bab iv perhitungan dan perancangan 4.1 ...pompa pengendali banjir diameter pipa diameter pipa dapat...
TRANSCRIPT
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
50
BAB IV PERHITUNGAN DAN PERANCANGAN
4.1. Perancangan Pompa 4.1.1. Kapasitas Pompa
Data - data yang diperlukan untuk menentukan kapasitas banjir adalah sebagai berikut:
a) Luas area yang dikeringkan (A) = 720 Ha b) Intensitas curah hujan ( I ) = 120 mm/hari ( 5 mm/jam ) c) Koefisien limpas tahun 2009 (C) = 0,3 d) Koefisien limpas tahun 2016 (C) = 0,5
Maka besarnya kapasitas banjir adalah sebagai berikut:
• Kapasitas Banjir Tahun 2009
sm
sjam
jamm
jamm
hmmhm
jamm
AICQbanjir
33
3
2
2423
33600110800
108001
10019.1491053,0
=×=
=××××=
××=
−
• Perkiraan Kapasitas Banjir 2016
sm
sjam
jamm
jamm
hmmhm
jamm
AICQbanjir
33
3
2
2423
53600118000
180001
10019,1491055,0
=×=
=××××=
××=
−
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
51
Maka besarnya kapasitas pompa pengendali untuk 5 tahun ke depan sebesar 5 m3/s. Ada 3 buah pompa yang sudah dipasang pada instalasi pengendali banjir Mulyosari ITS dengan kapasitas per unit sebesar 1 m3/s sehingga kapasitas total pompa yang ter pasang 3 m3/s. Maka untuk mengatasi kekurangan kapasitas tersebut dirancang 1 buah pompa dengan kapasitas 2 m3
( ) LTHzzgVVPP
H +−+
−+
−= 12
21
2212
2γ
/s.
4.1.2. Head Pompa Head pompa dapat dicari dengan persamaan berikut:
Dimana : P2 = P1 Maka nilai dari head pompa sama dengan besarnya head loss total ( HLT
( ) LTHzzH +−= 12
) yang terjadi pada pompa ditambah dengan elevation head.
Skema instalasi pengendali banjir ditunjukkan pada gambar 4.1. dibawah ini.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
52
Gambar 4.1. Instalasi pompa pengendali banjir
Diameter Pipa Diameter pipa dapat ditentukan dengan persamaan berikut:
VQDπ4
=
Dimana : VPIPA
inmsmsmD 3,513,1
5.124 3
==××
=π
= 1,5 m/s ( ditentukan ) Maka :
Diambil diameter pipa sebesar 51 in. Head Loss
HLT adalah head loss yang terjadi pada pompa yaitu meliputi head loss mayor yang diakibatkan gesekan pada pipa dan
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
53
head loss minor yang diakibatkan oleh fitting perpipaan yang terjadi pada bagian suction maupun discharge pada pompa.
4.1.2.1. Head Loss Mayor
Untuk mengetahui besarnya head loss mayor yang terjadi maka diperlukan data – data sebagai berikut :
a. Panjang pipa discharge (L discharge)
= 4510 + 750 + 450 + 5600 + 675 (m) = 11985 mm = 12 m
b. Bahan pipa
Galvanize iron (e = 0,15 mm = m31015,0 −× )
c. Kecepatan aliran didalam pipa
smm
sm
d
QAQV /518,1
)2954,1(414,3
/2
42
3
2=
×=
×==π
harga 43
101594,19,01015,0 −
−
×=×
=m
mde
d. Reynolds number
623
3
1072,1/1014,1
295,1/518,1/999Re ×=⋅×
××=
⋅⋅=
− msNmsmmkgdV
µρ
Dari moody diagram dengan nilai De = 0,000115794 dan Re =
1723523 didapatkan nilai koefSisien gesek ( f ) sebesar 0,013. Besarnya head loss pada bagian suction dan discharge adalah sebagai berikut.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
54
( ) msmmsmm
gDVLfhl 01415,0
81,91,29542518,112013,0
2
22
=××
××==
Total head loss mayor adalah 0,01415 m
4.1.2.2. Head Loss Minor
Head loss minor terjadi akibat fitting perpipaan pada instalasi pompa yang meliputi bagian suction maupun discharge.
( )
( ) msm
smmhl
gVKKKhl entrancestreetLbowLbow
215,081,92
518,1)78,017,088,0(
2
2
2
2
=×
×++=
×++=
Perhitungan Head pompa :
( ) LTHzzgVVPPH +−+
−+
−= 12
21
2212
2γ
Dimana : P2 = P1 Hst = 450 + 750 + 4510 – 2300 + 500 = 3920 mm = 3,92 m V1 = 0
V2 smm
sm /518,1295,1
41
/22
3
=××π
=
m
sm
sm
H 267,4229,0920,38,92
0)518,1(0
2
22
=++
×
−+=
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
55
4.1.3. Daya Air dan Daya Pompa Besarnya daya air ( water horse power ) didapatkan
dengan persamaan berikut: HQgWHP ×××= ρ dimana : ρ = 999 Kg/m3 g = 9.81 m/s
HPW
HPW
ms
msm
mkgWHP
147,1127,745
19557,83627
267,4281,99993
23
=×=
×××=
2 Sehingga :
4.1.3.1. Menghitung Efisiensi Overall Pompa (ηop)
3
1000nQ
A SL ⋅=
Efisiensi Overall Pompa didapatkan dengan persamaan
berikut:
Dimana : Qsl
sliter
mliter
sm 2000
110002 = Qsl 3
3
=×
= kapasitas discharge impeller pompa (liter/detik)
A = harga konstanta
n = putaran impeller pompa (rpm)
3
1000nQ
A SL ×=
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
56
3
1000
7202000 rpms
liter
A×
=
A = 11,29
Tabel 4.1 Tabel efisiensi overall pompa (ηop)
A
6
5 10 15 20 30 40 80
0,65 0,75 0,785 0,82 0,86 0,88 0,9
Berdasarkan tabel diatas untuk harga A = 8,96 maka didapat harga efisiensi overall pompa ( ηop ) sebesar = 0,76 = 76 %. (batas harga ηop = 0,63 – 0,84)
HPHPWHPHQBHPOP
562,14776,0
147,112===
××=
ΟΡ ηηγ
BHP saat start = 147,562 x 1,3 = 191,83 HP 4.1.4. Kecepatan Spesifik Pompa ( ns
4365,3
H
Qnns =
) Kecepatan spesifik pompa dapat dihitung dengan persamaan berikut:
Dimana : H = 4,267 m Q = 2 m3
OPη
/s n = 720 rpm
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
57
Maka :
rpmsm
ns 916,125127,4
272065,3
43
3
=××=
Setelah didapatkan nilai ns maka didapatkan tipe impeller atau jenis pompa yang akan digunakan, yaitu axial pump. 4.1.5. Tinggi Hisap Pompa ( zs
Tekanan atmosfer (Pa ) = 1 atm
) Data – data yang diperlukan dalam perhitungan tinggi hisap pompa adalah sebagai berikut:
Tekanan uap jenuh ( Pv ) = 1710 N/m Kecepatan spesifik pompa (n
2 s)
Faktor kavitasi (σ) =
= 1251,916
34
560
sn
m923,2560
916,1251 34
=
=
lss hHPvPaz −−−= σγγ
matm
mN
sm
mkg
atmPa 2.101
/10
81.9999
1 25
23
=××
=γ
m
sm
mkg
mN
Pv 174,081.9999
1710
23
2=
×=
γ
Maka besarnya tinggi hisap maksimum pompa adalah:
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
58
( ) mzs 0976,30267,4923,2174,02,10 −=−×−−= 4.1.6. Perancangan Impeller 4.1.6.1. Diameter Impeller ( di
mnQdi 773,0
72025,55,5 33 =×=×=
) Diameter impeller dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut:
Jadi besarnya diameter impeller yang digunakan sebesar 0,773 m. 4.1.6.2. Diameter Hub Impeller ( dh
( )22
43600 hiav ddCQ −×××=
πη
) Diameter hub impeller dapat dihitung menggunakan persamaan berikut :
dalam m3
Efisiensi volumetric (
/ jam
Dimana :
vη ) = 0.9 Kapasitas pompa ( Q ) = 2 m3
Kecepatan aksial aliran melalui impeller ( C/s
a
( C )
a gHkc 2×= )
( ) 639,09158,12510055,0
0055,0
32
32
=×=
×=
kc
nkc s
85,57,481,92483,0 =×××=aC m/s Maka didapat nilai dh
πη ×××−=
avih C
Qdd3600
42
sebagai berikut :
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
59
( ) mjams
sm
dh 3368,014,385,59,03600
1360024
773,0
3
2 =×××
××−=
4.1.6.3 Jumlah Sudu Jumlah sudu ditentukan berdasarkan besarnya nilai kecepatan spesifik kinematik dari pompa. Nilai keceptan spesifik kinematik pompa diperoleh dengan persamaan sebagai berikut :
99,34227,4
272043
43
1
===H
QnnsQ
Maka berdasarkan Tabel 2.3 , dengan nilai kecepatan spesifik kinematik sebesar 342,99 jumlah sudu yang digunakan adalah 3 buah. 4.1.6.4 Perancangan Profil Sudu Impeller Data – data yang diperlukan dalam perancangan profil sudu impeller adalah : Head pompa ( H ) : 4,27 m Diameter sudu : 0,337m Kecepatan aksial pompa ( ca
Head teoritis pompa ( H ) : 4,225 m/s
thh
Hη ) = dengan
mengambil nilai hη sebesar 0.93 maka besarnya head teoritis pompa adalah :
mHth 58,493,027,4
==
Dalam perancangan ini sudu dipotong menjadi 5 bagian yang mana jarak antara tiap potongan adalah sama. Metode
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
60
perhitungan yang dilakukan untuk setiap potongan adalah sama. Maka dari itu untuk selanjutnya hanya akan dibahas perhitungan pada salah satu potongan yaitu potongan 5.
1. Diameter Potongan
Karena sudu dibagi menjadi 5 potongan maka jarak antara tiap potongan diameter tiap potongan dapat dicari dengan persamaan sebagai berikut:
( ) ( )( )1
1−−
−+=xndddd hubihubn
Dimana : n : potongan ke n x : jumlah potongan Jadi diameter potongan sudu kelima adalah
( ) ( )( ) md 773,0
1515337,0773,0337,05 =
−−
−+=
2. Kecepatan Keliling Kecepatan keliling dari setiap potongan sudu dapat ditentukan dengan persamaan sebagai berikut:
smrpmmndu 13,29
60720773,0
605
5 =××
=××
=ππ
3. Koefisien Lift ( CL
Nilai dari koefisien lift dapat dicari dari persamaan berikut :
)
( )λβλ+
=aveave
athL uw
cHgtlC
sin..cos...2
2
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
61
Gambar 4.2. Sudu Impeller
Gambar 4.3. Segitiga Kecepatan Masuk dan Keluar Sudu
Dimana :
2
222
2
−+= u
aavec
ucw
2
tan
2
aave
u
ccu
β
= −
U
C1
C2 W1
CU2
W2
CU2/2
Wave
βave β2 β1 α2
α1
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
62
Karena guide vanes diletakkan setelah impeller maka α1 = 90° dan cu1 = 0 sedangkan besarnya cu2
smsm
msmuHgc th
u 54,113,29
587,481.9 2
2 =×
=×
=
ditentukan dengan persamaan sebagai berikut :
Maka :
2
2222 44,838
254,113,29845,5
smwave =
−+=
206,0
254,113,29
845,5tan =
−=aveβ , βave = 11,65 ̊
Dengan asumsi nilai λ = 1° dan nilai dari l/t = 0,7 maka didapatkan nilai CL
( ) 098,0164,11sin13,2944,8381cos845,558,481,92=
+××××××
=tlCL
sebagai berikut:
14,07.,0098,0 =÷=÷
=
tl
tlCC LL
4. Tebal Maksimum Sudu ( YMAXProfil sudu yang digunakan pada potongan
kelima adalah gottingen 490, tebal sudu semakin tipis dari hub ke tip. Maka tebal sudu pada potongan kelima adalah yang paling kecil. Untuk tebal maksimum sudu (Y
)
MAX) pada potongan kelima adalah sebesar 0,0326 m.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
63
4.1.6.5 Perhitungan Profil Sudu Terkoreksi Nilai – nilai yang didapatkan dalam perhitungan
sebelumnya perlu dikoreksi,maka perlu dilakukan perhitungan profil sudu terkoreksi. Profil yang dipakai pada potongan kelima adalah gottingen 490. Untuk mendapatkan nilai – nilai yang terkoreksi dilakukan perhitungan sebagai berikut :
1. Jarak Antar Sudu / Pitch ( t )
Zd
t ii
π=
mmt 809,03773,0
5 =×
=π
2. Panjang Chord ( l )
Panjang chord tiap potongan dihitung kemudian diregresi untuk mendapatkan nilai yang linier.
mmtltl 566,07,0809,055 =×=×=
Grafikerikut hasil perhitungan dan regresi dari 5 potongan sudu:
Gambar 4.4. Grafik Hasil Regresi Linier Panjang Chord
y = 0,571x + 0,136
0
0,2
0,4
0,6
0,8
0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85
Panj
ang
chor
d
Diameter potongan
Grafik Panjang Chord Fungsi Diameter Potongan
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
64
Dari persamaan linier grafik tersebut didapatkan bahwa nilai panjang chord untuk potongan ke -5 (l5
3. Koefisien Lift ( C
) adalah 0.577 m.
L
138,0809,0577,0098,0 =
÷=÷
=
mm
tl
tlCC LL
)
Jadi besarnya koefisien lift untuk potongan sudu ke -5 adalah 0.138. Nilai ini selanjutnya dapat digunakan untuk menentukan besarnya koefisien drag (CD
4. Tebal Maksimum Sudu ( Y
) melalui grafik.
MAXTebal maksimum yang didapatkan dari perhitungan sebelumnya kemudian diregresi linier sehingga didapatkan tebal maksimum sudu ( Y
)
MAX
Gambar 4.5. Grafik Hasil Regresi Linier Tebal Maksimum Sudu
) terkoreksi.
y = -0,032x + 0,057y = -0,032x + 0,057
0,0250,03
0,0350,04
0,0450,05
0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8
Teba
l Mak
simum
Sud
u
Diameter Potongan
Grafik Ymax Fungsi Diameter Potongan
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
65
5. Sudut Serang ( α ) Untuk profil sudu gottingen 490 digunakan persamaan sebagai berikut :
α.092,04,4 +=l
YC MAXL
092,0
4,4l
YC MAX
L −=α
°−=−
= 17,1092,0
577,0032,04,4138,0
α
6. Koefisien Drag ( CD
Nilai dari koefisien drag ( C )
D ) diperoleh dari grafik, dengan nilai CL= 0,138 didapatkan nilai CD
7. Sudut Gliding ( λ )
sebesar 0,0115
Sudut gliding didapatkan dari perbandingan antara koefisien drag dengan koefisien lift (CD /CL
083,0138,00115,0tan ===
L
D
CCλ
).
°= 768,4λ Berikut ini adalah tabel 4.2. hasil perhitungan setiap potongan sudu impeller yang telah dilakukan.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
66
Table 4.2. Perhitungan Profil Sudu Impeller
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
67
Table 4.3. Perhitungan Profil Sudu Terkoreksi
Dari dimensi-dimensi utama yang telah dihitung diatas, maka dilakukan penggambaran sudu impeller dengan menggunakan software autocad.
Gambar 4.6. Penampang hub impeller
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
68
Gambar 4.7. Penampang tip impeller
Gambar 4.8. Sudu Impeller Pompa
4.1.6.6. Sudut Relatif Masuk dan Keluar Sudu Karena guide vanes diletakkan setelah impeller maka besarnya α adalah 90̊ dan nilai dari cu1
Gambar 4.9. Segitiga Kecepatan Masuk Sudu
adalah 0. Gambar 4.9. menjelaskan arah dari segitiga kecepatan masuk sudu.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
69
Besarnya nilai sudut relatif masuk sudu dapat dicari dengan persamaan sebagai berikut:
11tan
uca=β
Dimana : ca
smrpmmnd
u i 134,2960
720773,060
=××
=××
=ππ
= 5,845 m/s
Maka :
°=
==
646,11
206,0134,2985,5tan
1
1
β
β
Arah dari segitiga keluar sudu dijelaskan pada gambar 4.10. Sedangkan untuk mencari nilai dari sudut relatif keluar sudu didapatkan dengan persamaan sebagai berikut:
Gambar 4.10. Segitiga Kecepatan Keluar Sudu
22
22tan
u
a
cuc−
=β
Dimana : ca2 = ca1
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
70
sm
smmsm
uHgC th
u 545,1/134,29588,4/81,9 2
22 =
×=
×=
Maka:
( )°=
=−
=
96,11
2118,0544,1132,29
845,5tan
2
2
β
βsm
sm
Selanjutnya dilakukan perhitungan sudut relatif masuk dan sudut relatif keluar sudu untuk setiap potongan. Hasilnya dapat dilihat pada tabel 4.4. berikut ini. Tabel 4.4. Perhitungan Sudut Relatif Masuk dan Keluar Sudu
Berdasarkan nilai – nilai yang diperoleh dari perhitungan sebelumnya maka dapat digambar segitiga kecepatan masuk dan keluar pada sudu.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
71
Gambar 4.11. Segitiga Kecepatan Masuk Setiap Potongan Sudu
Gambar 4.12. Segitiga Kecepatan Keluar Setiap Potongan Sudu
Hasil dari perhitungan sudut relative masuk dan keluar
sudu akan dijadikan dasar perhitungan untuk sudu pengarah ( guide vanes ). Pada perhitungannya sudu pengarah juga dipotong menjadi 5 potongan seperti halnya pada perhitungan sudu impeller. Berikut ini tabel 4.5. hasil perhitungan sudu pengarah ( guide vanes ).
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
72
Tabel 4.5. Perhitungan Sudu Pengarah
Hasil perhitungan dimensi sudu pengarah digambarkan dengan menggunakan software autocad di bawah ini.
Gambar 4.13. Sudu pengarah
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
73
4.1.6.7 Perhitungan Kekuatan Sudu Dalam perhitungan kekuatan sudu , sudu dipotong menjadi 5 potongan seperti halnya dalam perancangan sudu impeller pompa. Pada masing – masing potongan akan dilakukan proses perhitungan yang sama. Oleh karena itulah hanya akan dijelaskan proses perhitungan pada salah satu potongan saja, yaitu potongan sudu ke – 5. Data sudu potongan ke – 5 : Jenis profil Gottingen 490 aveβ = 11,65˚
2avew = 838,44 m2/s
C
2 L
C= 0,138
D α = -1,17˚
= 0. 0115
Bentuk , arah dan gaya yang bekerja pada profil Sudu potongan 5 dijelaskan pada gambar 4.14.
Gambar 4.14. Profil Sudu Potongan 5 dan Gaya Yang Bekerja
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
74
Besarnya sudut θ didapatkan dari hasil penggambaran dimensi profil sudu potongan 1 sampai 5. Nilai dari sudut θ diambil dari gambar 4.15.
Gambar 4.15. Sudut profil impeller
1. Menghitung Gaya yang Bekerja Pada Sudu Pada penampang sudu terdapat dua gaya yang berpengaruh , yaitu gaya drag dan gaya lift. Untuk menghitung gaya tersebut terlebih dahulu dihitung luas penampang sudu dengan menggunakan persamaan berikut :
( )224 45
360RRA −××= πθ
( ) 2224 0109,0332,0386,0
36032 mA =−××= π
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
75
Setelah didapat nilai dari luas penampang sudu maka dicari nilai dari gaya lift dan gaya drag melalui persamaan berikut: Gaya Lift ( FL
LaveairL CAwF ××××= 2
21 ρ
)
N
msm
mkgFL
56,631
138,00109,044,83899921 2
2
2
3
=
××××=
Gaya Drag ( FD
DaveairD CAwF ××××= 2
21 ρ
)
N
msm
mkgFD
68,52
0115,00109,044,83899921 2
2
2
3
=
××××=
Kemudian gaya – gaya tersebut diplotkan pada sumbu x – y sebagai berikut.
Gambar 4.16 Gaya – Gaya pada Arah Sumbu X dan Y
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
76
Kemudian dari hasil perhitungan sebelumnya didapatkan gaya – gaya pada arah sumbu x dan y.
Arah sumbu x
aveLLx FF βsin×=
NNFLx 49,12765,11sin19,631 =×=
aveDDx FF βcos×=
NNFDx 599,5165,11cos68,52 =×= Sehingga besarnya gaya yang bekerja pada arah sumbu x adalah:
DxLxx FFF +=
NNNFx 09,179599,5149,127 =+= Arah sumbu y
aveLLy FF βcos×=
NNFLy 56,61865,11cos56,631 =×=
aveDDy FF βsin×=
NNFDy 63,1063,10sin68,52 =×=
Sehingga besarnya gaya yang bekerja pada arah sumbu y adalah :
DyyLy FFF −=
NNNFy 92,60763,10559,618 =−=
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
77
Setelah didapatkan besarnya gaya – gaya yang bekerja pada sudu, maka dapat dicari besarnya momen bending yang terjadi pada sudu dengan persamaan berikut :
5RFM xBx ×=
NmmNM Bx 23,69386,009,179 =×=
5RFM yBy ×=
NmmNM By 007,235386,092,607 =×= Dengan cara yang sama dilakukan perhitungan terhadap setiap potongan sudu, maka akan diperoleh hasilya pada tabel 4.6 berikut.
Tabel 4.6. Perhitungan Gaya – Gaya Yang Bekerja Pada Sudu
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
78
2. Menghitung Berat Sudu Menghitung berat sudu maka terlebih dahulu harus didapatkan besarnya volume sudu. Dan volume sudu dapat diketahui berdasarkan gambar sudu yang telah digambar dengan AUTOCAD ,yaitu sebesar 5346332,22 mm3
sudusudusudu Vm ρ×=
. Maka massa sudu dapat dicari dengan persamaan berikut:
Bahan sudu yang dipilih adalah 304 stainless dengan massa jenis, ρ = 7900 kg/m3
kgmkgmmsudu 24,42790010346332,5 333 =××= −
. Maka:
Besarnya volume sudu dari hasil penggambaran autocad diketahui dengan menggunakan autocad text window pada gambar 4.17.
Gambar 4.17 AutoCad Text Window Untuk Volume Sudu
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
79
Berat sudu :
NsmkggmW sudusudu 33,4148.923,42 2 =×=×=
Jumlah sudu pada impeller adalah 3 buah , jadi berat total sudu impeller adalah.
NNWW sudutotal 88,1749933,41433 =×=×=
3. Menghitung Luasan dan Momen Inersia Penampang Sudu
Untuk menghitung luasan dan momen inersia dari penampang sudu digunakan pendekatan dengan persamaan yang didapat dari plot grafik profil airfoil gottingen 490. Gambar 4.18. adalah hasil dari plot grafik profil penampang sudu airfoil gottingen 490.
Gambar 4.18. Plot Grafik Profil Penampang Sudu
Persamaan : 05,23381,0001,0 2 ++−= xxYupper
179,3002,010.4 25 ++−= − xxYlower
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
80
Dari persamaan tersebut dapat dicari luasan profil dan momen inersia dengan perumusan sebagai berikut : Luas profil : ∫∫= dydzAprofil
∫ ∫ −++−
++−
×==−
33,328
0
2205,23381,0001,0
179,3002,010.4
1056,12
25
mdydxAxx
xxprofil
Momen inersia : IyIxIp += Dimana :
∫ ∫ −++−
++−
×==−
33,328
0
4705,23381,0001.0
179,3002,010.4
2 1003,12
25
mdydxyIxx
xxx
∫ ∫ −++−
++−
×==−
33,328
0
4405,23381,0001.0
179,3002,010.4
2 1001,62
25
mdydxxIxx
xxy
Jadi besarnya ( ) 44447 10015,61001,61003,1 mmIp −−− ×=×+×=
a) Analisa Tegangan Pada Sudu
1) Tegangan Tarik oleh Gaya Sentrifugal. Besarnya gaya sentrifugal dihitung dengan persamaan berikut :
22 m
suduD
mFs ××= ω
Dimana : Dm = Diameter efektif rata rata sudu (m) m = Massa sudu ω = Kecepatan sudut ( rad/s )
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
81
= 60
..2 nπ
( )[ ]2
1 22 ihim
dddD
+=
( )[ ] mDm 596,02
773,0337,01773,02
2 =+
=
Jadi
NmrpmkgFs 76,715182
596,060
72014.3223,422
=×
××
×=
Maka besarnya tegangan tarik yang timbul adalah sebesar :
profiltx A
Fs=σ
2622 /1058,4
1056,176,71518 mN
mN
tx ×=×
= −σ
2) Tegangan Tarik Oleh Momen Bending
Tegangan tarik oleh momen bending diakibatkan oleh beberapa faktor ,yaitu : Momen Bending oleh Berat Sudu
x
btx I
CM ×=σ
Dimana : C = Titik pusat Gravitasi
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
82
NmmN
RWM msudub
54,123298,0335,414 =×=×=
Jadi : 26
7 10.16,71003,1
006.053,123 mNNmtx =
××
= −σ
Momen Bending Oleh Resultan Gaya ke Arah Sumbu Y Momen bending ini terjadi akibat adanya gaya yang bekerja ke arah sumbu y. Dari Tabel 4.4 didapatkan nilai dari resultan momen bending ke arah sumbu y sebesar ΣMBY
x
ByFy I
CM ×= ∑σ
= 624,104 Nm. Maka besarnya tegangan tarik yang terjadi akibat momen bending ini adalah sebesar.
27467 1062,3
1010.03,1009.0104,624 mN
mmNm
Fy ×=××
= −−σ
Momen Bending Oleh Resultan Gaya ke Arah Sumbu X
Momen bending ini terjadi akibat adanya gaya yang bekerja ke arah sumbu y. Dari tabel 4.4 didapatkan nilai dari resultan momen bending ke arah sumbu y sebesar ΣMBx
y
BxFx I
CM ×= ∑σ
= 210,49 Nm. Maka besarnya tegangan tarik yang terjadi akibat momen bending ini adalah sebesar.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
83
2347 10099,2
1003,1006,049,210 mN
mmNm
Fx ×=×
×= −σ
3) Tegangan Geser Oleh Resultan Gaya ke Sumbu Y Tegangan geser ke arah sumbu y yang terjadi pada sudu diakibatkan oleh gaya ke arah sumbu y dan gaya oleh berat sudu. Besarnya tegangan geser yang terjadi adalah sebesar:
profil
suduysy A
WF += ∑τ
Dimana : Σ Fy = 2090,88 N Wsudu
2722 1098,1
1056,134,41488,2090 mN
mNN
sy ×=×+
= −τ
= 414,34 N Jadi :
4) Tegangan Geser Oleh Resultan Gaya ke Arah Sumbu X Tegangan geser ke arah sumbu x pada sudu hanya diakibatkan oleh gaya ke arah sumbu x. Maka besarnya tegangan geser yang terjadi adalah:
profil
xsx A
F∑=τ
Dimana : Σ Fx
2522 1034,1
1056,167,749 mN
mN
sx ×=×
= −τ
= 749,67 N Jadi :
5) Tegangan Total Yang Bekerja Pada Sudu Tegangan tarik total = σsentrifugal + σberat sudu + σFy + σFx
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
84
= ( 4,58 x 106 )+( 7,16 x 106)+( 3,62 x 107)+ (2,099 x 103) = 4,79 x 107 N/m2
Tegangan geser maksimum = 2 x 107 N/m
NSy
syxyx ≤+
−+
+= 2
2
22τ
σσσσσ
2 Dengan menggunakan teori kegagalan MSST didapat besarnya tegangan total maksimun yang bekerja pada sudu adalah :
22
maxmax
22 sτσσ
σ +
+=
22722727
)/102(2
N/m 1079,42
N/m 1079,4 mN×+
×+
×=σ
271052,5
mN
×=σ
Bahan dari sudu adalah 304 Stainless steel.
Dari tabel bahan didapatkan : Sy = 241Mpa = 2,41 x 108 N/m
ijinσ
2
Tegangan ijin ( ) = 2
/102412
28 mNSy ×=
= 1,205 x 108 N/m2
Karena tegangan total yang bekerja lebih kecil dari tegangan ijin dari bahan maka kondisi ini dinyatakan aman.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
85
4.2. Perancangan Bagian Pompa Yang Lain 4.2.1. Perancangan Poros Pompa Data yang diperlukan dalam perancangan poros pompa adalah sebagai berikut:
1) Berat Impeller = berat sudu + berat hub impeller = 1243,006 N + 500 N = 1743,006 N
2) Resultan gaya ke arah sumbu y ( Σ Fy ( Σ F
) y ) = 3 x ( Σ Fy sudu
3) Torsi ( T ) =
) = 3 x 2090,88 N = 6272,65 N
nBHP×63000
Nmin
mlbf
Ninlbf
rpmHpT
995,149210254.045.465,12911
72056,14763000
=××=
×=
Gambar 4.19. Poros Pompa
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
86
Untuk menentukan diameter poros yang aman dapat dicari menggunakan persamaan berikut;
NS y
syxyx ≤+
−+
+= 2
2
22τ
σσσσσ
NSy
DT
DF
DM
DF
DM
≤
××
+
××
−××
+
××
+×× 2
3
2
2323
1643221432
21
πππππ
NSy
dT
dFW
dM
dFW
dM
shsh
yimpeller
shsh
yimpeller
sh
≤
××
+
×
∑+×−
××
+
×
Σ+×+
××
2
3
2
2323
16)(216)(216πππππ
21075,2)995,14921(16)65,6272006,1743(2)65,6272006,1743(2 82
3
2
22
×≤
××
+
×+×
+
×+×
shshsh ddd πππ
Karena poros berada pada posisi vertikal maka besarnya momen bending poros adalah nol. Material yang dipilih untuk poros adalah stainless steel AISI 410 dengan nilai yield strength bahan ( SYP
mdsh 082,0≥
) sebesar 275 MPa. Sehingga besarnya diameter poros yang aman adalah :
Jadi didapatkan diameter poros minimal sebesar 0,082m. sehingga diameter poros yang digunakan adalah 85 mm. 4.2.2. Perancangan Bantalan Data yang diperlukan dalam perancangan bantalan adalah sebagai berikut :
1) Gaya aksial ( Wimpeller + ∑ Fy 2) Putaran = 720 rpm
) = 8015,65 N
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
87
3) Gaya radial ( ∑ FxBantalan akan digunakan pada tumpuan A dan B. Pada perancangan bantalan ini akan digunakan 2 jenis bantalan yaitu single row angular contact ball bearing dan deep groove ball bearing.
) = 2249,012 N
1. Perancangan Deep Groove Ball Bearing Dari table SKF didapat dimensi bearing untuk diameter
poros 85 mm dengan ukuran dimensi yang dijelaskan pada gambar 4.20.
Gambar 4.20. Deep Groove Ball Bearing
Keterangan : d = 95 mm da = 107 mm D = 170 mm B = 32 mm C = 114000 N Co m = 2,6 kg
= 81500 N
Pada deep groove ball bearing hanya bekerja gaya radial, sedangkan gaya aksial yang terjadi adalah nol.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
88
Maka besarnya eFF
r
a ≥ , sehingga besarnya equivalent load
dapat ditentukan dengan persamaan berikut : NFP r 2249,012==
Kemudian dihitung umur bearing dengan persamaan berikut :
nPCL
b
60106
10 ×
= , dimana b= 3 untuk ball bearing.
jamNNL 6
63
10 1001,372060
1002,2249
114000×=
××
=
2. Perancangan single row angular contact ball bearing
Single row angular contact ball bearing yang digunakan adalah jenis face-to-face. Dari tabel SKF diperoleh dimensi bearing untuk diameter poros sebesar 90 mm dengan ukuran dimensi yang dijelaskan pada gambar 4.21.
Gambar 4.21. Single row angular contact ball bearing
Keterangan :
a. d = 120 mm b. D = 260 mm c. B = 55 mm
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
89
d. C = 238 kN e. Co m = 13,8 kg
= 250 kN
Untuk single row angular contact ball bearing in face-to-face,besarnya equivalent load dapat dihitung dengan persamaan berikut :
ar FFP 05,0+= untuk 14,1≤r
aF
F
ar FFP 93,057,0 += untuk 14,1>r
aF
F
56,301,224965,8015
==NN
FF
r
a , karena nilai eFF
r
a ≥ , maka besarnya
equivalent load adalah NNP 49,8736)65,801593,0()01,224957,0( =×+×= Basic dynamic load rating untuk single row angular angular contact ball bearing in face-to-face adalah :
bearinggleCC sin62,1 ×= kNC 56,38523862,1 =×=
Kemudian dihitung umur bearing dengan persamaan berikut :
nP
CLb
60106
10 ×
= , dimana b = 3 untuk ball bearing.
jamNNL 6
63
10 1099,172060
1049,8736
385560×=
××
=
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
90
4.2.3. Perancangan Pasak Jenis pasak yag akan digunakan dalam perancangan ini adalah square key. Data yang diperlukan dalam perancangannya adalah: Diameter poros ( d sh Torsi ( T ) = 14921,995 Nm
) = 85 mm
Bahan pasak = 410 Stainless Sy = 241 MPa = 2,41 x 108
Analisa Tegangan Kompresi
N
Dengan diameter poros sebesar 85 mm maka dapat ditentukan dimensi pasak berdasarkan tabel pemilihan pasak (lampiran). W = 0,875 in = 22,23 mm H = 0,875 in = 22,23 mm Kemudian dicari besarnya panjang pasak minimum yang aman digunaka dalam perancangan pompa dengan analisa tegangan kompresi dan tegangan geser.
Melalui analisa tegangan kompresi dapat diketahui panjang pasak minimun dangan persamaan berikut:
ypsh SWd
NTL..
.4≥
Nmm
NmL 810.41,2022.0085.0299,149214
××××
≥
mL 2622,0≥ mmL 2,262≥ Jadi panjang minimum pasak agar aman terhadap tegangan kompresi adalah 262,2 mm.
Analisa Tegangan Geser
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
91
Panjang pasak minimum agar aman terhadap tegangan geser dapat diketahui dengan persaman berikut:
ypsh SWd
NTL...58.0
.2≥
Nmm
NmL 810.41,2022.0085.058.0299,149212
×××××
≥
mL 226,0≥
mmL 226≥
Jadi panjang pasak minimum agar aman terhadap tegangan geser adalah 262,2 mm.
Dari analisa yang telah dilakukan baik analisa dengan tegangan geser maupun tegangan kompresi maka panjang pasak yang digunakan adalah sebesar 262,2 mm.
Tugas Akhir Konversi Energi Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS
92
4.2. Analisa Hasil Perancangan
Perancangan Pompa axial submersible pada tugas akhir ini mengacu pada pompa grunfos axial submersible yang memiliki kapasitas yang sama yaitu sebesar 2 m3
1. Head pada pompa grunfos sebesar 6 m sedangkan head pada Perancangan ditentukan berdasarkan Head effektif instalasi yaitu sebesar 4,26 m.
/s. Namun dari hasil perancangan yang dilakukan dihasilkan beberapa berbedaan dimensi. Perbedaan ini antara lain disebabkan oleh :
2. Terjadinya perbedaan diameter impeller antara hasil perancangan dengan dimensi grundfos diakibatkan oleh Perbedaan sudut βave dan jenis air foil yang digunakan.Pada perancangan yang dilakukan sudut βave mempunyai nilai yang semakin mengecil dari hub ke tip impeller sehingga nilai CL dan CD juga akan semakin kecil dari hub ke tip impeller. Sedangkan pada grundfos nilai sudut βave Sama untuk seluruh diameter sudu Sehingga dengan panjang diameter dan βave
3. Perbedaan yang terjadi pada dimensi poros, pasak, dan bearing diakibatkan oleh perbedaan luas penampang sudu , sudut serang, bentuk profil air foil, berat sudu. Sehingga gaya lift dan drag yang bekerja pada sudu akan mengalami perbedaan.
maksimum yang sama pompa grundfos akan menghasilkan CL yang lebih besar.
Gaya-gaya yang arahnya aksial menyebabkan Tegangan tarik Sedangkan gaya radial menimbulkan Torsi. Gaya –gaya tersebut diatas menjadi dasar perhitungan diameter poros , bantalan maupun pasak.