebabkan kerugian pada unjuk kerja pompa. Sebaliknya, jika sudut divergensi terlalu kecil maka turbulensi akan semakin kecil. Tetapi dengan sudut divergensi yang yang kecil kecil akan membentuk laluan
fluida dalam impeler menjadi
panjang. Hal ini menyebabkan gesekan cukup besar pada permukaan sudu. Kondisi ini juga akan menurunkan efisiensi pompa. Suatu parameter yang dapat digunakan untuk memeriksa kelengkungan sudu sehingga tidak terjadi laluan yang terlalu panjang atau pendek adalah sudut overlap ( υ ) ( lihat Gambar 3.8 ),sudut ini sebaiknya untuk jumlah sudu 5 – 9, berada pada rentang 35° - 50° (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 168).
Gambar 3.8 Sudut Overlap ( Sumber Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump ) Ada 3 metode yang umum digunakan untuk menggambarkan kelengkungan sudu dengan kelengkungan ganda, yaitu : 1. Metode Penggambaran Konformal ( Conformal Representation ) 2. Metode Point by point 3. Metode circula arc methode
70
71
Pada perencanaan impeler ini dipilih metode Penggambaran point by point. Metode ini pertama kali diperkenalkan oleh C.Pfleiderer dengan mendasarkan pada suatu asumsi bahwa pergeseran sudut dari β1 hingga β2 merupakan fungsi jari-jari( r ). Besarnya sudut φ suatu titik didapat setelah mengetahui besarnya jari jari ( r ) dan sudut β titik tersebut diketahui. Nilai r dan β akan memberikan gambaran dimana posisi titik tersebut dalam suatu bidang koordinat, selanjutnya setelah didapatkan rangkaian titik –titik tersebut maka titik tersebut dapat dihubungkan sehingga membentuk suatu bentuk sudu.
Gambar 3.9 Metode Point By Point ( Sumber Sumber : Stephen Lazarkiewich, Impeller Pump ) Dari gambar 3.9 terlihat bahwa segitiga PP’T yang mana sisi PT terletak diantara jari - jari serta memiliki sudut dϑ yang dibuat sangat kecil, maka : PT=
PT
tan β
Karena PT menggambarkan suatu pertambahan yang sangat kecil dalam radius dr maka kedua persamaan tersebut dapat ditulis dalam persamaan berikut : rd ϑ =
dr
tan β 71
72
sehingga : d ϑ =
dr r ⋅ tan β
Persamaan
diatas apabila diintegralkan antara batas batas r1 dan r2 serta
mengalikannya dengan
180 π
maka akan diperoleh suatu pesamaan untuk sudut
ϑ
yang dinyatakan dalam satuan derajat yaitu: ϑ =
180 π
⋅ ∫ r r 1
dr
(3.37)
r ⋅ tan β
Bentuk integrasi ini dapat diselesaikan dengan menggunakan data yang ada dengan cara membagi besar antara r 1 dan r 2 menjadi beberapa bagian (dalam hal ini 15 bagian) yang selanjutnya disusun disusun dalam tabel.3.5 dan lebar laluan (b) untuk tiap-tiap titik dapat dilihat pada tebel 3.6. Hasil perhitungan variasi sudut β dan
ϑ pada berbagai variasi r dapat dilihat
dalam tabel 3.5.
3. 7 Pemeriksaan Kekuatan Impeler
Pemilihan bahan material impeler harus disesuaikan dengan beberapa faktor antara lain kondisi fluida kerja, temperatur, tekanan, putaran kerja, sehingga memenuhi kriteria - kriteria sebagai berikut. 1. Tahan terhadap korosi 2. Tahan terhadap keausan 3. Tahan terhadap kavitasi 4. Kemudahan dalam pencetakan dan pembuatan. 72
73
Sifat fluida yang korosif dan abrasif mengharuskan impeler dibuat dari bahan yang memiliki ketahanan tinggi terhadap kondisi tersebut, dalam skripsi ini penulis memilih material berupa perunggu fosfor cor. Pemilihan ini didasarkan pada sifat bahan ini memiliki kekuatan tarik yang cukup tinggi, tahan panas serta tahan korosi. Material yang dipilih adalah perunggu fosor cor PBC 2B cetakan logam menurut standar JIS H 5113 sebagai bahan material impeler. Sifat-sifat dan kandungan bahan tersebut adalah sebagi berikut : Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeler Sifat dan unsur material kandungan Cu
8.7-9.1%
P
0.1-0.5%
Sn
9.0-12%
Kotoran
1% atau kurang
Yield Stress ( σ y)
30 kg/mm2
Sumber : Tata surdia, pengetahuan Bahan Teknik, hal 119 Tegangan geser yang diijinkan (τa) untuk untuk bahan diatas diatas dengan persamaan (Sularso, Dasar perencanaan dan Pemilihan elemen mesin, hal 8) : τ a
=
σ u
(3.38)
S f 1 ⋅ K t
di mana : Sf1 = Faktor Keamanan ; diambil Sf1 = 6 K t = Faktor koreksi karena adanya tumbukan ; diambil diambil K t = 1.5 maka diperoleh : τ a
=
30 6 ⋅ 1.5
= 3.33 kg / mm 2
73
74
Selanjutnya tegangan geser akibat torsi : 2 ⋅ T
F =
D
dimana
T = torsi akibat pembebanan =210850 kgmm D=dh’=97.5 mm
Sehingga : 2 ⋅ 210850
F =
97.5 = 4325 kg
selanjutnya tebal sudu minimum ditentukan dengan persamaan : S h min
= =
F
τ ⋅ π ⋅ dh' 4325
3.33 ⋅ 3.14 ⋅ 97.5 = 4.24 dalam perencanaan ditentukan Shmin =5 mm. Tegangan geser yang terjadi adalah : τ =
F A
= =
4 ⋅ F π ⋅ dh ' 2 4 ⋅ 4352 3.14 ⋅ 97.5 2
= 0.579 kg / mm 2 = 57.9 kg / mm 2
jadi diperolehτa1 > τ.
74
75
Berdasarkan pernyataan diatas dapat disimpulkan bahwa impeler yang direncanakan cukup aman untuk menerima beban geser serta mampu untuk meneruskan torsi yang terjadi pada poros.
3.8 Rangkuman Hasil Perhitungan Impeler
berdasarkan perhitungan yang telah dilakukan impeler yang direncanakan mempunyai ukuran-ukuran sebagai berikut : 1.
Diameter lubang poros ( d sh )
:
65 mm
2.
Diameter hub depan ( dh )
:
85 mm
3.
Diameter hub belakang ( d h’ )
:
97.5 mm
4.
Diameter sisi masuk (d1)
:
130 mm
5.
Sudut sisi masuk sudu (β ( β1)
:
19.5o
6.
Lebar sisi masuk sudu (b 1)
:
50 mm
7.
Diameter sisi keluar ( d2 )
:
270 mm
8.
Sudut sisi keluar ( β2 )
:
30°
9.
Lebar sisi keluar ( b2 )
:
25 mm
10. Tebal sudu ( s 1 )
:
6 mm
11. Tebal sudu ( s 2 )
:
5 mm
12. Jumlah sudu ( z )
:
8 buah
13. Tebal dinding ( shroud ) depan
:
6 mm
75
76
Tabel 3.5 Harga βo dan ∂o dalam berbagai titik.
Titik
r (m)
Δr (m)
Cm (m/s)
W (m/s)
βo
A1
0.065
0
9.73
24.4
23.5
1
0.06966
0.00466
9.43
23.52
23.64
2
0.07432
0.00466
9.15
22.56
23.97
3
0.07898
0.00466
8.83
21.63
24.11
4
0.08364
0.00466
8.57
20.72
24.43
5
0.08803
0.00466
8.27
19.81
24.69
6
0.09296
0.00466
7.98
18.92
24.98
7
0.09762
0.00466
7.68
18.01
25.27
8
0.10228
0.00466
7.38
17.12
25.56
9
0.10694
0.00466
7.10
16.25
25.92
10
0.1116
0.00466
6.82
15.32
26.45
11
0.11626
0.00466
6.51
14.39
26.92
12
0.12092
0.00466
6.22
13.49
27.5
13
0.12558
0.00466
5.94
12.5
28.40
14
0.13024
0.00466
5.62
11.61
28.96
A2
0.135
0.00466
5.357
10.714
30
76
77
Tabel 3.5 lanjutan
R tg β
B
=
1 R tg β
Δa = Δr ⋅
Bn + Bn −1
Σ ∆a
2
∂' =
180 π
ΣΔa
0.0282
35.460
0
0
0
0.0305
32.786
0.159
0.159
9.114
0.0330
30.3.3
0.147
0.306
17.541
0.0353
28.328
0.136
0.442
25.337
0.0379
26.385
0.1274
0.5694
32.640
0.0404
24.752
0.119
0.6884
39.462
0.0433
23.094
0.111
0.7994
45.825
0.0460
21.739
0.104
0.9034
51.787
0.0489
20.449
0.098
1.0014
57.405
0.0519
19.267
0.0925
1.0939
62.707
0.0555
18.018
0.0868
1.1807
67.683
0.0590
16.949
0.0814
1.2621
73.349
0.0629
15.898
0.0765
1.3386
760735
0.0679
14.727
0.0713
1.4099
80.822
0.0720
13.888
0.0666
1.4765
84.640
0.0779
12.836
0.0622
1.5387
88.205
77
78
Tabel 3.6 Lebar laluan (b) untuk setiap titik
Titik
r (m)
Δr (m)
Cm (m/s)
є
β
A1
0.065
0
9.73
0.754
0.050
1
0.06966
0.00466
9.43
0.772
0.0319 0.0319
2
0.07432
0.00466
9.15
0.789
0.0302 0.0302
3
0.07898
0.00466
8.83
0.802
0.0289 0.0289
4
0.08364
0.00466
8.57
0.816
0.0277 0.0277
5
0.08803
0.00466
8.27
0.826
0.0269 0.0269
6
0.09296
0.00466
7.98
0.837
0.0261 0.0261
7
0.09762
0.00466
7.68
0.847
0.0260 0.0260
8
0.10228
0.00466
7.38
0.55
0.0260
9
0.10694
0.00466
7.10
0.863
0.0260 0.0260
10
0.1116
0.00466
6.82
0.872
0.0260
11
0.11626
0.00466
51
0.879
0.0260
12
0.12092
0.00466
6.22
0.886
0.0260
13
0.12558
0.00466
5.94
0.893
0.0260
14
0.13024
0.00466
5.62
0.899
0.0260
A2
0.135
0.00466
5.357
0.905
0.0260
78
79
27 24 21 18
) s / m15 ( w , 12 m C
9 6 3 0
0.06
0.07
0.08
0.09
0.1
0.11
0.12
0.13
Jari - Jari
cm w Gambar 3.10 Grafik variasi Cm dan w terhadap jari-jari
Gambar 3.11 Impeller hasil perancangan
79
0.14
BAB IV SALURAN MASUK DAN KELUAR
4.1
Saluran masuk
Saluran masuk merupakan komponen yang mempunyai peranan penting dalam sebuah pompa. Saluran ini berfungsi untuk mengalirkan fluida menuju kearah impeler dan memiliki pengaruh pada distribusi kecepatan fluida diujung masuk impeler serta keseragaman suplai fluida yang dialirkan. Saluran ini akan memberikan hasil yang terbaik apabila penampang melintang saluran ini mengecil secara perlahan – lahan. Bentuk yang seperti ini akan meningkatkan kecepatan aliran fluida secara mulus serta menjamin bahwa garis alir (stream line) berimpit rapat kedinding saluran masuk serta tidak memiliki kecenderungan untuk memisahkan diri dari permukaan garis alir tersebut, ada beberapa jenis saluran masuk antara lain : 1. Lurus Bentuk ini memiliki sisi atas yang lurus dengan tujuan untuk menghindari terjadinya kantong udara. Saluran jenis ini biasanya dipakai pada pompa – pompa sentrifugal satu tingkat baik berporos horisontal maupun vertikal. 2. Melengkung Saluran masuk dengan bentuk melengkung biasa dipakai pada pompa sentrifugal dengan poros horizontal maupun vertikal dengan kecepatan spesifik yang rendah, hal ini dikarenakan bentuk saluran 80
81
yang melengkung akan menurunkan head dan efesiensi pompa, maka untuk mengurangi hal tersebut biasanya jari - jari lengkungan dibuat besar. 3. Konsentris Bentuk saluran jenis ini banyak digunakan pada pompa bertingkat banyak. Saluran masuk jenis ini mempunyai kontruksi yang melebar dalam arah aksial terutama pada pompa dengan kapasitas pemompaan yang tinggi guna mengurangi kecepatan yang masuk dengan tujuan untuk mencegah kavitasi.
Gambar 4.1 Saluran masuk tipe konsentris (Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 260) 4. Volut Saluran masuk jenis ini memiliki ruang pemakaian yang luas, saluran masuk jenis ini sering dipakai pada pompa baik bertingkat banyak maupun satu tingkat dengan hisapan tunggal maupun ganda .
82
5. Mulut lonceng Bentuk saluran masuk jenis ini banyak dipakai terutama pada pompa aliran digonal dan dipakai pada pompa berkapasitas besar dan pompa propeler. Penulis memilih saluran masuk bentuk konsentris pada perancangan kali ini, dengan alasan selain bentuk saluran ini lazim dipakai untuk pompa bertingkat banyak, juga cocok untuk digunakan pada pemompaan dengan kapasitas yang tinggi.
4.2
Saluran keluar
4.2.1 Difuser dan saluran pengarah balik Fluida yang keluar dari impeler memiliki kecepatan yang tinggi akibat adanya
gaya
sentrifugal.
Energi
kinetik
yang
besar
tersebut
harus
ditransformasikan kedalam energi potensial tekan dengan menggunakan suatu elemen yang disebut recuperator. Upaya transformasi ini harus direncanakan sedemikian rupa sehingga kerugian yang ditimbulkan dapat diminimalisir sebanyak mungkin. Recuperator yang dapat dipakai untuk menurunkan kecepatan dan energi kinetik antara lain : 1. Vanelees guide ring (cincin tanpa sudu pengarah) 2. Anular delivery passage of constant cross section (saluran tekan dengan penampang konstan) 3. Volute casing 4. Difuser ring vane (sudu cincin difuser)
83
5. Return passage vane (sudu pengarah balik) 6. Diagonal difuser ring (sudu difuser diagonal) 7. Axial difuser ring (sudu difuser axial) Keperluan transformasi energi kinetik menjadi energi potensial tekan untuk pompa bertingkat banyak, pada umumnya umumnya digunakan difuser, selain dimensinya dimensinya yang lebih kecil, difuser juga menghasilkan gaya radial yang relatif kecil, kecil, karena bentuknya yang simetris, sehingga menguntungkan bagi konstruksi, berdasarkan alasan diatas, diatas, pada
perancangan pompa kali ini digunakan difuser untuk
keperluan transformasi energi kinetik menjadi energi potensial tekan. Pompa sentrifugal bertingkat banyak terutama yang alirannya radial, memerlukan suatu saluran yang berfungsi untuk mengarahkan aliran fluida yang meninggalkan difuser difuser pada suatu suatu tingkat ke impeler tingkat tingkat berikutnya, hal ini dimaksudkan agar aliran fluida seragam sehingga meminimalkan arus pusar sebelum masuk ke impeler atau pipa discharge. Ada beberapa desain untuk pengarahan fluida setelah meninggalkan difuser , diantaranya adalah : 1. Sudu pengarah balik dengan Vaneless U turn 2. Sudu pengarah balik dengan Vaned U turn karena tingginya tingginya tingkat kesulitan dalam proses pembuatan Vaned U turn, dan untuk mengurangi bobot serta diameter diameter luar rumah pompa, maka perancangan ini digunakan sudu pengarah balik dengan Vaneless U turn
pada
84
4.2.2 Perencanaan difuser Difuser seperti yang dimaksud pada penjelasan di atas adalah serangkaian sudu simetris yang diletakkan melingkar di sekeliling impeler di mana antara sudu yang satu dengan sudu yang lain membentuk jalan lintasan fluida yang makin melebar secara halus dari sisi masuk hingga ke sisi keluar, karena itu biasa juga disebut cincin difuser. Konstruksi tersebut mengakibatkan kecepatan alir fluida berkurang, sehingga meningkatkan tekanannya, dengan demikian diharapkan kecepatan fluida masuk ke impeler tingkat selanjutnya sama dengan kecepatan ketika masuk ke impeler sebelumnya. Berdasarkan perhitungan perencanaan impeler diperoleh : d2 = 270 mm; b2 = 25 mm;
β2 = 30°;
z=8
dari segitiga kecepatan pada sisi keluar impeler diketahui : α 2 ' = α 3
= 9.99 0 ≈ 10 0 ;
cu2’ = cu= 26.96 m/s
Berdasarkan data tersebut di atas maka akan direncanakan cincin difuser dengan 8 sudu, Z d = 8, dengan pertimbangan bahwa jumlah sudu difuser harus cukup banyak agar dapat memberikan pengarahan yang baik terhadap air yang lewat melalui difuser. Berdasarkan hasil eksperimen I.V. Davidov (Stephen Lazarkiewich , Impeler Pump, Hal 289) , dapat diambil beberapa besaran yang harus ditentukan terlebih
dahulu. Besar celah radial ‘clearance’ antara impeler impeler dan difuser difuser sekitar 1% - 4 % diameter impeller. Apabila ditentukan celah radial samam dengan 5 mm, maka besar diameter sisi masuk difuser ( d 4 ) adalah : d4 = d2 + 2 . clearance = 270 + 2 . 5 = 280 mm
85
Tebal awal difuser ring bervariasi antara 2 – 8 mm, perbedaan ketebalan pada kisar ini hanya memberikan sedikit pengaruh pada kinerja pompa, pada perancangan kali ini diambil tebal awal sudu difuser ( s4 ), 5 mm, ditentukan pula lebar awal difuser ( b3 ) 2 mm lebih besar daripada lebar laluan impeler, dengan demikian b3 = 27 mm. Sebagai ilustrasi dimensi dan keterangan simbol dari difuser ring, dapat dilihat sebagai berikut :
Gambar 4.2 Dimensi Difuser ring (Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286)
4.2.3 Pengaruh Penyempitan pada Sisi Masuk Karena adanya penyempitan dan ketebalan sudu pada cincin difuser, kecepatan meridional meridional pada sisi keluar impeler cm2 akan membesar menjadi cm3
86
dan sudut inklinasi α3 akan bertambah menjadi α4. Sudut α4 dapat dihitung dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286) : tan α 4
= K 3 ⋅
t 4 t 4
− su 4
⋅ tan α 3
(4.1)
Di mana : t4 = pitch sudu pada jari-jari r 4 ( sisi masuk cincin difuser ) (mm) su4 = tebal sudu difuser pada sisi masuk (mm) dalam arah melingkar yang dirumuskan : s u 4
t 4 t 4
− su 4
=
s4
sinα sin α 4
= koefisien penyempitan pada sisi masuk cincin difuser yang
diasumsikan terlebih dahulu sebesar 1,56 K 3 = koefisien untuk menghitung rugi-rugi akibat tidak seragamnya kecepatan, dan adanya arus sekunder antara impeler dan cincin difuser. Koefisien k 3 tergantung pada jumlah sudu difuser dan sudut keluar impeler ( β2 ). Menurut O’ Hansen (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287) untuk sudut keluar impeler, β ≈ 30º, jumlah sudu impeler, z i = 8, dan jumlah sudu difuser zd = 8, nilai K 3 = 1,75. Dengan demikian sudut inklinasi ( α4 ) dapat dihitung : α 4
= arc tan (1.75 ⋅ 1,156 ⋅ tan 10 = 119.6310
Selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap nilai
t 4
=
π ⋅ d 4 z d
=
π ⋅ 280 8
=
109.9 mm.
t 4 t 4
− su 4
:
87
=
su 4
s4
sin α 4
t 4 t 4
− su 4
=
=
4 sin 19.6310 109.9
109.9 − 14.882
= 14.882
= 1,1566≈ 1,1566≈1,156
Berdasarkan hasil atas diketahui bahwa asumsi awal yang diambil tidak jauh berbeda dengan hasil perhitungan, dengan demikian asumsi tersebut dapat diterima.
4.2.4Luas sisi masuk tiap sudu difuser ring (a d) Luas sisi masuk tiap sudu pada difuser dapat dihitung dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287) : a d
=
Ad
(4.2)
z d
Di mana : Ad = Luas total sisi sisi masuk difuser difuser ring (m2) Zd = jumlah sudu sudu difuser = 8 Luas total sisi masuk difuser ring dapat diperoleh dengan persamaan : Ad
dimana
=
Q′
(4.3)
c d
: Q’ = Kapasitas rencana aliran fluida = 0.10175 m 3/s cd = Kecepatan aliran fluida rata-rata pada inlet difuser (m/s) dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 288): cd =
dimana
K cd ⋅ 2 ⋅ g ⋅ H
(4.4)
: K cd cd = konstanta kecepatan difuser yang diperoleh dari gambar 4.2, dimana nilainya K cd cd = 0,38
88
H = head tiap tingkat pompa, H = 98.32 m, sehingga : cd = 0,38 ⋅ 2 ⋅ 9,81 ⋅ 98.32 = 16,68 m/s Ad
=
0.10175 16.68
= 0.00610 m 2 = 61 cm2
dari hasil tersebut, a d : a d
=
61 8
= 7,625 cm2
Gambar 4.2 Grafik Hubungan Hubungan K cv cv = f (ns) (Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 277 )
4.2.5
Tinggi Laluan Sisi Masuk Difuser ( e 4 ) Tinggi laluan sisi masuk dapat ditentukan dengan persamaan (Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 288) : e4
=
a d b3
(4.5)
89
di mana b3 adalah lebar awal difuser (cm) Dengan demikian tinggi laluan sisi masuk difuser : e4
4.2.6
=
7.625 2 .7
= 2.82 cm = 28.2 mm.
Radius Sisi Masuk Difuser (r b) Besar radius sisi masuk difuser dapat dihitung dengan penjumlahan
sederhana, berdasarkan gambar ilustrasi dimensi difuser ring ( Gambar 4.1 ) : r B = r 4 + e4 + s4 r B = 140 + 28.2 + 5 = 173.2
4.2.7
≈ 173 mm
Jari-jari Kelengkungan Busur AB ( ρ ) Lintasan partikel-partikel fluida sebelum masuk ke difuser adalah berupa
spiral logaritmik, lintasan tersebut dapat diketahui dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 286) : ϑ tan α = ln
r
(4.6)
r 2
Persamaan diatas dapat digantikan atau didekati dengan busur lingkaran dengan radius (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 287) : ρ = (r 4
+ r B )
1
(4.7)
2 cos α 4
dengan demikian dapat diperoleh : ρ = (140 + 170 )
1 2 cos17,857 0
= 162.85 mm.
90
4.2.8
Panjang Laluan pada Cincin Difuser ( l ) Panjang laluan pada cincin difuser sesuai hasil penelitianI.V. Davydov,
adalah : l = ( 3,0 4,0 ).e4 = ( 3,0 4,0 ).28.2 = 84.6 112.8 mm
diambil l = 90 mm.
4.2.9
Diameter Terluar Difuser ( d5 )
Nilai diameter terluar difuser dibatasi antara (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 289) :
d5 = ( 1,3 1,5 ).d2
(4.8)
apabila diambil d5 = 1,5. d2 maka d5= 1,5. 270 mm = 400 mm.
4.2.10 Sisi Keluar Difuser Sisi keluar difuser direncanakan memiliki tinggi, e 5 = 45 mm dengan lebar, b5 = 10 mm, dengan demikian luas laluan keluar cincin difuser ( A 5 ) adalah : A5 = b5. e5. z
(4.9)
A5 = 45 ⋅ 10 ⋅ 8 = 3600 mm2 = 36 cm2 dari luas tersebut, dapat diperoleh besarnya kecepatan fluida keluar dari cincin difuser : c5
=
c5
=
Q′
(4.10)
A5
0.10175 0.0036
= 28.26 m/s
91
4.2.11 Sudut Divergensi ( δ ) Sudut divergensi dari laluan difuser seharusnya tidak terlalu besar, hal ini untuk menghindari terjadinya separasi fluida, untuk cincin difuser dengan laluan segi
empat
sudut
divergensi
sebaiknya
tidak
melebihi
11º
(Stephen
Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 290). Sudut divergensi dari cincin difuser yang direncanakan di atas adalah :
⎛ e 5 −e4 ⎞ ⎟ ⎝ 2 ⋅ l ⎠
δ = arctan⎜
⎛ 45 − 28.2 ⎞ ⎟ ⎝ 2 ⋅ 90 ⎠
δ = arctan⎜
(4.11)
= 10.60 º
sudut diatas masih didalam batas wajar karena dibawah 11 o, dari hasil tersebut ternyata sudut divergensi cincin difuser yang direncanakan masih dalam batas yang telah ditentukan sebelumnya.
4.2.12 Pemilihan Material Difuser Sifat fluida yang korosif dan abrasif mengharuskan difuser dibuat dari bahan yang memiliki ketahanan tinggi terhadap kondisi tersebut, dalam skripsi ini penulis memilih material yang sama dengan material impeler yaitu berupa perunggu fosfor cor. Pemilihan ini didasarkan pada sifat bahan ini memiliki kekuatan tarik yang cukup tinggi, tahan panas, kemampuan untuk dicor yang baik, serta ketahanannya terhadap korosi yang baik mengingat difuser bukan merupakan bagian pompa yang berputar. Material yang dipilih adalah perunggu
92
fosor cor PBC 2B cetakan logam menurut standar JIS H 5113 sebagai bahan material impeler. Sifat-sifat dan kandungan bahan tersebut adalah sebagi berikut : Tabel 3.4 Sifat dan kandungan material impeler Sifat dan unsur material kandungan Cu
8.7-9.1%
P
0.1-0.5%
Sn
9.0-12%
Kotoran
1% atau kurang
Yield Stress (σ y)
30 kg/mm2
Sumber : Tata surdia, pengetahuan Bahan Teknik, hal 119
4. 3 Perencanaan Sudu Sudu Pengarah Balik
Sudu pengarah balik yang direncanakan dalam perancangan ini adalah sudu pengarah balik dengan U-turn tanpa sudu. Data awal yang diperlukan untuk perancangan ini adalah : c5 = kecepatan fluida keluar dari cincin difuser = 28.26 28.26 m/s α5
=
sudut inklinasi fluida pada sisi sisi keluar impeler, yang besarnya
ditentukan langsung dari gambar rancangan difuser = 28 º
4.3.1
Pengaruh Jumlah Sudu Difuser pada Distribusi Kecepatan Sudut inklinasi aliran fluida yang keluar dari difuser dan akan masuk ke
lengkung U berkurang dari α5 menjadi α6, hal ini dikarenakan adanya jumlah sudu yang tertentu pada cincin difuser, hal diatas dapat dilihat dilihat dalam Gambar 4.3 :
93
Gambar 4.4 Pengaruh jumlah jumlah sudu sudu pada pada distribusi kecepatan keluar difuser (Sumber : Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 292) Besar kecepatan tangensial
sisi masuk masuk lengkung U ( cu6 ) dirumuskan
(Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 292). :
cu 6
=
⎞ ⎛ r ⎜⎜ cu 5 + c pd 2 cu 3 ⎟⎟ r 5 1 + c pd ⎝ ⎠ 1
(4.12)
Di mana : c pd : faktor koreksi Pfleiderer cu5 : kecepatan tangensial fluida keluar dari cincin difuser cu5 : c5 cos α5 = 28.26. cos 28 º = 24.95 m/s r 2
: jari-jari terluar impeler = 135 mm
r 5
: jari-jari terluar difuser = 200 mm
cu3 : kecepatan aliran dalam celah antara impeler dan cincin difuser dalam arah tangensial = cu2’ = 26.96 m/s. Besar koreksi Pfleiderer dapat dihitung dengan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal: 292) :
94
r 5 ⋅ψ d 2
C pd
=
(4.13)
z d M ⋅ st
Di mana : ψd = faktor koreksi yang besarnya 0,8 1,0; diambil 0,9 Mst = momen statis ( mm2 ) yang besarnya dirumuskan : M st =
1
(r 2
− r 3 2 )
2
5
dengan r 3 = jari-jari celah antara impeler dan difuser yang diperoleh sbb : r 3
1
= r 2 + (r 4 − r 2 ) 2
sehingga, M st =
dan, C pd
=
1 2
= 135 +
(0.200
0.2 2 ⋅ 0.9 8 ⋅ 0.010546
2
1 2
(140 − 135)
= 137.5 mm
− 0.1375 2 ) = 0.010546 m 2 =10546mm2 = 0.4266
Dengan demikian besarnya kecepatan cu6 tangensial sisi masuk lengkung U, dapat diperoleh : cu 6
=
⎛ 24.95 + 0.4266 ⋅ 0.135 ⋅ 26.96 ⎞ ⎜ ⎟ 1 + 0.4266 ⎝ 0 .2 ⎠ 1
= 33.41 m/s
Dengan memperhatikan Gambar 4.4, kecepatan meridian aliran fluida pada sisi masuk lengkung U ( c m6 ), dapat dirumuskan : cm6 = cm5 = c5 sin α5 = 28.26. sin 28 = 13.27 m/s Dengan memperoleh c m6 dan cu6, maka
besar sudut inklinasi α6 dapat
ditentukan sebesar :
α 6
⎛ c ⎞ = arctan⎜⎜ m6 ⎟⎟ ⎝ cu 6 ⎠
⎛ 13.27 ⎞ ⎟ ⎝ 33.41 ⎠
= arctan⎜
= 21.66 º
95
4.3.2
Sudu Penghantar Balik Sisi Masuk Beberapa besaran yang harus ditentukan terlebih dahulu pada perancangan
sudu pengarah balik kali ini adalah : zR = jumlah sudu pengarah balik, diambil = 12 s7 = tebal awal sudu pengarah balik = 4 mm d7 = diameter terluar sudu sudu pengarah balik = d5 = 400 mm. Adanya rugi-rugi gesekan pada vaneless U-turn dan pengaruh penyempitan pada sisi masuk sudu pengarah balik, menyebabkan sudut inklinasi pada sisi masuk ( α7 )menjadi lebih besar daripada α6, hal ini dapat dirumuskan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 293). :
⎛ ⎞ t = arctan⎜⎜ K 7 ⋅ 7 ⋅ tan α 6 ⎟⎟ t 7 − s u 7 ⎝ ⎠
α 7
(4.14)
dimana : t7 = jarak sudu sisi masuk sudu pengarah dalam arah melingkar, dirumuskan : t 7
=
π ⋅ d 7 z d
=
π ⋅ 400 8
= 157 mm
su7 = tebal sudu sisi masuk sudu penghantar dalam arah melingkar, dirumuskan : su 7
=
su 7
=
s7
sinα sin α 7 4 sin 28 0
; α7 terlebih dahulu diasumsikan = 28 º, s 7 = 4 mm
= 8.52 mm
96
K 7 =
koefisien untuk memperhitungkan gesekan pada U-turns dan
distribusi kecepatan = 1,2 1,3; diambil K 7 = 1,27 Dengan demikian, sudut inklinasi α7 dapat ditentukan sebagai berikut : α 7
157 = arctan⎛ ⋅ tan 21,66 0 ⎞⎟ ⎜1,27 ⋅ 157 − 8.52 ⎝ ⎠
= 28,07 º
Berdasarkan hasil tersebut, harga α7 yang diasumsikan sebelumnya tidak jauh berbeda nilainya dengan hasil perhitungan, karena itu ditentukan α7 = 28 º
4.3.3
Sudu Penghantar Balik Sisi Keluar Bagian ujung keluar sudu penghantar balik dibuat sesuai dengan arah radial,
dengan tujuan agar sudut inklinasi pada sisi keluarnya ( α8 ) sama dengan 90º, dan dibuat berbentuk runcing, dengan ε ≈ 5º. Dengan demikian diharapkan kecepatan fluida yang mengalir dalam laluan ini bisa berkurang, dan saat memasuki impeler tingkat selanjutnya memiliki kecepatan yang sama dengan kecepatan awal ( c o ). Lebar sudu pengarah pada sisi keluar dapat diketahui dengan terlebih dahulu memasukkan data-data sebagai berikut : α8 = 90º
co = 6.88 m/s
Q’ = 0.10175 m3/s
d8 = 150 mm
ε
s8 = 3 mm
= 5º
zR = 12
t 8
=
π ⋅ d 8 z R
=
π ⋅ 150 12
= 39.25 mm
Tebal sudu pengarah balik arah tangensial, s u8 dapat ditentukan dengan persamaan :
97
su8 =
s8
sin α 8
=
3 sin 90 0
= 3 mm
Koefisien kontraksi dapat dicari dengan persamaan :
8
=
t 8 t 8
− su 8
=
39.2 39.52 − 3
= 1.08
Berdasarkan data yang telah diberikan di atas, maka luas laluan sisi keluar sudu penghantar balik dapat dihitung sebagai beri kut : A8
A8
= ψ ⋅
Q′
(4.15)
C o
= 1,08 ⋅
0.10175 6.88
= 0.015972 m 2 = 15972 mm 2
maka lebar laluan pada sisi keluar sudu penghantar balik adalah :
4.3.4
b8
=
b8
=
A8
(4.16)
π ⋅ d 8 15972 π ⋅ 150
= 33.9 mm = 34 mm.
Pemilihan Material Sudu Penghantar Balik Pertimbangan yang sama saat pemilihan material untuk difuser, digunakan
sebagai pertimbangan pemilihan material untuk sudu penghantar balik, material yang digunakan digunakan untuk sudu penghantar penghantar balik juga adalah perunggu fosfor fosfor cor, keterangan tentang sifat fisiknya sama dengan yang telah dikemukakan pada difuser.
98
4.4
Perhitungan kekuatan casing
Material yng digunakan sebagai bahan casing pada perancangan ini adalah besi tuang kelabu, untuk memperirakan ketebalan minimal casing dapat digunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwiccz, Impeler Pump, hal: 305).: s = x ⋅ y
D ⋅ p
200σ t
+ z
(4.17)
dimana s : ketebalan casing x : faktor keamanan, diambil 4.5 y :koefisien yang tergntung pada profil elemen, diambil 1.6 D : diameter melintang terbesar casing (430 (430 mm) P : tekanan pada laluan ( P =γ H ) σt : kekuatan tarik bahan casing, 22 kg/mm 2 z : tambahan ketebalan untuk ketelitian pengerjaan, diambil 5 mm P = γ ⋅ H
= 1028 kg / m 3 ⋅ 491.6 m = 0.50536 kg / mm 2 s
= 4.5 ⋅ 1.6 ⋅ 430
0.50536 200 ⋅ 22
+5
= 5.35 mm selanjutnya ketebalan casing ditentukan sebesar 10 mm.
BAB V PERENCANAAN POROS
5. 1 Perencanaan Poros
Langkah awal dalam merencanakan sebuah poros adalah analisa beban beban yang bekerja padanya, pada perancangan pompa lean amine pump ini, poros selain menerima beban puntir dari penggerak mula juga menerima beban aksial maupun radial. Tiga beban tersebut harus diikutsertakan dalam perhitungan dimensi poros, oleh karena itu perlu dilakukan pengecekan ulang dengan mengikutsertakan harga beban aksial maupun radial.
5.1.1 Gaya Aksial Tekanan air yang bekerja pada impeler memberikan kontribusi yang cukup besar terhadap nilai beban aksial, terutama pada pompa sentrifugal isapan tunggal .
Gambar 5.1 Gaya geser aksial Sebagaimana terlihat dalam Gambar 5.1 tampak bahwa baik pada sisi kanan maupun sisi kiri impeller bekerja suatu tekanan, akan tetapi luas bidang tekan sisi kanan lebih besar dari pada sisi kiri, hal ini menyebabkan impeller cenderung
100
untuk terdorong kearah mulut hisap. Pada mulut hisap sebenarnya juga bekerja gaya yang berlawanan arah dengan gaya yang bekerja pada bidang II. Gaya ini berasal dari pembelokan arah fluida dari arah aksial kearah radial, akan tetapi gaya ini relatif kecil sehingga resultan gaya yang bekerja pada impeller menyebabkan impeller terdorong kearah mulut hisap. Pada pompa bertingkat banyak, gaya aksial total merupakan penjumlahan dari seluruh gaya aksial dari masing-masing impeller, dimana selanjutnya gaya ini harus dinetralkan. Ada beberapa cara yang dapat digunakan untuk menetralkan gaya aksial ini antara lain : a. Torak penyeimbang Cara ini menggunakan torak penyeimbang yang diletakkan pada ujung pompa dekat impeller tingkat terakhir. Pada salah satu sisi torak bekerja tekanan yang berasal dari fluida yang keluar dari impeller tingkat pertama, dengan demikian maka hampir seluruh gaya aksial total dapat dinetralisir sehingga bantalan aksial hanya menahan beban sisa yang tidak begitu besar. b.
Susunan berimbang Cara susunan berimbang adalah dengan membagi impeller pada pompa bertingkat banyak menjadi dua bagian yang sama banyak dan meletakannya dengan posisi yang saling bertolak belakang, dengan cara ini diharapkan gaya aksial yang bekerja pada impeller tersebut akan saling meniadakan. Cara seperti ini dalam praktiknya
100
101
tidak mudah untuk memperoleh gaya yang benar-benar berimbang, oleh karena itu dalam prakteknya masih digunakan bantalan aksial. c.
Sirip sudu belakang Cara ini adalah dengan menempatkan sudu atau sirip dibelakang impeller yang diharapkan pada sisi ini juga terjadi pusaran fluida sehingga gaya aksial yang timbul dapat dikurangi. Sudu-sudu belakang tersebut dapat dibuat dengan tinggi dan jumlah yang berbeda sesuai dengan besar gaya aksial yang harus dinetralkan.
d.
Lubang penyeimbang Cara ini
biasa dipakai dipakai dalam pompa satu tingkat atau pompa
bertingkat bnyak yang diameter impelernya tidak terlalu besar. Celah atau lubang ini ditempatkan pada ketinggian yang sama dengan ujung mulut hisap, maka diharapkan gaya yang ditimbulkan oleh adanya kecepatan fluida masuk bisa diimbangi oleh gaya aksial yang disebabkan oleh fluida yang masuk melalui lubang tersebut. Kekurangan dari cara ini adalah adanya kerugian akibat celah dan kerugian
karena
adanya
turbulensi
yang
besar
yang
dapat
menurunkan efisiensi pompa. e. Cakram penyeimbang Cakram ini dipasang pada poros setelah impeller tingkat terakhir pada pompa bertingkat banyak. Berhadapan dengan cakram ini dipasang sebuah dudukan penyeimbang pada dinding rumah pompa sehingga terdapat celah sempit antara cakram dan dudukan ini.
101
102
Ruang antara cakram dan dudukan dihubungkan dengan sisi keluar impeller tingkat terakhir sehingga memilki tekanan yang besar.
Gambar 5.2 Cakram penyeimbang gaya aksial Sumber : Stephen lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal 352 Prinsip kerja cakram penyeimbang adalah didalam ruang 2 antara cakram dan dinding rumah dimasuki fluida bertekanan yang berasal dari impeller tingkat terakhir melalui celah e21, akibatnya pada ruang 2 bekerja tekanan statis yang tinggi sedangkan disisi belakang dari cakram ruang 3 terdapat ruang dengan tekanan yang lebih rendah karena ruang ini dihubungkan dengan saluran hisap atau dengan tangki hisap instalasi pompa. Akibat tekanan statis diruang 2 maka timbul gaya yang menggeser kearah kanan. Gaya geser ini berlawanan arah dengan gaya yang ditimbulkan oleh fluida yang bekerja didalam impeller sebagai akibat luasan sebelah kanan dan luasan sebelah kiri yang tidak sama besar. Jika gaya akibat tekanan statis diruang 2 ini besar maka, celah 23 akan melebar dan tekanan diruang 2 akan menurun dan cakram akan kembali bergeser kekiri. Pergerakan ini berulang-ulang dan terus menerus, dengan demikian poros harus 102
103
dapat bergerak bebas dalam arah aksial. Gerakan ini sedemikian rupa sehingga seakan-akan didapatkan posisi kerja poros ditengah-tengah, dengan demikian pada waktu bekerja pada keadaan normal cakram tidak akan menyentuh rumah pompa. Pada perancangan kali ini dipilih cakram penyeimbang untuk menetralkan gaya aksial yang terjadi. Hal ini dikarenakan konstruksinya yang sederhana serta tidak membutuhkan tempat yang terlalu besar pada poros, selain itu cara ini cukup efektif untuk meredam gaya aksial yang cukup besar sekalipun.
5.1.1.1 Perhitungan gaya aksial Fluida memasuki impeller dengan keepatan c 0 dengan arah gaya aksial yang selanjutnya berbelok kearah radial. Gaya yang ditimbulkan akibat hal ini dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 348) : m
F =
dimana
g
(5.1)
c0
m : laju aliran massa yang melewati impeller F 1
=
q ⋅ γ
= =
g
c0
0.10175 ⋅1028 9.806 73.38 kg
6.88
Gaya ini cenderung menyebabkan impeller menjahui sisi hisap dan bekerja pada luasan yang dibatasi d0 dan dh, selanjutnya gaya yang bekerja pada luasan yang sama besar namun namun berbeda arahnya, dirumuskan dirumuskan (Austin H. Church, Church, Pompa dan Blower Senrifugal hal 156):
103
104
F 2
= ( pt − po )
π
(d − d ) 4 2
2 o
(5.2)
h
dimana pt – po = tekanan fluida terhadap dinding impeler antara d o dan dh (kg/m2) yang dirumuskan : pt − po
− u12
2 3 u2
= ⋅ 4
=
3 4
⋅
2g
γ
(41.77 )2 − (20.4)2 2 ⋅ 9,806
1028
= 52229,74 N/m 2
maka,
F 2
= (52229 .74)
π 4
(0.16118
2
− 0.0845 2 )
= 772.39 kg Resultan gaya tiap impeller adalah : FA = F1 – F2 = 772.39 – 73.38 =699.015 kg Gaya aksial total untuk seluruh impeller adalah : Fat = 5 x 699.015 = 3495.074 kg
5.1.1.2 Perhitungan dimensi selah dan cakram Efektif tidaknya fungsi cakram sangat dipengaruhi oleh pengambilan dimensi yang cocok akan besar celah e 12 dan diameter cakram. Celah e12 dengan
104
105
panjang 12l berperan sebagai damper dan menahan cakram dari gerakan yang terlalu cepat. Perhitungan dimensi cakram adalah sebagai berikut: Diameter cakram (dd)
dirumuskan
(Stephen
Lazarkeiwicz,
Impeler
Pump,hal 354) : d d
= (0.7 − 0.8) ⋅ d 2
(5.3)
= (0.7 − 0.8) ⋅ 270 = 189 mm − 216mm kemudian diameter cakram ditentukan sebesar 200mm. Diameter celah e 12 = de2 = dh’ = 97.5mm Lebar celah e 12 dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 354):
e12 = 0.4 mm – 0.8 mm
(5.4)
kemudian e12 dipilih sebesar 0.5 mm. Panjang
celah
l23
dirumuskan
(Stephen
Lazarkeiwicz,
Impeler
Pump,hal354).
l23 = (8% - 10%) d d
(5.5)
= 16 mm – 21mm, kemudian dipilih sebesar sebesar 21 mm dan panjang celah l12 ditetapkan sebesar 35 mm. Besar tekanan pada ruang 1 dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 353) :
dengan
1
H 1
= (i − 1) Δ H + Hp −
I
: jumlah tingkat pompa
8g
(u2
− ue 2 2 )
ΔH : head tiap tingkat u2 : kecepatann keliling impeller pada jari jari luar 105
(5.6)
106
ue2 : kecepatan keliling pada throtling bush . ue2
= =
π d e12 n 60 π ⋅ 0.0975 ⋅ 3000
60 = 15.3075 m / s Hp : tekanan pada sisi keluar impeller, yang dirumuskan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump ,hal 347) :
Hp
= η h
u2
2
− w2 2 + c0 2
(5.7)
2g
dengan ηh, w2, c0 yang harganya telah didapatkan dimuka, yaitu sebesar :
ηh
: 0.959
w2 : 10.714m/s co
: 6.88m/s
u2
: 41.77 m/s
maka besar Hp : Hp
= 0.959
( 41.77 2 − 10.714 2 ) 2 ⋅ 9.806
= 82.01m / s maka ,
H 1
= (5 − 1) ⋅ 98.32 + 82.01 − = 456.03 m / s
106
1 8 ⋅ 9.806
⋅ (41.772 − 15.302 )
107
tekanan pada ruang 2 dapat dihitung dengan menggunakan persamaan: H 2
= =
F at
π
(d 4
− d h 2 ) γ
2 d
3495 .074 π
(0.2
− 009752 )⋅1028
2
4 = 142 mm
hubungan antar H 1 dan H2 adalah (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump ,hal 353) : H 2
Q
=
q
2
1+ q
= =
H `1
(5.8)
H 2 H − H 2
142
456.03 − 142 = 0.672
Kebocoran yang terjadi akibat adanya penyeimbang aksial berkisar antara 4% - 6% (Lazarkeiwicz : 354), apabila
diasumsikan kebocoran yang yang terjadi
adalah 6% dari kapasitas total pompa, maka volume fluida yang melewati celah e12 adalah sebesar : 0.06 x 0.10175 = 6.105 x10 -3 m/s, luas celah e12 adalah = π x 0.25(0.985 – 0.975) =1.538 x10 -4 m2 Kecepatan fluida melewati melewati celah e12 (c1) =
6.105 ⋅10-3 1.538 ⋅10- 4
= 39.694
m/s
Nilai Reynold number untuk aliran ini dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 51) :
107
108
b⋅c
ℜh = dimana
(5.9)
2⋅v
b : lebar celah c : kecepatan rata-rata fluida melewati celah
ν : viskositas kinematik kinematik amine (amine pada 1220C sebesar 23.86 x10 -6m2/s )
ℜh = =
0.0005 ⋅ 39.694 2 ⋅ 23.86 x10− 6 415.9
Harga koefisien gesek (λh) diketahui dengan terlebih dahulu mengasumsikan dinding celah kasar, harga koefisien gesek tersebut dicari dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 51) : λ h
=
0.07
(5.10)
ℜh0.27
=
0.07
415.90.27 = 0.0137 Sedangkan koefisien aliran (Cd1) dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump,hal 354) : C d 1
1
=
1.5 + λ h ⋅
=
(5.11)
l
2⋅e 1
1.5 + 0.0137 ⋅
0.035 2 ⋅ 0.0005
= 0.710 luas celah e23 adalah = π x 0.179 x 0.0004 =2.24 x10 -4 m2 108
109
selanjutnya apabila seluruh fluida yang memasuki celah e 12 juga melewati celah e23, maka kecepatan fluida melewati 6.105 ⋅10-3
persamaan: C2 =
2.24 ⋅10- 4
= 27.25
celah ini dapat ditentukan dengan
m/s
Nilai Reynold number untuk aliran ini dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan : 0.0004 ⋅ 27.25
ℜh =
2 ⋅ 23.86 x10− 6 = 228.41
Harga koefisien gesek (λh) dicari dengan mengasumsikan dinding celah kasar yaitu menggunakan persamaan : λ h
=
0.07
ℜh0.27
=
0.07
228.410.27 = 0.0161 dan koefisien aliran (Cd2) dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan: C d 2
1
=
1.5 + λ h ⋅
=
l
2⋅e 1
1.5 + 0.0161 ⋅
0.021 2 ⋅ 0.0004
= 0.721 nilai Q dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwicz, Impeler Pump, hal 353):
109
110
=
q
=
cd 2 ⋅ d e 2 ⋅ e12
(5.12)
cd 3 ⋅ d e3 ⋅ e23
0.7101 ⋅ 0.0975 ⋅ 0.0005
0.721 ⋅ 0.179 ⋅ 0.0004 = 0.6705 ≈ 0.672 dari hasil perhitungan q diatas terlihat bahwa harga q adalah hampir sama, sehingga harga tersebut dapat diterima.
5.2 Gaya radial Gaya radial yang terjadi pada pompa adalah gaya radial dinamis gaya radial statis. Gaya ini terutama terjadi terjadi pada pompa dengan konstruksi saluran keluar rumah volut. Hal ini terjadi karena tidak meratanya distribusi gaya pada sekeliling rumah volute. Distribusi gaya ini disebabkan karena konstruksi rumah volute yang tidak radial, sehingga gaya-gaya yang disebabkan fluida tidak saling menghilangkan, gaya ini akan menyebabkan bertambahnya defleksi poros pada pompa horizontal horizontal selain dari adanya beban mati bagian-bagian bagian-bagian yang membebani poros. Pada pompa yang menggunakan difuser, aliran fluida yang keluar dari impeler akan dibagi merata pada masing-masing sudu difuser di sekeliling poros, sehingga gaya radial yang terjadi secara ideal akan saling mengimbangi. Meskipun pada kenyataannya terjadi gaya radial, nilainya relatif kecil dan sulit untuk menghitungnya, oleh karena itu gaya radial ini dapat diabaikan. Hal-hal yang
dapat
memungkinkan
timbulnya
gaya
radial
tersebut
adalah
ketidakhomogenan bahan dari komponen-komponen yang ikut berputar bersama
110
111
poros seperti impeler, kopling, selubung poros, selain itu ketidakseragaman aliran pada masing-masing sudu dalam difuser. Gaya radial statis adalah berasal dari berbagai beban yang menimpa poros, yaitu antara lain bobot impeller, bobot kopling, bobot cakram penyeimbang serta berat poros i tu sendiri.
5.2.1 Perhitungan berat impeller Untuk menghitung berat impeller maka impeller dibagi menjadi beberapa bagian kemudian dihitung berapa besar volume tiap bagian tersebut, dengan menganggap titik A sebagai titik (0,0) maka :
Gambar 5.3 Penampang impeller
Bagian 1 A1
= 75 x 60 =750 mm2
(X,Y) = (37.5,37.5) 111
112
V1
= 2x 3.14 x 37.5 x 750 = 176625 mm 3
Bagian 2 A2
= 102.5 x 5 = 512.5 mm 2
(X,Y) = (77.5,83.75) V2
= 2 x 3.14 x 83.75 x 512.5 = 281618.75 mm 3
Bagian 3 A3
=
28.5 × 42 2
= 588 mm 2 (X,Y) = (61,56.5) V3
= 2 x 3.14 x 56.5 x 580 = 208634.1 mm 3
Bagian 4 A4
=20 x 5 = 100 mm 2
(X,Y) = (10,82.5) V4
= 2 x 3.14 x 82.5 x 100 = 51810 mm3
Bagian 5 A5
=15 x 13 = 195 mm 2 112
113
(X,Y) = (27.5,86.5) V5
= 2 x 3.14 x86.5 x 195 = 105927.9 mm 3
Bagian 6 A6
= 45 x 5 = 225 mm 2
(X,Y) = (40.15,114) V6
= 2 x 3.14 x 114 x 225 = 161082 mm 3
V total
= 176625 + 281618.75 + 208634.16 + 51810 + 105927.9 +161082 = 985697,81 mm 3
X
= 51.8 mm
Volume sudu dapat dicari dengan menggunakan persamaan : Vsudu = Z x l s x bm x s Dimana : Panjang sudu (l s) = 164.35 mm Jumlah sudu (Z)
= 8 buah
Lebar sudu (b m)
= 37.5 mm
Tebal sudu (s)
= 5 mm
Vsudu = 8 x 164.35 x 37.5 x 5 = 246525 mm 3 X
= (985697,81x51.8 (985697,81x51.8 + 246525x42.5) 246525x42.5) / (985697,81+246525) (985697,81+246525) = 49.94 mm
113
114
Selanjutnya impeller terbuat dari bahan dengan berat jenis (γ) = 8.86 x10 -3 gr/mm3 maka berat total impeller : Wimp = (985697,81+246525) x 8.86 x 10 -3 = 1232222.81 x 8.86 x 10 -3 = 10.92 kg
5.2.2 Perhitungan berat cakram
Gambar 5.4 Cakram penyeimbang Bagian 1 A1
= 30 x 12.5 = 37.5 mm2
(X,Y) = (20,38.75) V1
= 2 x 3.14 x 38.75 x 375 = 91256.25 mm 3 114
115
Bagian 2 A2
= 0.5 x 10x 45 = 225 mm 2
(X,Y) = (18.33,60) V2
= 2 x 3.14 x 60 x 225 = 84780 mm3
Bagian 3 A3
= 10 x 45 = 450 mm 2
(X,Y) = (10,67.5) V3
= 2 x 3.14 x 67.5 x 450 = 190755mm3
Bagian 4 A4
= 5 x 20 = 100mm2
(X,Y) = (2.5,80) V4
= 2 x 3.14 x 80 x 100 = 50240 mm3
Vtotal
= 91256,25 + 84780 + 190755 + 50240 = 417 031,25 mm 2
X
= (91256,25x20 + 84780x18.33 + 190755x10 + 50240x5) / 417031.25 = 13.28 mm
115
116
Apabila cakram terbuat dari bahan baja khrom menrut standart JIS G 4104 dengan berat jenis (γ) = 7.86x10 -6 kg/mm3 maka berat cakram adalah : Wdisk = 417 031,25 x 7,86x10 -6 = 3.278 kg
5.2.3 Perhitungan berat kopling
Gambar 5.5 Penampang kopling Bagian 1 A1
= 53 x 25 = 1325 mm 2
(X,Y) = (44.5,37.5)
V1
= 2 x 3.14 x 37.5 x 1325 = 312037.5 mm 3 116
117
Bagian 2 A2
= 17.5 x 6 = 105 mm 2
(X,Y) = (26.75,97) V2
= 2 x 3.14 x 97 x 105 = 63961.5 mm 3
Bagian 3 A3
= 18 x 75 = 1350 mm 2
(X,Y) = (962.5) V3
= 2 x 3.14 x 62.5 x 1350 = 529875mm3
Vtotal
= 312037.5 + 63961.8 + 52987.5 = 905874.3 mm 2
Apabila kopling terbuat dari bahan baja karbon cor SC 49 menurut standart JIS G 5101 dengan berat jenis ( γ) = 7.306x10 -6 kg/mm3 maka berat kopling adalah : Wdisk = 905874.3 x 7.306x10 -6 = 6.62 kg
5.2.4 Konstruksi Poros Hal-hal yang paling berpengaruh dalam perencanaan poros untuk pompa horisontal adalah gaya radial dan torsi yang diteruskannya. Poros yang direncanakan dibuat dengan konstruksi bertingkat dengan tujuan mempertahankan
117
118
kekakuan poros serta mencegah komponen pompa yang terpasang pada poros tidak bergeser dari tempatnya. Adapun konstruksi konstruksi poros yang yang direncanakan dapat dilihat pada Gambar 5.6 berikut : Poros terbuat dari bahan SAE 4340, dengan spesifikasi sebagai berikut: E
= 200 GPa
γ
= 7.84 x10 -6kg/mm2
G
= 76 GPa
σ
= 1000 MPa
Gambar 5. 6 Poros yang Direncanakan
V1
= 0.25 x 3.14 x 50 2 x 100 = 196250 mm 2
Wsh1
= 196250 x 7.84x10 -6 = 1.538 kg
V2&3
= 0.25 x 3.14 x 55 2 x 20 = 47492.5 mm 2
Wsh2&3 = 47492.5 x 7.84x10 -6 = 0.372 kg V4&6
= 0.25 x 3.14 x 60 2 x 200 = 565200 mm 2
Wsh4&6 = 565200 x 7.84x10 -6 = 4.431 kg 118
119
V5
= 0.25 x 3.14 x 65 2 x 700 = 2321637.5 mm 2
Wsh5
= 2321637.5 x 7.84x10 7.84x10 -6 = 18.201 kg
V7&8
= 0.25 x 3.14 x 55 2 x 20 = 47492.5 mm 2
Wsh7&8 = 47492.5 x 7.84x10 -6 = 0.372 kg
5.3
Pemeriksaan kekuatan poros
Poros diharuskan mampu menahan beban yang bekerja diatasnya, baik beban aksial maupun beban radial, oleh karena itu dengan diketahuinya besar beban aksial dan radial diharapkan poros mampu menahan beban tersebut, dengan mengasumsikan bahwa beban-beban tersebut adalah beban yang terpusat maka dapat dibuat model pembebanan yang diperlihatkan dalam gambar 5.7
Gambar 5.7 gaya-gaya yang bekerja pada poros
Berdasarkan gambar diatas maka dapat diketahui reaksi pada bantalan A (R A) dan reaksi pada bantalan B (R B).
119
120
Reaksi pada bantalan B
ΣMA = 0 6.62x84 + 1.538x70 + 0.372x10 - 0.372x10 – 4.431x120 – 10.92x280 – 10.92x400 – 10.92x520 – 18.201x570 – 10.92x640 – 10.92x760 – 3.278x880 – 4.431x1020 – 0.372x1130 + 1150xR B - 0.372x1150 = 0 R B
= 41.129 kg
R A
= 6.62 + 1.538 + 0.372 + 0.372 + 4.431 + 10.92 + 10.92 + 10.92 + 18.201 + 10.92 + 10.92 + 3.278 + 4.431 + 0.372 – 41.129 + 0.372
R A
=53.459 kg
Momen lengkung ditiap titik pada masing – masing titik adalah : 0≤ x ≤36 Mx
=0
36≤ x ≤50 Mx
= -6.62(x-36) = -6.62x + 238.32
M50 = -92.68 50≤ x ≤110 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) = -8.158x + 315.2
M100 = -500.58 M110 = -582.18 110≤ x ≤120 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110)
120
121
= -8.53x + 356.12 M120 = -667.48 120≤ x ≤130 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) = 44.929x - 6058.96
M130 = -218.19 130≤ x ≤240 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) = 44.557x – 6010.6
M140 = 227.38 M240 = 4683.08 240≤ x ≤400 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) – 4.431(x-240) = 40.126x – 4947.16
M340 = 8695.68 M400 = -11103.24 400≤ x ≤520 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) = 29.206x – 579.16
M520 = 14607.96
121
122
520≤ x ≤640 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) = 18.286x + 5099.24
M640 = 16802.288 640≤ x ≤690 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) = 7.368x + 12088.04
M690 = 17170.58 690≤ x ≤760 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) –
4.431(x-240)
–
10.92(x-400)
–
10.92(x-520)
–
10.92(x-640)
– 18.201(x-690) = -10.835x + 24646.73 M760 = 16412.13 760≤ x ≤880 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x-130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690) –10.92(x-760) = -21.755x + 32945.93
M880 = 13801.53 880≤ x ≤1000 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) 122
123
= -32.675x + 42555.53 M1000 = 9880.53 1000 ≤ x ≤1140 Mx
= -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690) –10.92(x-760) – 10.92(x-880) –3.278 (x-1000) = -35.953x + 45833.53
M1040 = 8442.41 M1140 = 4847.11 1140 ≤ x ≤1250 Mx
== -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690)
–10.92(x-760)
–
10.92(x-880)
–3.278
(x-1000)
– 4.431(x-1140) = -40.384x + 50884.87 M1240 = 808.71 M1250 = 404.87 1250 ≤ x ≤1260
Mx
== -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690)
–10.92(x-760)
– 4.431(x-1140) – 0.372(x-1250) = -40.756x + 51349.87
123
–
10.92(x-880)
–3.278
(x-1000)
124
M1260 = 2.69 1260 ≤ x ≤1270 Mx
== -6.62(x-36) – 1.538(x-50) – 0.372(x-110) + 53.459(x-120) – 0.372(x130) – 4.431(x-240) – 10.92(x-400) – 10.92(x-520) – 10.92(x-640) – 18.201(x-690)
–10.92(x-760)
–
10.92(x-880)
–3.278
(x-1000)
– 4.431(x-1140) – 0.372(x-1250) + 41.129(x-1260) = 0.372x - 472.67 M1270 = 0 Hasil perhitungan diatas dapat dilihat dalam bentuk diagram tegangan geser dan diagram momen pada lampiran 7.
5.3.1 Pemeriksaan terhadap tegangan geser Tegangan yang dialami oleh poros akibat momen puntir ( T ), momen lengkung ( M ), dan gaya aksial ( F a ) dapat dihitung dengan persamaan (Paul H Black, Machine Design, hal 271 ) :
τ s maks
=
16 π d 3
2
α .F a .d ⎤ ⎡ . + + (K t .T )2 K M ⎢⎣ m ⎥ 8 ⎦
(5.12)
Di mana : Fa : Gaya aksial total = 3495.074 N K m : Faktor koreksi untuk momen lengkung 1.2 – 3.0. diambil = 2 K t : Faktor koreksi untuk momen punter (diambil =1) M : momen momen lengkung, lengkung, diambil momen lengkung lengkung terbesar (17170 kgmm) T
: momen puntir (210850 kgmm)
d
: diameter poros, diambil diameter poros terkecil 124
125
=
τ s maks
16 π 50 3
2
⎡2.17170 + 50.3495.074. ⎤ + (1.210850)2 ⎢⎣ ⎥⎦ 8
= 8.89 kg / mm 2 besar tegangan geser yang diijinkan untuk poros : τ =
σ sf 1 ⋅ af 2
dimana :
σ
= kekuatan tarik poros
sf 1
= faktor keamanan karena kelelahan puntir =5
sf 2
= faktor keamanan karena alur pasak/ atau poros bertingkat =1.5 τ ijin
=
100 5 ⋅ 1.5
= 13.33 kg / mm 2 Berdasarkan perhitungan diatas tampak bahwa tegangan geser maksimal yang diderita poros masih jauh lebih kecil dari tegangan geser yang diijinkan bahan poros, maka poros cukup aman menerima pembebanan seperti diatas.
5.3.2 Pemeriksaan terhadap defleksi puntiran Defleksi puntiran terjadi sebagai akibat adanya momen puntir yang bekerja pada poros, defleksi puntir pada poros dapat dicari dengan menggunakan persamaan : θ =
T k t
dimana T = momen punter (210850 kgmm)
125
126
k t = konstanta pegas puntir untuk panjang poros terbata s,yang dirumuskan k t =
GI l
dengan G = modulus geser poros ( 76 GPa) I = momen inersia =
π 32
4
d
l = panjang poros pada diameter yang sama sama untuk poros yang bertingkat k t dihitung dengan : 1 k t
=
1 k t 1
+
1 k t 2
+
1 k t 3
+
1 k t 4
+ ....
dengan k t1 t1, k t2 t2, k t3 t3, k t4 t4 … adalah konstanta pegas puntir pada masing-masing diameter. d1 I =
=
=50 mm; l1 =100 mm π
d 4
32 π 50 4 32
= 613281.25 K t
= =
mm 4
G ⋅ I l
76 ⋅ 10 3 ⋅ 613281 .25
100 = 466093750 kgmm 1 K t
= 2.1459116 ⋅ 10 −9
d2&6 =55 mm; l2&6 =40 mm
126
127
I =
=
π
d 4
32 π 4 55 32
= 897905 .078 mm 4 =
K t 2&6
=
G ⋅ I l
76 ⋅ 10 3 ⋅ 897905 .078
40 = 1706019648 kgmm 1
= 0.5861597204 ⋅ 10 −9
K t 2&6
d3&5 =60 mm; l3&5 =200 mm I =
=
π 32 π 32
d 4
60 4
= 1271700 =
K t 3&5
mm 4
G ⋅ I l
76 ⋅ 10 3 ⋅ 1271700
=
200 = 483246000 kgmm 1 K t 3&5
d4 I =
=
= 2.069339425 ⋅ 10 −9
= 65 mm; l4 =700 mm π 32 π 32
d 4
65 4
= 1751592.578
mm
4
127
128
=
K t 4
=
G ⋅ I l
76 ⋅ 10 3 ⋅ 1751592.578
700 = 190172908.5 kgmm 1 K t 4
Σ
= 5.258372541 ⋅ 10 −9
1 K t
= (2.14549116 + (2 × 0.5861597204 ) + (2 × 2.069339425) + 5.25372541) × 10 −9 = 1.271486199 ⋅ 10 −9 = 78648120 .66
K t
Berdasarkan hasil diatas maka: θ =
210850 76876112.41
= 2.681 ⋅ 10 −3 = 2.681 ⋅ 10 −3 × 57.325 = 0.154 0 Batas umum deformasi puntir yang dipakai untuk poros transmisi maksimal ,
θmaks
= 1º untuk panjang poros sampai dengan dengan 20 kali diameter diameter poros
(Deutschman, A.D., Hal 358) atau 1300 mm, sedangkan poros yang digunakan mempunyai panjang 1280 mm sehingga sudut puntir hasil perhitungan diatas masih dalam kisar yang aman.
5.3.3 Pemeriksaan terhadap Konsentrasi Tegangan Konstruksi poros yang bertingkat mengakibatkan adanya konsentrasi tegangan, oleh karena itu perlu diperhatikan titik-titik yang dimungkinkan akan terjadi konsentrasi tegangan tersebut, oleh karena itu perlu adanya pemeriksaan poros terhadap kemungkinan konsentrasi tegangan yang terjadi. 128
129
5.3.4Pemeriksaan konsentrasi tegangan pada poros tempat impeller ds
= 60 mm ; d
= 65 mm
Jari-jari fillet dari poros diatas dapat diketahui dengan menggunakan persamaan: r =
=
d − d s
2 65 − 60 2
= 2.5 mm
konsentrasi tegangan yang diakibatkan adanya poros bertingkat adalah : r d s D d s
=
2.5
=
65
= 0.0416 ≈ 0.042
60 60
= 1.083
dengan menggunakan gambar 5.8 maka diperkirakan harga
β = 1.28
Besar jari-jari fillet alur pasak pada poros ini ditentukan sebesar 0.6 mm, maka : r d s
=
0.6 60
= 0.01 .
Gambar 5.8 Grafik faktor konsentrasi tegangan tegangan β untuk poros bertingkat Sumber:Sularso,Kiyokatsu Suga, Elemen Mesin, hal11
129
130
Gambar 5.9 Grafik penentuan faktor konsentrasi tegangan α untuk alur pasak Sumber:Sularso,Kiyokatsu Suga, Elemen Mesin, hal11
Berdasarkan gambar 5.9 didapatkan besar konsentrasi tegangan untuk alur pasak(α) adalah = 3.18, dari hasil tersebut diketahui bahwa harga faktor konsentrasi akibat alur pasak lebih besar dibandingkan dengan harga faktor konsentrasi akibat poros bertingkat, maka harga faktor konsentrasi akibat alur pasaklah yang dipakai untuk memeriksa kekuatan poros.
Besar τ =
=
tegangan
geser
akibat
16T π d s3 16 ⋅ 210850 π ⋅ 60
3
= 4.97 kg / mm 2
130
momen
puntir
( τ)
adalah
:
131
poros akan aman apabila
τ a ⋅ s f α
f
τ ⋅ k 1 ⋅ cb
dengan ;
τa
: tegangan geser yang diijinkan diiji nkan (13.333 kg/mm 2)
Sf2
: faktor keamanan karena alur pasak/poros bertingkat =3
K t
: faktor koreksi beban puntir =1.2
C b
: Faktor koreksi beban lentur =1.1
Berdasarkan keterangan diatas maka diperoleh : τ a ⋅ s f α
=
τ ⋅ k 1 ⋅ cb
13.333 ⋅ 3 3.18
=
= 12.578
4.97 ⋅ 1.1 ⋅ 1.2 = 9.6915
dari hasil diatas nampak bahwa
τ a ⋅ s f α
> τ ⋅ k 1 ⋅ cb , maka dengan kondisi
demikian poros dinyatakan aman.
5.3.5 Pemeriksaan konsentrasi tegangan pada poros tempat kopling ds
= 50 mm ; d
= 55 mm
Jari-jari fillet dari poros diatas dapat diketahui dengan menggunakan persamaan: r =
=
d − d s
2 55 − 50 2
= 2.5 mm
Poros bertingkat seperti yang direncanakan menyebabkan terjadinya konsentrasi tegangan yang dapat diketahui dengan :
131
132
r d s D d s
=
2.5
=
55
= 0.05
50 50
= 1 .1
dengan menggunakan gambar 5.9 maka diperkirakan harga
β = 1.3
Besar jari-jari fillet alur pasak pada poros ini ditentukan sebesar 0.6 mm, maka : r d s
=
0.6 50
= 0.012
Berdasarkan gambar 5.10 didapatkan besar konsentrasi tegangan untuk alur pasak sebesar (α) = 3, dari hasil tersebut diketahui bahwa harga faktor konsentrasi akibat alur pasak lebih besar dibandingkan dengan harga faktor konsentrasi akibat poros bertingkat, maka harga faktor konsentrasi akibat alur pasaklah yang dipakai untuk memeriksa kekuatan poros.
Besar τ =
=
tegangan
geser
akibat
momen
puntir
16T π d s3 16 ⋅ 210850 π ⋅ 50
3
= 8.59 kg / mm 2
poros akan aman apabila
τ a ⋅ s f α
f
τ ⋅ k 1 ⋅ cb
dengan ;
τa
: tegangan geser yang diijinkan diiji nkan (13.333 kg/mm 2)
Sf2
: faktor keamanan karena alur pasak/poros bertingkat =3
K t
: faktor koreksi beban puntir =1.2
132
( τ)
adalah
:
133
C b
: Faktor koreksi beban lentur =1.1
Berdasarkan keterangan diatas maka diperoleh : τ a ⋅ s f α
=
τ ⋅ k 1 ⋅ cb
13.333 ⋅ 3 3
=
= 13.333
8.59 ⋅ 1.1 ⋅ 1.2 = 11.338
dari hasil diatas nampak bahwa
τ a ⋅ s f α
demikian poros dinyatakan aman.
133
> τ ⋅ k 1 ⋅ cb , maka dengan kondisi
134
BAB VI PERENCANAAN BANTALAN, KOPLING DAN PASAK
6.1
Perencanaan Bantalan
Bantalan adalah elemen mesin yang digunakan untuk menahan gaya-gaya yang timbul dalam suatu konstruksi berbeban. Pada konstruksi poros, bantalan harus dapat menahan beban yang timbul pada poros dan memiliki kemampuan luncur yang baik sehingga gesekan berlebih pada permukaan poros dapat dihindari. Bantalan juga dapat meningkatkan umur pakai poros, hal ini dikarenakan penggunaan bantalan yang baik akan menjaga kestabilan poros, sedangkan bantalan yang tidak berfungsi dengan baik mengakibatkan prestasi seluruh sistem akan menurun yang pada akhirnya akan menurunkan efesiensi. Gaya aksial yang terjadi pada poros, sebagaimana dijelaskan pada bab sebelumnya telah dinetralisir dengan menggunakan cakram penyeimbang, akan tetapi dengan menggunakan cakram penyeimbang menuntut poros untuk bisa bergerak bebas dalam dua arah agar dapat mencapai kondisi seimbang, berdasarkan hal tersebut maka pada perencanaan kali ini dipilih bantalan rol silindris untuk menumpu poros. Kelebihan bantalan rol silindris adalah dapat beroprasi pada putaran tinggi, mempunyai ketahanan terhadap tumbukan serta gesekan yang rendah. Pada perencanaan kali ini bantalan rol silindris yang dipilih adalah bantalan rol silindris dengan tipe NU311 EC (SKF General Catalogue, Catalogue, hal 346) dengan spesifikasi spesifikasi :
134
135
Gambar 6.1 Bantalan rol silindris D
:120 mm
d
:55 mm
Dr
:104.5 mm
dr :70.5 mm
r
: 3 mm
r1 : 3 mm
C
: 85000 N
C0 : 143000 N
B
: 29 mm
C : 138000 N
apabila masih diasumsikan masih tersisa gaya aksial sebesar 1% dari gaya aksial total yang belum ternetralisir maka besar gaya ini adalah: 0.01 x 3495.074 = 34.95 kg Gaya aksial aksial yang
yang masih masih tersisa ini akan ditahan oleh dua buah buah
bantalan yang terpasang terjadi, maka besar gaya aksial yang ditahan oleh masingmasing bantalan adalah : 34.9 2
= 17.47 kg
135
136
Jenis dan gabungan bantalan pada prinsipnya harus dipilih sedemikian hingga satu beban radial dapat dipikul oleh dua bantalan, sedangkan beban aksialnya ditahan oleh satu dari kedua bantalan tersebut. Timbulnya getaran atau tumbukan, putaran bervariasi atau beban berfluktuasi terhadp waktu mengakibatkan bantalan tidak menerima beban sebagaimana mestinya, oleh karena itu perhitungan beban harus dikalikan terlebih dahulu dengan factor beban untuk mendapatkan bantalan yang tahan menerima perubahan beban yang terjadi. Faktor – faktor tersebut adalah : 1. Faktor beban f w a. Putaran halus tanpa beban tumbukan (seperti pada motor listrik), f w = 1.0 – 1.1 b. Kerja biasa (seperti pada roda gigi reduksi, roda kereta) Fw = 1.1 – 1.3 c. Kerja dengan tumbukan (seperti pada penggiling rol, alat – alat berat ), f w = 1.2 – 1.5 2. Beban rata – rata (P m), jika beban atau putaran bervariasi terhadap waktu, dengan beban tetap P t bekerja dalam jangka waktu t t pada putaran nt. Perancangan
ini mengsumsikan mengsumsikan tidak terjadi terjadi tumbukan tumbukan serta perubahn perubahn
putaran dan beban, dengan menganngap f w sebesar 1.05 maka gaya yang bekerja pada bantalan adalah: Beban yang terjadi pada bantalan sebelah kiri adalah : Beban radial (Fr)
: 53.759 kg x 1.05 = 56.45 kg
Beban aksial (F a)
: 17.470 kg x 1.05 = 18.343 kg
136
137
Sedangkan gaya yang bekerja pada bantalan sebelah kanan adalah : Beban radial (Fr)
: 41.129 kg x 1.05 = 43.185 kg
Beban aksial (F a)
: 17.470 kg x 1.05 = 18.343 kg
Agar poros tetap berputar dengan dengan halus, lancar dan pada sumbunya , maka bantalan harus memenuhi beberapa syarat berikut : 1
Perbandingan beban aksial dan radial tidak lebih dari 0.5 (General catalogue, 1981 hal 336) bantalan kiri : Fa Fr
=
18.343 56.45
= 0.0.325
bantalan kanan : Fa Fr
=
118.343 43.185
= 0.424
berdasarkan hasil diatas maka bantalan kiri maupun bantalan kanan memenuhi syarat. 2. Beban aksial aksial yang ditahan tidak diperbolehkan melebihi melebihi beban aksial aksial maksimal yang diijinkan. Beban aksial maksimal yang diijinkan dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (General catalogue, 1981 hal 337): Fap =
k 1 ⋅ C 0 ⋅ 10
4
n(d + D )
− k 2 ⋅ F r
(6.1)
dengan : Fap : beban beban aksial maksimal yang diijinkan C0
: kapasitas beban statis (138000N)
Fr
: beban radial aktual (N) 137
138
N
: Putaran bantalan (3000rpm)
d
: diameter bantalan sisi dalam (55 mm)
D
: diameter bantalan sisi luar (120 mm)
K1
: sebuah faktor, yang tergantung model pelumasan, (pelumasan gemuk, k 1 = 1.0)
K2
:
sebuah faktor , yang tergantung model pelumasan, (pelumasan gemuk, k 1 = 0.1)
Bantalan kiri : Fap =
1 ⋅ 138000 ⋅ 10 4 3000(55 + 120)
− 0.1 ⋅ 553
= 2573.3 N = 262.5kg Bantalan kanan Fap =
1 ⋅ 138000 ⋅ 10 4 3000(55 + 120)
− 0.1 ⋅ 423
= 2588.3 N = 264 kg Berdasarkan perhitungan diatas maka bantalan memenuhi syarat.
6.1.1 Umur bantalan Bantalan yang direncanakan diharapkan dapat bekerja dengan baik dalam kurun waktu kurang lebih 50000 jam kerja, untuk menaksir berapa umur bantalan dapat digunakan persamaan (General Catalogue, hal 28) : L10 =
1000000 ⎛ C ⎞
⎜
p
⎟
(6.2)
60 ⋅ N ⎝ P ⎠
138
139
dengan : N : putaran poros (rpm) C : Kapasitas beban dinamis (N) P
: Beban dinamis ekivalen bantalan (N)
p
: koefisien yang tergantung pada jenis bantalan p = 0.33 (untuk bantalan rol silindris) p = 0.3 (untuk bantalan bola)
Lh : umur bantalan (jam kerja) Beban dinamik ekivalen dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (General Catalogue, hal 336): P
= 0.92 Fr + Y Fa
(6.3)
dimanaY = 0.6 Besar beban dinamik ekivalen untuk bantalan kiri adalah : P
= (0.92 x 56.45 56.45 x 9.801) + (0.6 x 18.343 18.343 x 9.801) = 616.87 N
Besar beban dinamik ekivalen untuk bantalan kanan adalah : P
= (0.92 x 43.185 43.185 x 9.801) + (0.6 x 18.343 x 9.801) 9.801) = 497.26 N
Umur bantalan sebelah kiri adalah : Lh =
1000000 ⎛ 138000 ⎞
⎜
3.33
⎟
60 ⋅ 3000 ⎝ 616.87 ⎠
= 37758 x10 4
139
140
Umur bantalan sebelah kanan adalah : Lh =
1000000 ⎛ 138000 ⎞
⎜
3.33
⎟
60 ⋅ 3000 ⎝ 497.26 ⎠
= 77454 x10 4 Hasil perhitungan diatas menunjukkan bahwa umur bantalan (L h) >> umur yang direncanakan, berdasarkan hal tersebur maka bantalan yang direncanakan dapat diterima.
6.1.2 Pelumasan bantalan Pelumasan dilakukan dengan tujuan untuk mengurangi gesekan, keausan dan kepanasan antara permukaan – permukaan yang melakukan gerak rotasi. Kontak langsung tersebut dapat dihindari karena adanya lapisan tipis dari minyak pelumas pada permukaan tersebut, yang pada ahirnya dapat memperlambat laju keausan, menghindarkan korosi serta mencegah masuknya kotoran kedalam bantalan. Pelumasan yang sering dipakai pada bantalan rol adalah pelumasan dengan menggunakan gemuk dan pelumasan minyak. Pada perencanaan kali ini dipilih peluamasan yang dipakai adalah pelumasan gemuk karena lebih mudah dalam pemakaiannya pemakaiannya dalam berbagai posisi bantalan.
6.2
Stuffing box
Stuffing box berfungsi untuk mencegah udara tidak masuk kedalam pompa, hal ini berlaku pada pompa sistem isap isap yang bekerja dibawah dibawah tekanan atmosfer, atmosfer, 140
141
sedangkan apabila pada pompa yang bekerja dibawah permukaan cairan yang dipompa yang mana tekanannya lebih besar dari pada tekanan atmosfer maka stuffing box berfungsi untuk mencegah kebocoran cairan keluar pompa. Perencanaan kali ini stuffing box yang dipakai adalah stuffing box yang dilekngkapi dengan water jacket sebagai komponen pendingin .
Gambar 6.2 Stuffing box dengan water jacket Sumber: Stephen Lazarkeiwick I mpeller Pump hal :312 Berdasarkan gambar diatas, packing berbentuk lingkaran dengan penampang melintang berbentuk bujur sangkar , ukuran sisi-sisinya dapat diperoleh dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwick I mpeller Pump hal :315) : b
= 0.25 x dsh
(6.4)
dengan dsh =diametr poros pada stuffing box (mm) b
= 0.25 x 65 = 11.25 mm
selanjutnya packing yang digunakan packing ukuran standart pcking (b) = 12 mm dan berjumlah 5 buah .
141
142
6.3
Perencanaan Kopling
Kopling merupakan elemen mesin yang mempunyai fungsi meneruskan putaran dan daya dari poros penggerak ke poros mesin yang digerakkan. Pada pemasangan pemasangan kopling, diusahakan sumbu poros penggerak dengan yang digerakkan berada pada satu garis lurus atau sedikit berbeda dengan toleransi tertentu, hal ini bertujuan untuk menghindari getaran pada poros yang akan dapat menyebabkan kerusakan pada poros dan elemen mesin lainnya. Kopling dibagi kedalam dua ketagori utama yaitu kopling tetap dan kopling tak tetap. Kopling tetap adalah elemen mesin yang berfungsi sebagi penerus putaran dan daya dari poros penggerak keporos yang digerakkan dengan pasti (tanpa terjadi slip), dimana poros pompa dan poros penggerak pompa harus berada dalam satu garis lurus atau berbeda sedikit dlam batasan tertentu, sedangkan kopling tak tetap adalah kopling yang dapat dilepas dan dihubungkan apabila diperlukan. Kopling tetap dibagi menjadi tiga yaitu kopling kaku yang merupakan kopling yang tidak mengijinkan terjadinya ketidak lurusan kedua sumbu poros, kopling luwes (fleksibel) merupakan kopling yang mengijinkan sedikit terjadi ketidak lurusan sumbu poros, dan kopling universal yang dipergunakan apabila kedua poros akan membentuk sudut yang cukup besar. Pengelompokan Pengelompokan kopling tetap adalah: 1. Kopling kaku a. Kopling bus b. Kopling fens kaku c. Kopling flens tempa
142
143
2. Kopling luwes a. Kopling flens luwes b. Kopling karet ban c. Kopling karet bintang d. Kopling gigi e. Kopling gigi 3. Kopling universal a. Kopling unversal Hook b. Kopling universl kecepatan tetap. Perencanaan kali ini memilih kopling kaku untuk meneruskan daya dan putaran ke pompa, sebagai pertimbangan pemilihan kopling kaku adalah : 1. Kemasangan yang mudah dan cepat 2. Aman pada putaran tinggi 3. Dapat mencegah terjadinya pembebanan lebih 4. Ringkas dan ringan 5. Terdapat sedikit gerakan aksial pada apabila terjadi pemuaian panas. Jenis kopling kaku yang dipilih pada perencanaan kali ini adalah kopling flens luwes, sebagai pertimbangan adalah
karena kopling ini mampu mampu meredam
tumbukan dan getaran yang terjadi pada penggerak, karena adanya bus karet atau kulit pada baut pengikat, selain itu kopling flens luwes luwes juga dapat bekerja bekerja dengan baik walaupun antara sumbu poros penggerak dan poros yang digerakkan tidak benar-benar lurus, bentuk kopling flens luwes dapat dilihat pada gambar 6.3.
143
144
Gambar 6.3 kopling flens luwes Diameter poros tempat kopling adalah 50 mm, dengan mengacu ukuran tersebut maka dipilih kopling standart JIS B 1451 – 1962 dengn ukuran : A = 200 mm
B = 140 mm
C
= 100 mm
D = 50 mm
F = 18 mm
G = 180 mm
H
= 35.5 mm
K = 6 mm
L = 71 mm
d
n
= 6 buah
= 18 mm
6.3.1 Pemeriksaan kopling Pemeriksaan kopling dilakukan setelah ditetapkan dimensi-dimensi kopling itu sendiri. Pemeriksaan dilakukan dengan tujuan kopling tersebut mampu secara aman meneruskan putaran dan daya motor. Pemeriksaan dilakukan pada bagian yang paling rawan terhadap terjadinya tegangan geser akibat momen puntir. Tegangan geser yang terjadi pada kopling dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 34) :
144
145
τ
f
2T
= π
(6.5)
⋅ C 2 ⋅ F
dengan : T : momen puntir = 210850 kgm
C : diameter dari flens yang paling rawan terhadap tegangan geser =100 mm F : tebal flens =18 =18 mm
τ
f
=
2210850 π
⋅ 100 218
= 0.746 kg / mm 2
Gambar 6.4 geseran akibat tegangan geser pada kopling Bahan flens yang digunakan penulis pada perencanan kali ini adalah besi karbon cor SC 49 sesuai dengan standart JIS G 5101 dengan kekuatan trik σ =49 kg/mm . Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan flens ( τaf ) dapat dihitung 2
dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 35): τ
af
=
σ
(6.6)
S1 ⋅ K 1
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan flens (49 kg/mm2)
145
146
Sf1 : Faktor keamanan (=6) K1 : faktor koreksi (=2) τ
af
=
49 6⋅2
= 4.08 kg / mm 2 Flens akan aman terhadap beban geser apabila memenuhi persyaratan berikut (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 35): Kf x τf ≤ τaf 2 x 0.746 ≤ 4.08 1.492 ≤ 4.08. berdasarkan perhitungan diatas maka flens dimnyatakan cukup aman terhadap beban geser yang terjadi.
6.3.2 Pemeriksaan terhadp baut pengikat kopling Jumlah baut kopling pada perencanaan kali ini adalah 6 buah, dengan diameter baut 18 mm. Besar tegangan geser yang terjadi pada baut dapat dihitung dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 34): τ
b
8T
= π
(6.7)
⋅ d b2 ⋅ ne ⋅ B
dengan : T : momen puntir =210850 kgmm A : diameter baut = 18 mm ne : jumlah baut efektif
146
147
: 0.5 x n : 0.5 x 6 =3 B : dimeter tempat lubang baut baut pada flens 140 mm
τ
b
8 ⋅ 210850
= π
⋅ 18 2 ⋅ 3 ⋅ 140
= 3.95 kg / mm 2 bahan baut dipilih dari baja karbon S 40 C sesuai standart JIS G 3102 dengan kekuatan tarik (σtb) =60 kg/mm . Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan baut 2
(τab) = dapat dihitung dengan persamaan :
τ
af
=
σ
ttb
S1 ⋅ K 1
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan baut (60 kg/mm2) Sf1 : Faktor keamanan (=5) K1 : faktor koreksi (=1.25) τ
af
=
60 5 ⋅ 1.25
= 9.6 kg / mm 2 Berdasarkan hasil diatas nampak bahwa tegangan geser yang terjadi pada baut pengikat kopling lebih kecil dari pada tegangan geser yang diijinkan sehingga baut pengikat kopling dinyatakan aman.
6.4
Pasak
Pasak dipakai untuk mengunci bagian-bagian mesin pada pompa seperti impeller, pulley kopling, cakram dan sebagainya, pada perencanaaan kali ini 147
148
pasak dibagi menjadi dua jenis, yaitu pasak untuk pengikat impeller dan cakram serta pasak untuk pengikat kopling.
6.4.1 Pasak pengikat untuk impeller dan cakram Jenis dan ukuran pasak yang digunakan untuk pengikat impeller dan cakram adalah sama, hal ini dikarenakan diameter impeller dan pasak adalah sama, yaitu 65 mm. jenis pasak yang digunakan adalah pasak prismatis dengan ukuran menyesuaikan standart JIS B 1301, dimana untuk dimeter 65 mm dimensi pasaknya adalah: Lebar pasak (b)
: 18 mm
Tinggi pasak (h)
: 11 mm
Fillet (c)
: 0.5 mm
Kedalaman alur pasak pada poros (t 1) : 7 mm Kedalaman alur pasak pada naf (t 2)
: 4.4 mm
Gambar 6.5 Gaya geser pada pasak
148
149
Gaya tangensial yang bekerja pada poros dapat diketahui dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): F =
2T
(6.8)
d s
dengan T = momen puntir = 210850 kgmm ds = diameter poros = 65 mm F =
2210850 65
= 6487.69 kg / mm 2 Gaya tangensial (F) yang bekerja pada penampang mendatar b x l akan membuat pasak menderita gaya geser, yang pada ahirnya akan menimbulkan tegangan geser sebesar (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): k =
τ
F
(6.9)
b⋅l
dengan F= gaya tangensial (kg) b = lebar pasak (mm) l = panjang panjang pasak pasak (mm) Bahan pasak yang dipilih adalah baja karbon S35 C sesuai dengan standart JIS G 4051 dengan kekuatan tarik ( σtb) = 52 kg/mm , dengan komposisi : 2
C : 0.32 – 0.38 %
P : 0.03 %
Si : 0.15 -0.35 %
S
: 0.035 %
Mn : 0.6 -0.9 % Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan pasak ( τab) = dapat dihitung dengan persamaan :
149
150
τ
af
=
σ
ttb
S fb ⋅ K 1
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan pasak (52 kg/mm 2) Sf1 : Faktor keamanan (=5) K1 : factor koreksi (=1.5) τ
af
=
52 5 ⋅ 1 .5
= 6.93 kg / mm 2 Panjang pasak yang dijinkan (l 1) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): ak ≥
τ
F
6.93 ≥
τ
(6.10)
b ⋅ l1
6987.69 18 ⋅ l1
l1 ≥ 55.9 mm
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka ditetapkan panjang pasak sesuai standart yaitu 60 mm. selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap lebar pasak (b) dan panjang pasak (l). Panjang pasak yang dipilih sebaiknya memenuhi persyaratan berikut : b d s
= 0.25 − 0.35 dan
18 d 65
= 0.277 dan
60 65
l d s
= 0.75 − 1.5
= 0.923
Berdasarkan hasil tersebut maka harga pasak yang dipilih dapat diterima.
150
151
6.4.2 Pasak pada kopling Perencanaan pasak kopling pada skripsi kali ini mempunyai jenis dan ukuran yang sama dengan pasak pada impeller, jenis pasak yang digunakan adalah pasak prismatis dengan ukuran menyesuaikan standart JIS B 1301, dimana untuk dimeter 50 mm dimensi pasaknya adalah: Lebar pasak (b)
: 15 mm
Tinggi pasak (h)
: 10 mm
Fillet (c)
: 0.5 mm
Kedalaman alur pasak pada poros (t 1) : 5 mm Kedalaman alur pasak pada naf (t 2)
: 5 mm
Gaya tangensial yang bekerja pada permukaaan poros dapat diketahui dengan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): F =
2T d s
dengan T = momen puntir = 210850 kgmm ds = diameter poros = 50 mm F =
2210850 50
= 8434 kg / mm 2 Gaya tangensial (F) yang bekerja pada penampang mendatar b x l akan membuat pasak menderita gaya geser, yang pada ahirnya akan menimbulkan tegangan geser sebesar (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): τ
k
=
F b⋅l
151
152
dengan F= gaya tangensial (kg) b = lebar pasak (mm) l = panjang panjang pasak pasak (mm) Bahan pasak yang dipilih adalah baja karbon S 35 C sesuai dengan standart JIS G 4051 dengan kekuatan tarik ( σtb) = 52 kg/mm2, dengan komposisi : C : 0.32 – 0.38 %
P : 0.03 %
Si : 0.15 -0.35 %
S
: 0.035 %
Mn : 0.6 -0.9 % Tegangan geser yang diijinkan untuk bahan pasak ( τab) = dapat dihitung dengan persamaan :
τ
af
=
σ
ttb
S fb ⋅ K 1
dimana :
σ : kekuatan tarik bahan pasak (52 kg/mm 2) Sf1 : Faktor keamanan (=5) K1 : faktor koreksi (=1.25)
τ
af
=
52 5 ⋅ 1.5
= 8.32 kg / mm2 Panjang pasak yang dijinkan (l 1) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (sularso, Dasar Perencanaan dan pemilihan Elemen Mesin, hal 25): ak ≥
τ
F
(6.11)
b ⋅ l1
152
153
8.32 ≥
8434 12 ⋅ l1
l1 ≥ 67.58 mm
Berdasarkan hasil perhitungan diatas maka ditetapkan panjang pasak sesuai standart yaitu 68 mm. selanjutnya dilakukan pemeriksaan terhadap lebar pasak (b) dan panjang pasak (l). panjang pasak yang dipilih sebaiknya memenuhi persyaratan berikut : b d s
= 0.25 − 0.35 dan
18 d 65
= 0.277 dan
68 65
l d s
= 0.75 − 1.5
= .1.36
berdasarkan hasil tersebut maka harga pasak yang dipilih dapat diterima.
153
BAB VII EFESIENSI DAN KAVITASI
7.1 Efesiensi
Rugi-rugi yang timbul pada pompa akan akan berdampak pada pada turunnya efisiensi efisiensi pompa. Rugi-rugi Rugi-rugi yang terjadi pada pada pompa sentrifugal sentrifugal dipengaruhi oleh banyak hal, mulai dari faktor desain pompa itu sendiri, kehalusan pada proses pengerjaan, pengerjaan, kebocoran, turbulensi aliran, gesekan poros pada bantalan, gesekan fluida dengan impeler sampai pada ketelitian dalam pembuatan pompa tersebut, namun sebagai pendekatan untuk menentukan rugi-rugi yang terjadi pada pompa biasanya hanya digunakan faktor-faktor sebagai berikut : 1. Rugi-rugi hidrolis; kerugian yang terjadi karena aliran fluida yang bergesekan dengan komponen pompa, turbulensi aliran dan terjadinya arus pusar. 2. Rugi-rugi mekanis; terjadi karena gesekan antara komponen berputar pompa dengan komponen lainnya dan dengan fluida. 3. Rugi-rugi kebocoran aliran fluida. Jumlah kerugian yang terjadi pada pompa secara keseluruhan dapat dilihat dari efisiensi totalnya. Selanjutnya efisiensi total pompa adalah hasil perkalian dari efisiensi mekanis, hidrolis, dan volumetrik.
154
155
7.1.1 Efesiensi hidrolis Head actual pompa (H act) yang dihasilkan oleh suatu unit pompa adalah lebih kecil dari pada head teoritis (Hth), hal ini terjadi dikarenakan adanya rugi – rugi gesekan serta turbulensi yang terjadi di dalam pompa. Kerugian yang terjadi di dalam pompa sebanding dengan kuadrat kecepatan aliran fluida, oleh karena itu untuk meminimalisir kerugian yang terjadi, maka kecepatan aliran harus dibuat sedemikian hingga agar gesekan serta turbulensi yang terjadi dapat dikurangi. Salah satu cara yang dapat dilakukan adalah dengan membuat laluan (luasan yang dibasahi) sekecil mungkin dan membuat permukaan laluan sehalus mungkin. Efesiensi hidrolis dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (AJ. Stefanoff, Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 36):
η h
=
dengan H
H H th
(7.1)
: head head pertingkat pompa sesungguhnya sesungguhnya (98.32 m)
Hth : Head teoritis pompa (102.52 m) η h
=
98.32
102.52 = 0.96
7.1.2 Efesiensi mekanis Efesiensi mekanis sangat dipengaruhi oleh adanya gesekan pada bantalan serta gesekan pada packing. Rugi – rugi mekanis sulit untuk diketehui secara pasti, namun biasanya daya yang digunakan untuk mengatasi rugi – rugi mekanis ditetapkan sbesar 2% - 4% dari daya kuda rem (Austin H church, Pompa dan
156
Blower Sentrifugal, hal 32), apabila daya yang diambil untuk mengatasi rugi – rugi mekanis ini adalah 4% maka besar daya kuda rem (hp m)adalah : Hpm = 0.04 x 768 = 23.04 HP Selanjutnya besar daya kuda yang dipakai untuk mengatasi gesekan pada cakra/impeller dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwick, Impeller Pump, hal 58): 3
hp df
n ⎞ = 0.16 ⋅ γ ⎛ ⎜ ⎟ ⋅ d 5 ⎝ 1000 ⎠
(7.2)
dengan;
γ
: berat jenis fluida (1028 kg/m )
n
: putaran poros (3000 rpm)
d
: dimeter luar cakra (d2=0.270 m)
3
3
hp df
3000 ⎞ = 0.16 ⋅ 1028⎛ ⎜ ⎟ ⋅ 0.270 5 ⋅ 5 ⎝ 1000 ⎠ = 31.86 HP
selanjutnya efesiensi mekanis dirumuskan :
η m
=
bhp − hp df
− hp m
bhp
dengan; bhp : daya kuda rem (768 HP) hpdf : daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan cakra (31.86 HP) hpm : daya yang dibutuhkan untuk mengatasi gesekan bantalan (23.04 HP)
157
η m
=
768 − 23.04 − 31.86 768
= 0.928
7.1.3 Efesiensi volumetris Kebocoran merupakan faktor yang sangat berpengaruh pada besar efesiensi volumetris. Kebocoran ini dapat berupa fluida yang mengalami pemompaan tetapi kembali lagi ke sisi isap melewati celah antara komponen yang berputar dan komponen yang diam yang pada ahirnya akan kembali dipompakan. Kerugian volumetrik dapat dilihat dari besar efesiensi volumetrisnya, yaitu merupakan perbandingan antara kapasits pemompaan dengan kapaitas aliran yang melalui impeller. Besar efesiensi volumetric (ηv) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (AJ. Stefanoff, Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 253): η v
=
Q Q'
dengan; Q : kapasitas pemompaan (0.0946 m3 /s) Q’ : kapasitas fluida yang melalui impeller (0.10175 (0.10175 m3 /s)
η v
=
0.0946
0.10175 = 0.929
(7.4)
158
7.1.4 Efisiensi Total Efisiensi total adalah efisiensi keseluruhan dari pompa, yang menunjukkan besarnya kemampuan pompa untuk memanfaatkan energi yang didapatnya dari poros penggerak. penggerak. Efisiensi Efisiensi total diperoleh dari dari perkalian efisiensi volumetris, volumetris, hidrolis dan mekanis, selanjutnya besar efesiensi total adalah (AJ. Stefanoff, Centrifugal and Axial Flow Pump, hal 38): η t
= η h ⋅ η m ⋅ η v = 0.96 ⋅ 0.928 ⋅ 0.93 = 82.8 %
Berdasarkan hasil perhitungan di atas maka efisiensi total perhitungan tidak jauh berbeda dengan efisiensi perkiraan semula yaitu sebesar 83%, dengan demikian pengsumsian efesiensi efesiensi total pada bab II dapat diterima.
7.2
Kavitasi
Kavitasi adalah gejala menguapnya zat cair ketika dipompa yang dikarenakan tekanan di dalam pompa turun dibawah tekanan uap jenuh fluida yang dipompakan, dalam suatu pemompaan jika tekanan pada sembarang titik di dalam pompa itu menjadi lebih rendah dari tekanan uap pada temperatur cairnya maka fluida tersebut akan menguap dan membentuk suatu gelembung yang di dalamnya berisi uap tersebut. Selanjutnya gelembung itu akan mengalir bersama sama dengan aliran fluida dan apabila sampai pada tekanan yang tinggi maka gelembung-gelembung tersebut akan mengecil secara tiba-tiba yang kemudian pecah ke arah dalam yang mengakibatkan suatu shock yang besar pada dinding
159
didekatnya. Kavitasi terutama akan terjadi pada bagian sisi masuk sudu impeller, baik pada sudu maupun pada shroud nya. nya. Akibat kavitasi yang dialami oleh pompa adalah akan timbul suara berisik dan getaran yang disebabkan oleh pecahnya gelembung-gelembung uap secara tiba-tiba tatkala memasuki daerah yang memiliki tekanan yang lebih tinggi. t inggi. Kavitasi menyebabkan timbulnya getaran dan ketukan, serta menyebabkan turunnya kurva head kapasitas dan efesiensi, dan apabila terjadi secara terus menerus akan dapat merusak permukaan logam dari bahan pompa. Kavitasi merupakan merupakan perubahan fase fase dari zat cair berubah berubah menjadi uap yang disebabkan oleh turunnya tekanan absolut zat cair sampai dibawah tekanan uap jenuhnya. Tekanan absolut dapat berkurang disebabkan oleh beberapa hal antara lain: 1. Bertambahnya ketinggian pompa dari zat cair atau turunnya permukaan zat cair yang dipompa karena hal ini akan menaikkan static lift.
2. Bertambahnya ketinggian tempat pompa beroprasi dari permukaaan laut yang berarti turunnya tekanan atmosfer. 3. Berkurangnya tekanan absolut sistem misalnya jika cairan dihisap dari tangki yang tertutup. 4. Adanya separasi atau kontraksi pada aliran 5. Bertambahnya kecepatan aliran yang disebakan karena bertambahnya putaran pompa 6. Naiknya temperatur fluida yang dipompa
160
7. Adanya persimpangan garis aliran karena belokan ataupun gangguan gangguan lain.
7.3
NPSH ( Net Positive Suction Head )
Kavitasi akan terjadi apabila tekanan zat cair yang dipompa berada dibawah tekanan uap jenuh zat cair tersebut, untuk menghindari terjadinya kavitasi maka diusahakan agar tidak ada satu daerahpun dalam proses pemompan yang memiliki tekanan dibawah tekanan uap jenuh cairan pada temperatur operasi pemompaan. Terjadinya kavitasi mempunyai kaitan dengan kondisi pompa pada sisi isap. Tekanan isap minimum yang dimiliki pompa sehingga mampu memasukkan cairan kepompa disebut net positive suction head (NPSH). Besarnya NPSH dipengaruhi oleh beberapa hal, antara lain : 1. Tekanan absolut pada permukaan cairan yang dipompa. 2.
Tekanan uap jenuh dari fluida yang dipompa pada temperatur cairannya.
3. Ketinggian cairan dari poros pompa. 4. Kerugian yang disebabkan oleh gesekan atau turbulensi aliran dalam pipa isap antar permukaan cairan hingga ke pompa. NPSH dibedakan menjadi dua yaitu NPSH yang tersedia dan NPSH yang dibutuhkan. NPSH yang tersedia ditentukan oleh sistem atau instalasi pemompaan sedangkan NPSH yang dibutuhkan oleh pompa yang ditentukan oleh perancang pompa. Agar pompa dapat bekerja tanpa terjadi gangguan kavitasi maka pompa
161
harus beroperasi pada kondisi dimana NPSH yang tersedia > NPSH yang dibutuhkan.
7.3.1 NPSH yang dibutuhkan Tekanan terendah dalam pompa biasanya terjadi pada titik disekitar sisi masuk sudu impeller. Tekanan pada titik ini lebih rendah dari tekanan pada lubang isap pompa karena adanya kerugian head pada nosel isap serta kenaikan kecepatan aliran karena luas penampang yang mengecil. Selanjutnya penguapan cairan tidak akan terjadi jika tekanan masuk pompa dikurangi dengan penurunan tekanan didalam pompa lebih besar dari tekanan uap jenuh cairan pada temperatur operasi. Biasanya penurunan head di dalam pompa inilah yang disebut dengan NPSH yang dibutuhkan pompa yang besarnya ditentukan oleh pabrik pembuat pompa melalui pengujian pompa sebenarnya atau dengan pompa yang sama dengannya, untuk memperkirakan besarnya NPSH yang dibutuhkan (NPSHR) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa dan Kompresor, Hal 46) : NPSHR = σ x H Dengan;
σ
: koefisien kavitasi Thoma
H : head total pompa
(7.1)
162
Gambar 7.1 grafik hubungan antara kecepatan spesifik, efesiensi hidrolis serta koefisien kavitasi Thoma. Sumber: Igr J karasik. Pump Hand Book hal 2-155 Berdasarkan gambar 7.1 dapat diketahui bahwa besar koefisien kavitasi Thoma pada kecepatan spesifik (n sq)E = 1526 adalah sebesar 0.037. maka : NPSHR = 0.037 x 495.5 = 18.31 m
7.3.2 NPSH yang tersedia NPSH yang tersedia adalah head yang dimilki oleh zat cair pada sisi isap pompa dikurangi dengan tekanan uap jenuh zat cair ditempat tersebut. NPSH yang tersedia dapat diketahui dengan menggunakan menggunakan persamaan (Sularso, Haruo Tahara, Pompa dan Kompresor, Hal 44): NPSHA
=
Pa γ
−
Pv γ
+ H s − H ls
(7.2)
163
dengan; Pa : tekanan atmosfer ditambah tekanan keluar dari lean amine booster 2
2
2
pump (10332 kgf/m + 61870 kgf/m ) =72202 kgf/m
Pv : tekanan uap jenuh dari fluida yang dipompa pada temperatur cairannya 2
(1019.47 kgf/m ) Hs : ketinggian cairan dari poros pompa (6m) Hls : kerugian head dalam pipa isap
γ
3
: berat jenis caran yang dipompa.(1028 kgf/m )
Agar kavitasi tidak terjadi maka : NPSHA =
Pa γ
−
Pv γ
+ H s − H ls >18.31m
Gambar 7.2 Layout isap pompa Berdasarkan data dari bab II kerugian pada pipa isap (h ls)adalah sebesar 0.502 m, maka besar NPSH yang tersedia adalah : NPSH =
72202
−
1028 = 74.68 m
1019.47 1028
+ 6 − 0.5584
164
7.3.3
Pencegahan kavitasi Kavitasi dapat dicegah dengan membuat NPSH A > NPSHR, dalam hal ini
untuk menaikkan NPSH A dapat dilakukan dengan beberapa cara, yakni : 1. Kecepatan masuk relatif dibuat serendah mungkin, hal ini berarti bahwa kecepatan spesifik harus dibuat rendah jika terjadi kavitasi. 2. Sudut masuk sudu impeller dibuat rendah karena sudut masuk sudu impeller yang rendah dengan mengurangi NPSH R 3. Mengusahakan permukaan impeller sehalus mungkin terutama pada daerah yang dekat dengan sisi masuk 4. Membuat sudu dengan jumlah yang mencukupi agar dapat memberikan pengaruh yang baik untuk menjaga agar tekanan cairan pada sudu – sudu tetap rendah. 5. Ujung-ujung impeller dibuat bulat.
BAB VIII KARAKTERISTIK POMPA
8.1
Hubungan Head Euler Dengan Kapasitas Pompa
Karakteristik sebuah pompa perlu diketahui sebelum pompa dioperasikan, karakteristik pompa dapat diketahui dengan melakukan eksperimen terhadap pompa yang bersangkutan serta dengan melakukan pendekatan teoriti s.
8.1.1 Head Euler dengan Kapasitas Head Euler merupakan head yang didapat dari suatu persamaan yang didasarkan pada asumsi yang ideal, yaitu aliran fluida dianggap tanpa gesekan, tanpa turbulensi dan dengan jumlah sudu yang tak berhingga dengan harapan diperoleh pengarahan pada fluida yang mengalir secara sempurna. Hubungan
head
Euler
dengan
kapasitas
dapat
diperoleh
dengan
menggunakan persamaan (Fritz Dietzel, Turbin Pompa Dan Kompresor, hal 311) : H th∞
=
U 2 g
−
U 2 ⋅ Q ⋅ ctg β 2
(8.1)
g ⋅ π ⋅ d 2 ⋅ b2
dengan; Hth∞ : head Kapasitas Euler Q
: kapasitas pompa
U2
: kecepatan keliling pada pada sisi keluar keluar impeller (41.77 m/s)
β2
: sudut sisi keluar impeller (30 0)
165
166
d2
: diameter sisi keluar impeller (0.27 m)
b2
: lebar sisi keluar dari impeller (0.025 m)
g
: percepatan gravitasi (9.806 m/s2)
berdasarkan data diatas serta memasukkannya kedalam persamaan maka : H th∞
=
41.77
−
41.77 ⋅ Q ⋅ ctg 30
9.801 9.806 ⋅ π ⋅ 0.27 ⋅ 0.025 = 177.96 − 348.09 Q
persamaan diatas merupakan persamaan linier sehingga hubungan head Euler dengan kapasitas pompa akan berupa garis lurus. l urus.
8.1.2 Head toritis dan kapasitas Aliran ideal menyatakan bahwa aliran mengalir tanpa gesekan dan diarahkan dengan sudu yang tak terbatas dan tanpa turbulensi, tetapi dalam praktek yang terjadi adalah sebaliknya, yaitu terjadi gesekan dan jumlah sudu yang terbatas serta sudu mempunyai ketebalan tertentu, dengan kondisi tersebut maka akan menghasilkan head yang lebih rendah dari pada head Euler. Head yang dihasilkan ini disebut sebagai head teoritis (H th). Hubungan antara head Euler dengan head teoritis adalah dinyatakan dalam persamaan (M Khetagurov, Marine Auxilary Machinery And System, hal 267): H th
= k 2cu ⋅ H th∞
dengan; k 2cu 2cu : faktor sirkulasi
(8.2)
167
Pompa yang direncanakan beroperasi pada kapsitas (Q) = 0.0946 m 3/s dengan head teoritis (Hth) sebesar 102.52 m, dengan data tersebut maka Head Euler dapat diketahui. Hth∞ = 177.96 – 348.09 x 0.0946 = 14.03 m K 2cu
= =
H th H th∞ 102.52
145.03 = 0.706 berdasarkan hasil diatas maka hubungan antara head Euler dengan head teoritis dapat digambarkan dengan persamaan : Hth
= 0.706 x (177.96 – 348.09 Q) = 125.64 – 245.75 Q
8.1.3 Head aktual dengan kapasitas Head aktual adalah head teoritis dikurangi dengan rugi-rugi hidrolis selama pemompaan, hal ini dapat dinyatakan dengan persamaan (M Khetagurov, Marine Auxilary Machinery And System, hal 267):
Hact = Hth - hh Dengan hh
: rugi-rugi hidrolis selama pemompaan (m)
(8.3)
168
Kerugian hidrolis disebabkan karena adanya shock loss atau turbulence loss (hs) serta fricton and diffusion loss (hfd). Besar rugi-rugi hidrolis dinyatakan dengan persamaan :
hh
= hs + hfd
(8.4)
Gambar 8.1 kerugian - kerugian hidrolis Sumber : AJ Stephanoff, Centrifugal And Axial Flow Pump, hal 164 Gambar di atas menunjukkan bahwa efisiensi terbaik terletak pada titik dimana rugi-rugi turbulensi sama dengan rugi-rugi gesekan, atau rugi-rugi turbulensi dan rugi-rugi gesekan sama dengan setengah dari rugi-rugi hidrolis. Titik dimana h s = hfd adalah titik dimana kerugian hidrolis paling kecil, sehingga pada titik inilah direncanakan kapasitas pompa (Q) sebesar 0.0946 m 3/s dan head aktual sebesar 98.32 m, pada titik tersebut akan memberikan gambaran besar rugi-rugi hidrolis (hh) yang terjadi yaitu sebesar :
169
hh
= hth – hact = 102.52 – 98.32 = 4.2 m
dan pada kondisi ini juga berlaku :
hs = hfd = 0.5 hh hs = hfd = 0.5 x 4.2 hs = hfd = 2.1 m besar shock loss atau turbulence loss
dapat diketahui dengan menggunakan
persamaan (M Khetagurov, Marine Auxilary Machinery And System, hal 267):
⎡ 2 ⎛ ⎢U 1 + ⎜⎜ k 2cu hs = 29 ⎢ ⎝ ⎣ k sh
⎤⎡ Q ⎤ 2 ⎟ ⎥ ⎢1 − ⎥ d 3 ⎠⎟ ⎥ ⎣ Qs ⎦ ⎦
d 2 ⎞
2
(8.5)
dengan; k sh sh
: faktor percobaan yang dibatasi besarnya antara 0.6 -0.8, dalam hal ini k sh sh ditentukan 0.7
U1
: kecepatan keliling pada sisi masuk impeller (20.4 m/s)
U2
: kecepatan keliling pada sisi keluar impeller (41.77 m/s)
K 2cu 2cu : faktor sirkulasi (0.7) d3
: diameter masuk cincin diffuser (0.275 m)
d2
: diameter sisi keluar impeller (0.27 m)
Q
: kapasitas pompa (0.0946 m 3/s)
Qs
: kapasitas pompa tanpa shockloss
170
: percepatan gravitasi (9.806 m2/s)
G
2 2 ⎡ ⎤ ⎡ ⎤ 0 . 27 0 . 0946 ⎛ ⎞ 2.1 = ⎟ ⎥ ⎢1 − ⎢20.4 2 + ⎜ 0.7 ⎥ Qs ⎦ 2 ⋅ 9.806 ⎢⎣ ⎝ 0.275 ⎠ ⎥⎦ ⎣ 2 ⎡ 0.0946 ⎤ 2.1 = 44.77 ⎢1 − ⎥ Qs ⎦ ⎣ Qs = 0.097 m 3 / s
0.7
harga shock loss untuk sembarang harga Q adalah :
2 2 ⎡ Q ⎤ 0.27 ⎞ ⎤ ⎡ ⎛ 2 hs = ⎟ ⎥ 1− ⎢20.4 + ⎜ 41.77 ⋅ 0.706 ⋅ 2 ⋅ 99.806 ⎢⎣ 0.275 ⎠ ⎥⎦ ⎢⎣ 0.097 ⎥⎦ ⎝ 2 Q ⎡ ⎤ = 44.77 ⎢1 − ⎣ 0.02788 ⎥⎦ ⎡ Q2 ⎤ 2Q = 44.77 ⎢1 − + ⎥ 0 . 097 0.0094 ⎦ ⎣ = 44.77 − 923.09Q + 4758.21Q 2
0.7
kemudian besar friction loss dan diffusion loss (hfd) dapat dinyatakan dengan persamaan (AJ Stepanov, Centrifugal And Axial Flow pump, hal 164): hfd = hf + hd = k 3Q2
(8.6)
dengan; k 3
= suatu konstanta, yang mana pada kondisi normal harga k 3 dapat
dinyatakan dengan :
k 3
= =
h fd Q2
2.1
0.0946 2 = 234.66
171
berdasarkan hasil perhitungan diatas maka harga friction loss dan diffusion loss (hfd) adalah : hfd
= 234.66 Q 2 m .
Kerugian hidrolis untuk sembarang harga Q, adalah : hh
= hs + hfd = 44.77 – 923.09 Q + 4758.21 Q 2 + 234.66 Q 2 = 44.77 – 923.09 Q + 4992.87 Q 2
hubungan antara head aktual dengan kapasitas pompa adalah :
Hact = Hth - hh = 125.64 – 245.75 Q – (44.77 – 923.09 Q + 4992.87 Q 2) = 80.87 + 677.34 Q – 4992.87 Q 2 hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head aktual pada berbagai kapasitas dapat dilihat dalam tabel 8.1, sedangkan grafik hubungan antara head Euler, head teoritis dan head head aktual dengan kapasitas pompa dapat dilihat dalam gambar 8.3.
172
Tabel 8.1 hasil perhitungan head Euler, head teoritis dan head actual pada berbagai kapasitas pompa.
No
Q 3(m /s)
Hth∞ (m)
Hth (m)
Hact (m)
1
0.05
160.55
113.35
102.25
2
0.06
157.07
110.89
103.53
3
0.07
153.59
108.43
103.81
4
0.08
150.11
105.98
103.1
5
0.09
146.63
103.52
101.38
6
0.0946
145.03
102.39
100.26
7
0.1
143.15
101.06
98.67
8
0.11
139.67
98.60
94.96
9
0.12
136.19
96.15
90.25
10
0.13
132.71
93.92
84.54
8.2
Hubungan efisiensi dengan kapasitas pompa
Bab sebelumnya menjelaskan bahwa rugi-rugi yang terjadi pada pompa disebabkan oleh adanya kebocoran, kerugian hidrolis, kerugian karena gesekan pada cakra serta kerugian mekanis pada bantalan dan elemen berputar lainnya. Daya kuda yang diberikan pada pompa selain untuk mengatasi daya kuda fluida juga digunakan untuk mengatasi adanya kerugian-kerugian diatas. Daya kuda yang diberikan pada pompa disebut sebagai daya kuda rem (BHP), yang
173
dinyatakan dalam persamaan (Austin H Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 35): BHP = FHP + HP L + HPDF + HPH + HPM
(8.7)
dengan; FHP : daya kuda kuda fluida (Hp) HPL : daya kuda untuk mengatasi kebocoran yang terjadi (Hp) HPDF : daya kuda untuk mengatasi mengatasi gesekan pada cakra (Hp) HPH : daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (Hp) HPM : daya kuda untuk mengatasi kerugian mekanis (Hp) Efesiensi pompa ( η) dapat dicari dengn menggunakan persamaan (Austin H Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 36):
η =
FHP BHP
⋅ 100%
(8.8)
Dimana daya kuda fluida (FHP) dapat diketahui diketahui dengan menggunakan persamaan persamaan (Austin H Chruch, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 34):
FHP =
γ ⋅ g ⋅ H act 75
dengan;
γ
: berat jenis cairan yang dipompa (1028 kg/m 3)
Q
: kapasitas pompa
Hact : head aktual (m)
(8.9)
174
FHP
=
1028 ⋅ 9.806 ⋅ (80.87 + 677.34Q − 4992 .87Q 2 ) 75
= 1108.46Q + 9284.8Q 2 − 6835 .60Q 3 basar daya kuda untuk mengatasi kebocoran dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (AJ Stepanov, Centrifugal And Axial Flow pump, hal 199):
HP L
=
γ ⋅ Q L ⋅ H th
(8.10)
75
dengan;
γ
: berat jenis cairan yang dipompa (1028 kg/m 3)
QL
: jumlah kebocoran total yang terjadi (0.1 Q m 3/s)
Hth
: head teoritis (m)
Daya kuda fluida (HPL) untuk sembarang harga Q dapat diketahui dengan memasukkan data diatas kedalam perhitungan sebelumnya, maka harga HP L adalah:
HP L
=
1028 ⋅ 0.1Q(125.64 − 245.75Q ) 75
= 172.21Q − 336.84Q 2 Besar daya kuda yang dipakai untuk mengatasi gesekan pada cakra/impeller dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Stephen Lazarkeiwick, Impeller Pump, hal 58): 3
hp df
n ⎞ = 0.16 ⋅ γ ⎛ ⎜ ⎟ ⋅ d 5 ⎝ 1000 ⎠
dengan;
γ
: berat jenis fluida (1028 kg/m 3)
(8.11)
175
n
: putaran poros (3000 rpm)
d
: dimeter luar cakra (d2=0.270 m)
3
hp df
3000 ⎞ = 0.16 ⋅ 1028⎛ ⎜ ⎟ ⋅ 0.270 5 ⋅ 5 ⎝ 1000 ⎠ = 31.86 HP
Daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (HP H) dapat diketahui dengan menggunakan persamaan (Austin H Church, Pompa Dan Blower Sentrifugal, hal 35):
HP H
=
γ ⋅ Q'⋅hh
(8.12)
75
dengan;
γ
: berat jenis fluida (1028 kg/m 3)
Q’
: kapsitas aliran ditambah kebocorn yang terjadi (1.1Q m3/s)
hh
: kerugian hidrolis (m)
kerugian hidrolis (HP H) untuk sembarang harga Q adalah :
HP H
=
(
γ ⋅ 1.1Q '⋅ 44.77 923.09 Q + 4992.87 Q 2
)
75
= 75279.16Q 3 − 14068.51Q 2 + 675.01Q Besarnya daya kuda yang dipakai untuk mengatasi kerugian mekanis (HP M) pada bantalan packing besarnya berkisar 4% dari BHP, ma besar besar BHP adalah :
BHP
= (1108.46Q + 9284.07 Q2
68435.6Q3) + (172.21Q - 336.84Q2) +
(75279.16Q3 14068.5Q2 + 675.01Q) + 0.04 BHP + 31.86
= 1955.68Q BHP =
100 96
5121.28Q2 + 6843.56Q3 + 0.04 BHP + 31.86
(1955.68Q − 5121.28Q 2
+ 6843.56Q 3 + 31.86
176
Hasil perhitungan daya kuda rem (BHP), daya kuda fluida (FHP), daya kuda untuk mengatasi kebocoran yang terjadi (HPL), daya kuda untuk mengatasi gesekan pada cakra (HPDF), daya kuda untuk mengatasi kerugian hidrolis (HP H), daya kuda untuk mengatasi kerugian mekanis (HP M), serta besarnya efesiensi untuk sembarang harga kapasitas pompa dapat diketahui dalam tabel 8.2 Tabel 8.2 hasil perhitungan perhitungan efesiensi pada berbagai kapasitas pompa pompa
NO
3 Q (m /s)
FHP (Hp)
HPL (Hp)
HPH (Hp)
BHP (Hp)
η (%)
1
0.03
39.76
4.86
9.621
63.14
62.97
2
0.04
54.81
6.35
9.3
80.04
67.80
3
0.05
70.08
7.76
7.99
96.05
72.96
4
0.06
85.15
9.12
6.11
111.20
76.57
5
0.07
99.61
10.40
4.13
125.54
79.34
6
0.08
113.05
11.62
2.5
139.11
81.26
7
0.09
125.07
12.77
1.67
151.97
82.29
8
0.0946
130.00
13.27
1.68
157.64
82.47
9
0.1
135.32
13.85
2.09
164.13
82.40
10
0.11
143.18
14.87
4.21
175.66
81.51
11
0.12
148.44
15.81
8.49
186.59
79.55
12
0.13
150.64
16.69
15.38
196.97
76.59
13
0.14
149.36
17.5
25.32
206.84
72.21
14
0.15
144.19
18.25
38.77
216.24
66.68
15
0.16
134.71
18.93
56.19
225.21
59.81
16
0.17
120.52
19.54
78.01
233.80
51.54
17
0.18
101.21 101 .21
20.08
104
242.05
40.80
177
180 160 140
) 120 m100 ( d a 80 e H 60 40 20 0 0
0.02
0.04
0.06
0.08
0.1
0.12
0.14
Kapasitas n(m3/s) Head Teoritis Euler (m) head Teoritis (m) head Actual (m)
Gambar 8.2 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan head pompa (H) pada putaran 3000 rpm
0.2 0.18 0.16
) 0.14 Q ( 0.12 s a t i s 0.1 a p a 0.08 K 0.06 0.04 0.02 0 0
50
100
150
200
250
300
Brake Horse Power (BHP)
Gambar 8.3 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan efisiensi ( η) pada putaran 3000 rpm
178
90 80
) 70 % ( 60 i s50 n e i 40 s e f 30 E 20 10 0 0
0.02
0.04
0.06
0.08
0.1
0.12
0.14
0.16
0.18
Kapasitas ( m3/s) Gambar 8.4 Grafik hubungan antara kapasitas pompa (Q) dengan BHP (HP) pada putaran 3000 rpm
Berdasarkan gambar diatas efisiensi ( η) sangat dipengaruhi kapasitas (Q). Efisiensi sangat dipengaruhi oleh daya kuda fluida (FHP, sedangkan daya kuda fluida dipengaruhi head aktual (Hact). Head aktual sendiri sangat dipengaruhi oleh besarnya kerugian hidrolis (Hh). Berdasarkan gambar 8.1 H h mempunyai nilai terkecil saat hs = hfd, denga hh yang kecil maka Hact akan maksimum, dengan H act yang maksimum maka FHP akan maksimum pula yang pada akhirnya
η
akan
maksimum. Semakin besar Q maka semakin besar pula perbedaan h s dan hfd, akibatnya η akan menurun, demikian juga sebaliknya.
179
180
110 105 100 ) H95 ( d a e H90
85 80 75 0
300
600
Hsistem/tingkat H pertingkat
900
1200
1500
1800
2100
Kapasitas (Q) GPM
Gambar 8.5 Grafik hubungan antara kapasitas (Q) GPM dengan head (m) pada putaran 3000 rpm 110
105
100
) 95 H ( d a e H90
85
80
75 0
0,02 Hsistem/tingkat H pertingkat
0,04
0,06
0,08
0,1
0,12
0,14
Kapasitas (Q) m3/s
Gambar 8.6 Grafik hubungan antara kapasitas (Q) m 3/s dengan head (m) pada putaran 3000 rpm
181
Berdasarkan gambar diatas, H act akan naik seiring dengan bertambahnya kapaitas (Q), tetapi setelah sampai puncaknya akan turun kembali. Hal tersebut dikarenakan pada kapasita yang rendah, kecepatan spesifik (n sq) akan rendah pula. Berdasarkan tabel 3.3, dengan kecepatan spesifik yang rendah maka efesiensi hidrolis (η0 akan rendah pula, akibatnya head teoritis (H h) akan naik. Head teoritis yang tinggi mengakibatkan head aktual (Hact) akan tinggi pula, tetapi apabila apabila kapasitas terus meninggi maka rugi – rugi yang terjadi akan semakin besar, hal ini dapat dibuktikan dengan melihat gambar 8.1 dimana semakin besar kapasitas maka perbedaan shock loss (hs) dan friction and difusion loss (h fd ) semakin besar, akibatnya rugi – rugi hidrolis (h h) semakin besar pula.berdasrkan persamaan 8.3, kerugian hidrolis (hh) yang tinggim mengakibatkan head aktual (H act) yang rendah.
Gambar diatas juga menunjukkan head sistem memotong didua titik, kedua titik perpotongan tersebut diseburt titik operasi. Terjadinya dua titik operasi pada gambar diatas dikarenakan rugi – rugi yang terjadi mempengaruhi besarnya head sistem, dimana dengan kapasitas (Q) yang rendah akan membuat head aktual rendah, dan seiring dengan meningkatnya kapasitas (Q) rugi – rugi akan meningkat pula, tetapi head aktual (Hact) akan menurun sebagaimana telah dijelaskan sebelumnya.
182
BAB IX PENUTUP
Bab terakhir pada skripsi kali ini berisi rangkuman hasil perhitungan perancangan pompa yang akan digunakan untuk melayani kebutuhan amine di fasilitas pemurnian gas alam di Sumur Sumur Gas Merbau Sumbagsel Sumbagsel Sumatra Selatan, adapun kesimpulannya adalah sebagi berikut : 1. Fluida Fluida yang dipompa adalah lean amine yaitu larutan amine yang tidak mengadung CO 2. dengan temperature 1220C dan berat spesifik 1028 kg/m 3. 2. Pompa Pompa yang yang dirancng adalah pompa sentrifugal bertingkat banyak (lima tingkat ) dengan isapan tunggal berkapasita 0.0946 m 3/s dengan head total 496 m serta memiliki poros mendatar. 3. Impeller Impeller yang dipakai adalah impeller jenis single curvature bertipe radial tertutup yang terbuat dari bahan perunggu fosor cor PBC 2B cetakan logam menurut standar JIS H 5113,adapun dimensinya adalah : a)
Diameter lubang poros ( dsh )
: 65 mm
b)
Diameter hub depan ( dh )
: 85 mm
c)
Diameter hub belakang ( dh’ )
: 97.5 mm
d)
Diameter sisi masuk (d1)
: 130 mm
182
183
e)
Sudut sisi masuk sudu (β ( β1)
: 19.5o
f)
Lebar sisi masuk sudu (b 1)
: 50 mm
g)
Diameter sisi keluar ( d2 ) 182
: 270 mm
h)
Sudut sisi keluar ( β2 )
: 30°
i)
Lebar sisi keluar ( b 2 )
: 25 mm
j)
Tebal sudu ( s1 = s2 )
: 5 mm
k)
Jumlah sudu ( z )
: 8 buah
l)
Tebal dinding ( shroud ) depan
: 6 mm
4. Difuser Difuser yang dirancang terbuat dari perunggu fosfor cor dengan dimensi sebagai berikut: a)
Diameter dalam
: 275 mm
b)
Diameter luar
: 400 m
c)
Tebal sudu
: 5 mm
d)
Jumlah
: 8 sudu
5. Sudu pengarah balik Sudu pengarah balik dalam skripsi ini i ni mempunyai ukuran : a) Diameter dalam
: 400 mm
b) Diameter luar
: 150 m
c) Tebal sudu
: 3 mm
d) Jumlah
: 12 sudu
6. Rumah pompa
184
Rumah pompa/casing terbuat dari bahan besi tuang kelabu (FC 20) dengan ketebalan 10 mm.
7. Poros Poros dirancang bertingkat dan terbuat dari bahan baja nikel khrom molibden SAE 4340 dengan panjang total 1280mm, dengan diameter terkecil 50 mm dan diameter terbesar 65 mm. 8. Kopling Kopling yang dipilih dalm skripsi kali ini adalah kopling flens luwes yang terbuat dari bahan besi karbon cor SC 49 sesuai dengan standart JIS G 5101 dengan dimensi : A
= 200 mm
B
= 140 mm
C
= 100 mm
D =
G
= 180 mm
H
= 35.5 mm
K =
d
= 18 mm
n
= 6 buah
50 mm F
= 18 mm
6 mm L
= 71 mm
9. Bantalan Bantalan yang dipakai dalam perancangn kali ini adalah bantalan rol silinder jenis NU311EC. Bantalan ini digunakan untuk
menahan
beban radial, sedangkan untuk mengatasi beban aksial digunakan cakram penyeimbang. 10. Efesiensi dan Kavitasi Berdasarkan hasil perhitungan, pompa yang dirancang memiliki :
185
a) Efesiensi total (ηt)
: 82.8 %
b) Efesiensi volumetric ( ηv)
: 92.9 %
c) Efesiensi mekanis ( ηm)
: 92.8 %
d) Efesiensi hidrolis ( ηm)
: 96%
Selanjutnya untuk menghindari kavitasi maka pompa harus dipasang pada instalasi yang memiliki NPSH A lebih dari 18.31 m
Daftar Pustaka Austin, C., H., Zulkifli, H., Pompa dan Blower Sentrifugal , Erlangga, Jakarta, 1990. Dietzel, F., Turbin Pompa dan Kompresor , Erlangga, Jakarta, 1992.
Doborovolsky, V., Machine Element, Foreign Languages Publishing House, Moscow. Karrasik I., J., Krutzch,W., Cincin, Warren F., Messina J., H., Pump Handbook , 2nd edition, Mc Graw Hill Company, USA, 1978 Khetgurov M. Marine M. Marine Auxiliary Machine System, Peace Publisher, Moskow Lazarkiewics, S., Tronskolanski, A., T., Impeller Pump, Widawnicta NaukowoTechniczne, Warszawa, 1965. Makalah Seminar "Pengenalan Gas Alam Lapindo Brantas, Inc. Untuk Kawasan Industri" oleh Faiz Shahab, Hyatt Hotel Surabaya, 18 April 2001 Matley,J., Fluid Matley,J., Fluid Movers, McGraw-Hill Publication Co. New York,1979 Sato G.T, Sugiarto, Menggambar Sugiarto, Menggambar Mesin Menurut Standar ISO, PT Pradnya Paramita, Jakarta, 2000 SKF Catalogue, copy right 1981 Spott M.F., Design Of Machine Element, 2nd Edition, Prentice Hall, New York, 1953
186
Stepanoff, A., J., Centrifugal and Axial Flow Pumps , John Willey and Sons, New York, 1957. Sularso, Suga Kyokatsu, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin , P.T. Prandya Paramitha, Jakarta, 1987. Sularso, Tahara, Pompa Tahara, Pompa dan Kompresor, Kompresor , PT Pradnya Paramita, Jakarta, 2000 Tyler G Hicks, T. W. Edwards, Pump Application Engineering , McGraw-Hill Book Company.
