disertasi - researchgate.net · kabin mobil disertasi mesin memperoleh gelar doktor teknik muji...
TRANSCRIPT
See discussions, stats, and author profiles for this publication at: https://www.researchgate.net/publication/322251663
KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (DIRECT REFRIGERATION) DARI
PROSES EVAPORASI BAHAN BAKAR LIQUEFIED PETROLEUM GAS (LPG)
UNTUK PENDINGINAN KABIN MOBIL
Thesis · May 2017
DOI: 10.13140/RG.2.2.23201.92007
CITATIONS
0
1 author:
Some of the authors of this publication are also working on these related projects:
Development of hybrid A/C system on LPG-fueled vehicles View project
Compositions and characteristics investigation of propane-butane mix in the fuel line during the discharging process View project
Muji Setiyo
Universitas Muhammadiyah Magelang
51 PUBLICATIONS 52 CITATIONS
SEE PROFILE
All content following this page was uploaded by Muji Setiyo on 05 January 2018.
The user has requested enhancement of the downloaded file.
KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (
REFRIGERATION
LIQUEFIED PETROLEUM
PROGRAM DOKTOR TEKNIK
MINAT KONVERSI ENERGI
Ditujukan untuk memenuhi persyaratan
UNIVERSITAS BRAWIJAYA
KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (
REFRIGERATION) DARI PROSES EVAPORASI BAHAN BAKAR
PETROLEUM GAS (LPG) UNTUK PENDINGINAN
KABIN MOBIL
DISERTASI
PROGRAM DOKTOR TEKNIK MESIN
MINAT KONVERSI ENERGI
Ditujukan untuk memenuhi persyaratan memperoleh gelar doktor teknik
MUJI SETIYO
NIM. 147060200111022
UNIVERSITAS BRAWIJAYA
FAKULTAS TEKNIK M A L A N G
2017
KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (DIRECT
BAHAN BAKAR
) UNTUK PENDINGINAN
i
HALAMAN PENGESAHAN
DISERTASI
KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (DIRECT
REFRIGERATION) DARI PROSES EVAPORASI BAHAN BAKAR
LIQUEFIED PETROLEUM GAS (LPG) UNTUK PENDINGINAN
KABIN MOBIL
MUJI SETIYO
NIM. 147060200111022
telah dipertahankan didepan komisi penguji pada tanggal 29 Januari 2016
dinyatakan telah memenuhyarat
Komisi Pembimbing,
Pembimbing Utama
Pembimbing Pendamping 1
Prof. Ir. Sudjito Soeparman, Ph.D Dr. Slamet Wahyudi, ST., MT.
Pembimbing Pendamping 2
Dr. Eng. Nurkholis Hamidi, ST., M.Eng.
Malang, Mei 2017 Universitas Brawijaya
Fakultas Teknik, Jurusan Teknik Mesin Ketua Program Doktor Teknik Mesin
Prof. Ir. I.N.G. Wardana, M.Eng., Ph.D. NIP. 19590703 198303 1 002
ii
iii
IDENTITAS TIM PENGUJI DISERTASI
JUDUL DISERTASI
: KARAKTERISTIK PENDINGINAN LANGSUNG (DIRECT REFRIGERATION) DARI PROSES EVAPORASI BAHAN BAKAR LIQUEFIED PETROLEUM GAS (LPG) UNTUK PENDINGINAN KABIN MOBIL
Nama Mahasiswa : Muji Setiyo
NIM : 147060200111022
Program Studi : Program Doktor Teknik Mesin (PDTM)
Minat : Konversi Energi
:
KOMISI PEMBIMBING :
Pembimbing Utama : Prof. Ir. Sudjito Soeparman, Ph.D
Pembimbing Pendamping 1 : Dr. Slamet Wahyudi, ST., MT.
Pembimbing Pendamping 2 : Dr. Eng. Nurkholis Hamidi, ST., M.Eng.
TIM DOSEN PENGUJI :
Dosen Penguji 1 : Dr. Eng. Mega Nur Sasongko, ST., MT.
Dosen Penguji 2 : Agung Sugeng Widodo, ST., MT., Ph.D
Dosen Penguji 3 : Prof. Ir. Djoko Wahyu Karmiadji, MSME, Ph.D
:
Tanggal Ujian :
SK Penguji :
iv
v
PERNYATAAN ORISINALITAS
Saya menyatakan dengan sebenar-benarnya bahwa sepanjang pengetahuan saya dan
berdasarka hasil penelusuran berbagai karya ilmiah, gagasan dan masalah ilmiah yang
diteliti dan diulas di dalam naskah disertasi ini adalah asli dari pemikiran saya. Tidak
terdapat karya ilmiah yang pernah diajukan oleh orang lain untuk memperoleh gelar
akademik di suatu Perguruan Tinggi, dan tidak terdapat karya atau pendapat yang pernah
ditulis atau diterbitkan oleh orang lain, kecuali yang secara tertulis dikutip dalam naskah ini
dan disebutkan dalam sumber kutipan dan daftar pustaka.
Apabila ternyata di dalam naskah disertasi ini dapat dibuktikan terdapat unsur-unsur
jiplakan, saya bersedia Disertasi ini dibatalkan serta diproses sesuai dengan peraturan
perundang-undangan yang berlaku (UU No. 20 Tahun 2003, pasal 25 ayat 2 dan pasal 70).
Malang, 23 April 2017
Mahasiswa,
Materai
Muji Setiyo
NIM. 147060200111022
vi
vii
UCAPAN TERIMAKASIH
Ucapan terimakasih disampaikan kepada:
1. Kemenristekdikti yang telah membiayai studi S3 ini melalui BPP-DN dan membiayai
satu tahapan riset melalui skema Penelitian Disertasi Doktor (PDD);
2. Rektor Universitas Muhammadiyah Magelang yang menugaskan studi dan
memberikan dukungan pembiayaan;
3. Para editor dan para reviewer jurnal yang telah membantu dalam penerbitan artikel;
4. Prof. Ir. Djoko Wahyu Karmiadji, MSME, Ph.D, Prof. Dr. Ir. Prawoto, MSAe, dan Dr.
Darwin Rio Budi Syaka, ST., MT yang memberikan rekomendasi studi S3;
5. Laboran dan asisten Laboratorium Otomotif Universitas Muhammadiyah Magelang
(M. Khoirul Ma’arif) yang telah membantu membuat peralatan dan pengambilan data;
6. Laboran dan operator GC-MS Laboratorium Terpadu Universitas Diponegoro;
7. Keluarga dan rekan dosen Program Studi Mesin Otomotif Universitas Muhammadiyah
Magelang yang telah memberikan dukungan selama studi; dan
8. Para pihak yang juga telah membantu penyelesaian studi ini.
Malang, Mei 2017
Penulis
viii
ix
RIWAYAT HIDUP
Muji Setiyo, Temanggung, 27 Maret 1983, anak dari ayah Mardiyono dan Ibu Sri Widayati.
Pendidikan SD sampai SMP di Kota Temanggung dan SMK di Kota Magelang lulus tahun
2001. Lulus program D3 Otomotif Fakultas Teknik Universitas Muhammadiyah
Magelang tahun 2006, melanjutkan S1 Teknik Mesin Universitas Muhammadiyah
Yogyakarta lulus tahun 2009. Tahun 2010 menempuh S2 Teknik Mesin di Universitas
Pancasila Jakarta lulus tahun 2012. Kemudian, pada tahun 2014 masuk di Program Doktor
Teknik Mesin Universitas Brawijaya. Pengalaman kerja sebagai dosen di Program Studi
Mesin Otomotif Universitas Muhammadiyah Magelang dari tahun 2010 sampai sekarang.
Malang, Mei 2017
Penulis
x
xi
RINGKASAN
Muji Setiyo, Program Doktor Teknik Mesin, Fakultas Teknik Universitas Brawijaya, Mei 2017, Karakteristik Pendinginan Langsung (Direct refrigeration) Dari Proses Evaporasi Bahan Bakar Liquefied Petroleum Gas (LPG) Untuk Pendinginan Kabin Mobil, Dosen Pembimbing : Sudjito Soeparman, Slamet Wahyudi, Nurkholis Hamidi.
Sistem Air Conditioning (AC) telah menjadi aksesoris utama pada pada kendaraan untuk meningkatkan kenyamanan berkendaraan. Namun demikian, selama sistem AC bekerja dengan sistem kompresi uap, akan mengambil tenaga dari mesin untuk menggerakkan kompresor. Hal ini meningkatkan konsumsi bahan bakar hingga 21-53%. Sementara itu, kendaraan berbahan bakar LPG menyediakan potensi pendingin langsung (direct refrigeration) dari perubahan fase LPG pada perangkat vaporizer Potensi ini belum dimanfaatkan dan hilang melalui engine coolant. Oleh karena itu, penelitian ini fokus pada karakteristik direct refrigeration (potensial dan aktual) yang dihasilkan dari penguapan LPG tersebut untuk pendinginan kabin mobil.
Penelitian ini terdiri dari empat tahapan utama. Pertama, pengujian komposisi LPG dengan Gas Chromatography-Mass Spectromety (GC-MS). Kedua, simulasi energy delivery dan potensi efek pendinginan pada evaporator dengan data yang diperoleh dari GC-MS. Ketiga, validasi efek pendinginan aktual pada berbagai variasi laju aliran massa LPG dan tekanan evaporasi. Terakhir, perhitungan COP direct refrigeration (COPDR).
Hasil penelitian ini menunjukan bahwa: 1) LPG yang keluar dari tangki selama proses pengosongan tangki menunjukkan bahwa komposisi molekul propane dan butane 2-methyl tidak konstan selama proses pengosongan tangki. Namun demikian, perubahan komposisi LPG tidak berpengaruh signifikan terhadap efek pendinginan yang dihasilkan, selama LPG yang mengalir dalam fuel line (sebelum diekspansikan) berbentuk cairan; 2). Semakin tinggi tekanan penguapan LPG dalam evaporator dan semakin besar laju aliran massa LPG, semakin besar efek pendinginan yang dihasilkan. Namun demikian, efek pendinginan yang dihasilkan adalah tidak linier dengan kenaikan laju aliran massa LPG karena keterbatasan area transfer kalor pada evaporator. Hasil pengujian menunjukkan efek pendinginan maksimal yang dapat dibangkitkan adalah sebesar 1,2 kW. Dengan beban pendinginan sebuah mobil penumpang berkisar antara 3-6 kW, ini berarti bahwa efek pendinginan dari sistem bahan bakar LPG memberikan kontribusi pada sistem AC hingga 40% untuk kendaraan dengan beban pendinginan 3 kW dan 20% untuk kendaraan dengan beban pendinginan 6 kW; dan 3) Pada kasus Direct refrigeration, COPDR dihitung dengan membandingkan efek refrigerasi dengan kerja kompresi untuk menghasilkan LPG cair bertekanan. Hasil perhitungan COPDR menurun ketika laju aliran massa LPG ditingkatkan dan COPDR meningkat ketika tekanan evaporasi dinaikkan. Nilai COPDR tertinggi adalah 6,27 yang diperoleh pada laju aliran massa LPG 1 g/s dan tekanan evaporasi 0,15 MPa. Sebagai kesimpulan, konsep direct refrigeration pada kendaraan dengan bahan bakar LPG sangat menjanjikan untuk dikembangkan sebagai sistem hibrida dengan sistem AC.
Kata kunci : Kendaraan berbahan bakar LPG, direct refrigeration, cooling effect.
xii
xiii
SUMMARY
Muji Setiyo, Doctoral Program of Mechanical Engineering, Faculty of Engineering, University of Brawijaya, Characteristics of Direct refrigeration from Evaporation Process Of Liquefied Petroleum Gas (LPG) for Cooling Car Cabin, Academic Supervisor: Sudjito Soeparman, Slamet Wahyudi, Nurkholis Hamidi.
Air Conditioning System (AC) has become the main accessories on the vehicle to improve driving comfort. However, as long as the AC system works by a vapor compression system, it will take power from the engine to drive the compressor and increases fuel consumption by 21-53%. Meanwhile, LPG-fueled vehicle provides potential direct refrigeration from LPG phase changes in the vaporizer devices. This potential has not been utilized and lost through engine coolant. Therefore, this study focuses on the characteristics of direct refrigeration (potential and actual) generated from the evaporation of the LPG for cooling the car cabin.
This study consists of four main stages. First, testing the composition of LPG by Gas Chromatography-Mass Spectromety (GC-MS). Second, Simulation of energy delivery and potential cooling effect with data obtained from GC-MS. Third, validate the actual cooling effect on various of LPG mass flow rate and evaporation pressure. Finally, calculation of COP direct refrigeration (COPDR).
The results of this study show that: 1) The composition of propane molecule and 2-methyl butane during tank emptying process is not constant. However, changes in LPG composition have no significant effect on the resulting cooling effect, as long as LPG flows into the fuel line (before expansion valve) as a liquid; 2) The higher the evaporator vapor pressure in the evaporator and the greater the mass flow rate of LPG, the greater the cooling effect produced. However, the resulting cooling effect is non-linear with LPG mass flow rate due to the limitation of the heat transfer area of the evaporator. The test results show the maximum cooling effect that can be generated is 1.2 kW. With the cooling load of passenger cars ranging from 3-6 kW, this means that the cooling effect of the LPG fuel system contributes up to 40% to AC systems for vehicles with 3 kW of cooling load and 20% for vehicles with 6 kW of cooling load; and 3) In the case of direct refrigeration, COPDR is calculated by comparing the effects of refrigeration by compression work to produce pressurized liquid LPG. COPDR decreases when LPG mass flow rate is increased and COPDR increases when evaporation pressure is increased. The highest COPDR was 6.27 obtained at LPG mass flow rate of 1 g/s and evaporation pressure of 0.15 MPa. In conclusion, the concept of direct refrigeration on LPG-fueled vehicles is very promising to be developed as a hybrid system with AC system.
Key words : LPG-fueled vehicles, direct refrigeration, cooling effect.
xiv
xv
PENGANTAR
Alhamdulillah, segala puji dan syukur kepada Allah SWT atas segala rahmat, taufik dan
hidayah hingga penulis dapat menyelesaikan disertasi ini. Disertasi ini disusun dalam
sebagai salah satu persyaratan untuk memperoleh gelar Doktor Teknik Mesin Universitas
Brawijaya, Malang. Judul yang diangkat dalam disertasi ini adalah Karakteristik
Pendinginan Langsung (Direct refrigeration) Dari Proses Evaporasi Bahan Bakar
Liquefied Petroleum Gas (LPG) Untuk Pendinginan Kabin Mobil, yang merupakan konsep
baru sistem refrigerasi setengah sikus pada kendaraan berbahan bakar LPG.
Penyusunan proposal disertasi ini telah dibantu dan diarahkan oleh pembimbing utama dan
para pembimbing pendamping. Oleh karena itu diucapkan terimakasih kepada :
1. Prof. Ir. Sudjito Soeparman, Ph.D., selaku pembimbing utama,
2. Dr. Slamet Wahyudi, ST., MT., selaku pembimbing pendamping 1, dan
3. Dr. Eng. Nurkholis Hamidi, ST., M.Eng., selaku pembimbing pendamping 2.
Penulis menyadari bahwa dalam penyusunan disertasi ini masih terdapat kekurangan. Oleh
karena itu, penulis mengaharapkan masukan, koreksi dan saran untuk melengkapi
kekurangan tersebut.
Semoga disertasi ini bermanfaat bagi pengembangan ilmu dan memberikan petunjuk untuk
melakukan penelitian-penelitian berikutnya.
Malang, Mei 2017,
Muji setiyo
xvi
xvii
DAFTAR ISI
HALAMAN PENGESAHAN ................................................................................................ i
IDENTITAS TIM PENGUJI DISERTASI .......................................................................... iii
PERNYATAAN ORISINALITAS ....................................................................................... v
UCAPAN TERIMAKASIH ................................................................................................ vii
RIWAYAT HIDUP .............................................................................................................. ix
RINGKASAN ....................................................................................................................... xi
SUMMARY ......................................................................................................................... xiii
PENGANTAR ..................................................................................................................... xv
DAFTAR ISI ..................................................................................................................... xvii
DAFTAR GAMBAR .......................................................................................................... xxi
DAFTAR TABEL ............................................................................................................. xxv
DAFTAR SIMBOL DAN SINGKATAN ....................................................................... xxvii
DAFTAR LAMPIRAN .................................................................................................... xxix
BAB 1. PENDAHULUAN ................................................................................................... 1
1.1. Latar Belakang ........................................................................................................... 1
1.2. Perumusan Masalah ................................................................................................... 3
1.3. Tujuan Penelitian ....................................................................................................... 4
1.4. Lingkup dan Batasan Masalah ................................................................................... 4
1.5. Manfaat dan Kontribusi Penelitian ............................................................................ 4
BAB 2. TINJAUAN PUSTAKA .......................................................................................... 5
2.1 Review Penelitian Sistem AC .................................................................................... 5
2.1.1 Metode untuk Mereduksi Konsumsi Bahan Bakar Berlebih dan Penurunan Daya Akibat Pembebanan Sistem AC .................................................................. 7
2.1.2 Metode Alternatif Untuk Menggantikan Sistem AC Kompesi Uap pada Mobil ..................................................................................................................... 8
2.1.3 Metode Alternatif Untuk Mereduksi Temperatur Kabin ...................................... 9
2.2 Status Perkembangan Kendaraan LPG .................................................................... 10
2.2.1 Vaporizer dan Fenomena Penyerapan Kalor ...................................................... 12
2.2.2 Bahan Bakar LPG Terkait dengan Efisiensi Volumetrik .................................... 16
2.3 Teori Refrigerasi dan Pendinginan Kabin ............................................................... 18
2.3.1 Konsep Refrigerasi Siklus Penuh ........................................................................ 18
2.3.2 Beban Pendinginan Pada Kabin .......................................................................... 20
2.4 Refrigerasi dengan LPG sebagai Refrigerant .......................................................... 21
2.5 Fenomena Campuran Propane dan Butane Dalam Tabung .................................... 22
2.6 Sistem Refrigerasi Langsung (Direct refrigeration) ............................................... 23
BAB 3. KERANGKA KONSEP PENELITIAN ................................................................ 27
xviii
3.1. Properti LPG Terhadap Fraksi Massa Aliran pada Fuel Line ................................. 27
3.2. Efek Pendinginan dari Evaporasi LPG .................................................................... 29
3.3. Performa Sistem Refrigerasi Setengah Siklus (Direct refrigeration) ...................... 30
3.3.1. Kerja Kompresi untuk Menghasilkan LPG Cair Bertekanan.............................. 31
3.3.2. Efek Refrigerasi .................................................................................................. 32
3.3.3. Coefficient of Performance ................................................................................. 32
3.4. Kerangka Konsep Penelitian .................................................................................... 32
3.5. Hipotesis .................................................................................................................. 34
BAB 4. METODE PENELITIAN ...................................................................................... 35
4.1 Tahapan Penelitian ................................................................................................... 35
4.2 Jenis Penelitian ........................................................................................................ 36
4.3 Variabel Penelitian ................................................................................................... 36
4.3.1. Komposisi LPG ................................................................................................... 37
4.3.2. Wobbe Indeks ...................................................................................................... 37
4.3.3. Enthalpy .............................................................................................................. 37
4.3.4. Laju aliran massa ................................................................................................ 37
4.3.5. Tekanan Evaporasi .............................................................................................. 38
4.3.6. Temperatur .......................................................................................................... 38
4.3.7. Kelembaban Udara .............................................................................................. 38
4.3.8. Efek pendinginan ................................................................................................ 38
4.3.9. Coefficient of Performance (COPDR) .................................................................. 38
4.4 Uji Komposisi LPG pada Fuel Line ........................................................................ 38
4.2.1. Set up peralatan ................................................................................................... 38
4.2.2. Pengukuran Temperatur dan Tekanan ................................................................ 39
4.2.3. Pengukuran Komposisi ....................................................................................... 40
4.5 Simulasi Numerik untuk Menghitung Energy Delivery dan Potensi Efek Pendinginan yang Tersedia ...................................................................................... 40
4.2.4. Simulasi Numerik untuk Menghitung Energy Delivery ..................................... 41
4.2.5. Simulasi Numerik untuk Menghitung Potensi Efek Pendinginan ...................... 41
4.6 Eksperimen Validasi ................................................................................................ 42
4.4.1. Set up Peralatan ................................................................................................... 42
4.4.2. Spesifikasi Peralatan ........................................................................................... 43
4.4.3. Rencana Pengambilan Data ................................................................................ 44
4.4.4. Prosedur Pengujian ............................................................................................. 45
4.7 Rencana Analisis Data ............................................................................................. 45
BAB 5. HASIL DAN PEMBAHASAN ............................................................................. 47
5.1. Hasil Investigasi Komposisi LPG Selama Proses Pengosongan Tangki ................. 47
5.1.1. Distribusi Tekanan dan Temperatur .................................................................... 47
xix
5.1.2. Distribusi Molekul .............................................................................................. 48
5.1.3. Pengaruh Komposisi LPG Terhadap Energi Pembakaran .................................. 52
5.1.4. Pengaruh Komposisi LPG pada Potensi Pendinginan Langsung (Direct refrigeration) ....................................................................................................... 53
5.2. Simulasi Potensi Efek Pendinginan yang Tersedia pada Kendaraan 1998 cm3 ...... 54
5.3. Hasil Eksperimen Validasi ...................................................................................... 58
5.3.1. Distribusi Temperatur dan Kelembaban ............................................................. 58
5.3.2. Perbandingan dengan Standar Kenyamanan Kendaraan .................................... 64
5.3.3. Efek Pendinginan (Cooling Effect) ..................................................................... 65
5.4. Perhitungan Performa Direct refrigeration ............................................................. 71
5.4.1. Specific State Point ............................................................................................. 72
5.4.2. Kerja Input .......................................................................................................... 72
5.4.3. Efek Refrigerasi .................................................................................................. 73
5.4.4. Coefficient of Performance (COP) ...................................................................... 74
5.5. Kontribusi Terhadap Sistem AC kendaraan ............................................................ 78
BAB 6. KESIMPULAN DAN SARAN ............................................................................. 79
6.1. Kesimpulan .............................................................................................................. 79
6.2. Saran ........................................................................................................................ 80
DAFTAR PUSTAKA .......................................................................................................... 81
xx
xxi
DAFTAR GAMBAR
Gambar 1.1 Skema dasar sistem bahan bakar LPG ......................................................... 2
Gambar 2.1 Sistem AC kompresi uap pada mobil........................................................... 5
Gambar 2.2 Fenomena ice formation layer pada dinding LPG vaporizer ....................... 13
Gambar 2.3 Skema tranfer kalor pada vaporizer (original) ............................................. 14
Gambar 2.4 Skema aliran engine coolant pada vaporizer LPG ....................................... 15
Gambar 2.5 Perubahan fasa LPG dalam vaporizer dan pertukaran kalornya .................. 15
Gambar 2.6 Efisiensi volumetrik LPG dibandingkan dengan bahan bakar lainnya ....... 16
Gambar 2.7 Diagram P-h siklus refrigerasi kompresi uap .............................................. 18
Gambar 2.8 Heat Balance pada kabin ............................................................................. 20
Gambar 2.9 Profil komposisi uap LPG (40/60) yang keluar dari tabung tegak dengan nepel terletak diatas, pada variasi laju aliran massa. ....................... 23
Gambar 2.10 Ilustrasi direct refrigeration pada sistem bahan bakar LPG ........................ 25
Gambar 2.11 P-h diagram konsep direct refrigeration pada sistem bahan bakar LPG .............................................................................................................. 25
Gambar 2.12 Konsep sistem AC hibrida ........................................................................... 26
Gambar 3.1 Ikatan atom propane dan butane................................................................. 27
Gambar 3.2 Vapor pressure beberapa campuran propane-butane .................................. 28
Gambar 3.3 Tabung LPG dengan nepel diatas dan Profil komposisi uap LPG yang keluar dari tabung tegak. .............................................................................. 28
Gambar 3.4 Diagram P-x campuran propane/butane ...................................................... 29
Gambar 3.5 Efek kenaikan tekanan evaporasi terhadap perubahan enthalpy evaporasi pada titik uap jenuh ...................................................................................... 30
Gambar 3.6 Konsep COP pada direct refrigeration (COPDR) ......................................... 30
Gambar 3.7 Proses kompresi isentropik: Boundary System dan T-s diagram ................ 31
Gambar 3.8 Kerangka konsep penelitian ......................................................................... 33
Gambar 4.1 Tahapan penelitian ....................................................................................... 35
Gambar 4.2 Variabel bebas dan variabel terikat yang diteliti .......................................... 36
Gambar 4.3 Set up penelitian uji komposisi LPG ........................................................... 39
Gambar 4.4 Algoritma untuk menghitung energy delivery ............................................. 41
Gambar 4.5 Algoritma untuk menghitung potensi efek pendinginan .............................. 42
Gambar 4.6 Set up eksperimen dan peralatan untuk uji validasi ..................................... 43
xxii
Gambar 5.1 Distribusi temperatur dan distribusi tekanan dalam tangki LPG memanjang selama proses pemakaian ......................................................... 47
Gambar 5.2 Chromatogram komposisi LPG selama proses pemakaian (discharging) ................................................................................................ 50
Gambar 5.3 Distribusi molekul selama proses pemakaian .............................................. 51
Gambar 5.4 Energy delivery (HHV) selama proses pemakaian ...................................... 52
Gambar 5.5 Enthalpy (h) selama proses pengosongan tangki dan efek pendinginan potensial pada perubahan komposisi LPG dan variasi laju aliran massa LPG .............................................................................................................. 54
Gambar 5.6 Algoritma untuk menghitung potensi efek pendinginan .............................. 56
Gambar 5.7 Potensi efek pendinginan yang tersedia untuk mesin 1998 cm3 pada campuran propane dan butane 2-methyl (49/51,%) ..................................... 57
Gambar 5.8 Distribusi temperatur LPG sebelum melewati katup ekspansi pada berbagai variasi laju aliran massa LPG ........................................................ 59
Gambar 5.9 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,05 MPa .............................................................................................................. 59
Gambar 5.10 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,1 MPa .............................................................................................................. 60
Gambar 5.11 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,15 MPa .............................................................................................................. 60
Gambar 5.12 Visualisasi LPG keluar evaporator pada 5 dan 6 g/s ................................... 61
Gambar 5.13 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,05 MPa ................................................................ 61
Gambar 5.14 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,1MPa ................................................................... 62
Gambar 5.15 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,15MPa ................................................................. 62
Gambar 5.16 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,05 MPa ............................................................................. 63
Gambar 5.17 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,1 MPa ............................................................................... 63
Gambar 5.18 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,15 MPa ............................................................................. 64
Gambar 5.19 Rata-rata perubahan kelembaban dari seluruh data yang diambil ............... 65
Gambar 5.20 Keseimbangan masa aliran udara pada evaporator ...................................... 66
Gambar 5.21 Pendinginan dan dehumidifikasi pada evaporator ....................................... 66
xxiii
Gambar 5.22 Efek temperatur udara terhadap densitas ..................................................... 68
Gambar 5.23 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,05 MPa. ............................................................................................ 69
Gambar 5.24 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,1 MPa. ............................................................................................................. 70
Gambar 5.25 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,15 MPa. ............................................................................................ 70
Gambar 5.26 Efek pendinginan aktual pada steady state yang dihasilkan dari proses evaporasi LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG. ........................................................................................... 71
Gambar 5.27 Specific state points untuk menghitung COPDR. .......................................... 72
Gambar 5.28 Properti LPG pada kondisi masuk dan keluar kompresor ........................... 73
Gambar 5.29 COPDR pada variasi laju aliran massa dan tekanan evaporasi LPG ............. 74
Gambar 5.30 Efek laju aliran massa dan tekanan evaporasi pada COPDR......................... 75
Gambar 5.31 Efek tekanan evaporasi pada COPDR ........................................................... 75
Gambar 5.32 Sketsa transfer kalor pada evaporator .......................................................... 76
Gambar 5.33 Efektivitas transfer kalor pada evaporator pada variasi laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG. ............................................................ 77
Gambar 5.34 Kurva COPDR dan kurva efek pendinginan terhadap laju aliran massa LPG ................................................................................................... 77
Gambar 5.35 Kontribusi Direct refrigeration (DR) terhadap beban AC kendaraan ......... 78
xxiv
xxv
DAFTAR TABEL
Tabel 2.1 Konsumsi bahan bakar akibat pembebanan sistem AC ................................. 6
Tabel 2.2 BEP jarak tempuh kendaraan LPG dan rasio harga bahan bakar di Asia ...... 11
Tabel 4.1. Penyajian data hasil uji komposisi LPG dengan GC-MS .............................. 40
Tabel 4.2. Batasan dan lingkup pengambilan data .......................................................... 44
Tabel 4.3. Desain pengambilan data ............................................................................... 45
Tabel 5.1 Distribusi molekul LPG selama proses pengosongan tangki, diperoleh dari GC-MS .................................................................................................... 49
Tabel 5.2 AFR dan efisiensi volumetrik mesin 1998 cm3 .............................................. 55
Tabel 5.3. Properti campuran propane dan butane pada 0.05 MPa. ............................... 55
Tabel 5.4. Potensi efek pendinginan dari campuran propane dan butane 2-methyl (49/51,%) pada sebuah mesin 1998 cm3 ........................................................ 56
Tabel 5.5. Temperatur dan kelembaban maksimal di dalam kabin yang direkomdasikan berdasarkan temperatur lingkungan ..................................... 64
Tabel 5.6. Efek refrigerasi (���) pada variasi laju aliran massa dan tekanan evaporasi LPG ................................................................................................ 73
xxvi
xxvii
DAFTAR SIMBOL DAN SINGKATAN
��,� Kapasitas kalor engine coolant [kJ/kg.K]
ℎ Enthalpy [kJ/kg]
�̇� Laju aliran massa udara [g/s]
�̇� Laju aliran massa engine coolant [g/s]
�̇� Laju aliran massa refrigerant [g/s]
� Putaran mesin [rpm]
� Tekanan [MPa]
�̇� Kalor yang dilepas engine coolant [W]
�̇��� Kalor yang dilepas condenser [W]
�̇�� kalor evaporasi (cooling effect) [W]
�̇� Kalor yang diterima LPG [W]
�̇�� beban thermal sistem AC [W]
�̇��� beban thermal metabolik dari penumpang [W]
�̇��� beban thermal radiasi langsung dari kaca depan [W]
�̇��� beban thermal difusi dari dari kaca belakang [W]
�̇��� beban thermal radiasi dari sisi depan mobil [W]
�̇��� beban thermal ambient [W]
�̇��� beban thermal dari sistem gas buang ke kabin [W]
�̇��� beban thermal dari mesin ke kabin [W]
�̇��� beban thermal dari sistem ventilasi kabin [W]
�̇����� Efek pendinginan total [W]
� Entropy [kJ/kg.K]
�� Temperatur udara [°C]
�� Temperatur engine coolant [°C]
Tcomf Temperatur target (comfortable) [°C]
tc pull-down contant [K/s]
tp pull-down time [s]
xxviii
�� Volume silinder [cm3]
� Volume spesifik [m3/kg]
� Rasio moisture terhadap udara kering [kg/kg]
�̇��� Daya kompresor [W]
�̇��,� Daya input (produksi) [W]
� Kerja [kJ/kg]
� Massa jenis [kg/m3]
�� Efisiensi volumetric
AC Air Conditioning
LPG Liquified Petroleum Gas
AFR Air to Fuel Ratio
COPR Coefficient Of Performance (Refrigerarion)
COPDR Coefficient Of Performance (Direct Refrigerarion)
xxix
DAFTAR LAMPIRAN
Lampiran 1 Luaran Penelitian .............................................................................................. 90
Lampiran 2 Data Uji GCMS ................................................................................................. 91
Lampiran 3 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,05 MPa .......................... 97
Lampiran 4 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,10 MPa .......................... 99
Lampiran 5 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,15 MPa ........................ 101
Lampiran 6 Data Uji Temperatur Udara (T5 dan T6).......................................................... 103
Lampiran 7 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG
0,05 MPa ...................................................................................................... 105
Lampiran 8 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG
0,10 MPa ...................................................................................................... 106
Lampiran 9 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG
0,15 MPa ...................................................................................................... 107
Lampiran 10. Peralatan Penelitian ...................................................................................... 109
xxx
1
BAB 1. PENDAHULUAN
1.1. Latar Belakang
Sistem Air Conditioning (AC) telah menjadi aksesoris utama pada pada kendaraan untuk
meningkatkan kenyamanan berkendaraan. Teknologi AC mobil memiliki sejarah panjang
sebagai kelengkapan kendaraan, pertama dipasang pada Packard pada tahun 1939 (Bhatti,
1999). Seiring dengan perkembangan kendaraan, banyak perubahan yang telah dibuat untuk
mengakomodasi desain mobil baru, meningkatkan efisiensi bahan bakar, memperoleh
penerimaan lingkungan, meningkatkan kenyamanan penumpang, dan memberikan manfaat
kesehatan (R. K. Shah, 2006). Namun demikian, selama sistem AC bekerja dengan sistem
kompresi uap, sistem akan mengambil tenaga dari mesin untuk menggerakkan kompresor. Hal
ini meningkatkan konsumsi bahan bakar dan emisi gas buang (Farrington & Rugh, 2000; Huff,
West, & Thomas, 2013; J. Lee, Kim, Park, & Bae, 2013). Masalah lain adalah saat parkir
terbuka dibawah terik matahari, dimana temperatur di dalam kabin yang dapat mencapai 70 oC
(Jasni & Nasir, 2012; Basar, Musa, Faizal, & Razik, 2013). Kondisi ini akan membuat kerja
AC sangat berat ketika pertama kali mobil dihidupkan. Sementara itu, kendaraan berbahan
bakar LPG menyediakan potensi pendingin langsung (direct refrigeration) dari perubahan fasa
LPG pada perangkat vaporizer (Price, Guo, & Hirschmann, 2004; Masi & Gobbato, 2012).
Potensi ini belum dimanfaatkan dan hilang melalui engine coolant. Oleh karena itu, penelitian
ini fokus pada karakteristik direct refrigeration (potensial dan aktual) yang dihasilkan dari
penguapan LPG tersebut untuk pendinginan kabin mobil.
Dalam dekade terakhir, berbagai upaya telah dilakukan untuk mengurangi rugi daya dan
pemborosan bahan bakar akibat pembenanan sistem AC. Salah satu metode yang populer
adalah dengan aplikasi sistem refrigerasi absorpsi dengan memanfaatkan gas buang sebagai
pemasok panas (Vicatos, Grizagoridis, & Wang, 2008; Alqdah, 2011; Tiwari & Parishwad,
2012; Pathania & Mahto, 2012; Sowjanya, 2015). Informasi terbaru terkait pemanfaatan
energi kinetis gas buang adalah sebagai energi penggerak kompresor AC dengan sistem turbo
(Kumar et al., 2014). Semantara itu, upaya untuk memitigasi temperatur tinggi dalam kabin
2
dilakukan dengan menambah sistem AC portable pada ruang kabin (Basar et al., 2013) dan
menambahkan ventilator dengan kipas yang digerakkan oleh panel surya (Saidur, Masjuki, &
Hasanuzzaman, 2009; Vishweshwara, Marhoon, & Dhali, 2013).
Sementara itu, pada kendaraan berbahan bakar LPG, selama LPG dimasukkan ke mesin
dalam fasa uap, akan terjadi perubahan fasa pada sistem bahan bakar. Perubahan fasa ini
terjadi pada vaporizer (Gambar 1.1). Hingga saat ini, sebagian besar peneliti bahan bakar LPG
berkonsentrasi pada karakteristik emisi gas buang dan perbandingannya dengan bahan bakar
lain (Kwak, Kim, Lee, & Lee, 2014; Momenimovahed et al., 2013), karakteristik daya (Cesur,
2011; Sulaiman, Ayob, & Meran, 2013), dan sistem suplai bahan bakar (J. W. Lee, Do,
Kweon, Park, & Hong, 2010; Kim, Lee, Kim, & Shin, 2014). Dari hasil telaah literatur, belum
ditemukan kajian tentang pemanfaatan potensi penyerapan kalor pada perubahan fasa LPG
selama proses penguapan di dalam vaporizer. Padahal, tersedia potensi penyerapan kalor
(cooling effect) hingga 430 kJ untuk setiap konsumsi 1 kg LPG. Cooling effect ini berasal dari
perubahan fasa LPG dari kondisi cair ke gas selama diuapkan pada vaporizer sebelum
dialirkan ke intake manifold. Selama ini, potensi tersebut hanya terbuang bersama engine
coolant yang disirkulasikan mengelilingi vaporizer..
Gambar 1.1 Skema dasar sistem bahan bakar LPG
Konsep aliran LPG untuk menghasilkan efek pendinginan langsung (direct refrigeration)
pertama kali diperkenalkan dengan istilah zero cost refrigeration (Mohan, 2013), yang
selanjutnya dibahas sebagai salah satu bentuk evolusi thermodinamika pada sistem refrigerasi
(Ghariya, Gosai, & R.Gajjar, 2013). Konsep ini kemudian diteliti pada domestik refrigerator
3
dan terbukti menghasilkan COP yang lebih tinggi (I. H. Shah & Gupta, 2014). Selanjutnya,
dengan metode yang sama juga dilakukan pada aliran LPG untuk burner (Nikam et al., 2015).
Baru baru ini, dilaporkan sistem direct refrigeration dengan mempertimbangkan pertukaran
kalor sensibel (Mhaske, Deshmukh, Ankush, Palkar, & Gaikwad, 2016). Sementara itu, LPG
campuran sebagai refrigerant alternatif telah diteliti secara detail dan terbukti menjanjikan
(Alsaad & Hammad, 1998; Palm, 2008; Calm, 2008; Dalkilic & Wongwises, 2010; Austin,
Kumar, & Kanthavelkumaran, 2012).
Dari hasil telaah literatur, konsep direct refrigeration ini baru diaplikasikan pada
refrigerator domestik. Hingga tahun 2016, belum ada informasi aplikasinya pada LPG yang
diterapkan untuk bahan bakar kendaraan. Merujuk pada potensi penyerapan kalor selama
perubahan fasa LPG dari cair ke uap pada vaporizer, penelitian ini akan mengkaji secara
mendalam potensi penyerapan kalor dan pemanfaatannya selama proses penguapan LPG
sebelum masuk ke mesin sebagai bahan bakar. Efek pendinginan yang dihasilkan dapat
diintegrasikan dengan efek pendinginan dari sistem AC (OEM) sebagai sistem hibrida.
Agar diperoleh efek pendinginan yang dapat dimanfaatkan untuk mendinginkan kabin,
proses penyerapan kalor tersebut dialihkan dari vaporizer (original) ke sebuah evaporator
tambahan (auxiliary evaporator) yang memiliki luasan yang lebih besar dari penampang
bidang kontak LPG dengan engine coolant pada vaporizer, dengan menambahkan katup
ekspansi pada sisi input evaporator (sebagai penurun tekanan tahap satu). Evaporator tersebut
dipasang sebelum vaporizer/ regulator. Dalam studi ini, vaporizer/ regulator LPG tetap
dipertahankan untuk penurun tekanan tahap dua dan untuk mangatur laju aliran massa LPG
yang dibutuhkan mesin. Udara dialirkan menembus evaporator, LPG akan mengambil kalor
dari udara, dan udara yang lebih dingin tersebut disuplai ke kabin.
1.2. Perumusan Masalah
Dalam penelitian ini, ada dua permasalahan mendasar yang menjadi fokus kajian.
Pertama, propane dan butane merupakan campuran zeotropic dengan densitas yang berbeda,
489,45 kg/m3 untuk propane dan 571,99 kg/m3 untuk butane. Mengingat bahwa pipa untuk
mengalirkan LPG (deep tube/ outlet tube) mencapai dasar tangki (Gambar 1.1), ini
memberikan kesempatan cairan yang berada dibawah untuk mengalir lebih awal selama proses
pengosongan. Kedua, laju aliran massa LPG merupakan fungsi dari konsumsi bahan bakar
kendaraan. LPG tidak bersirkulasi dalam loop tertutup seperti halnya refrigerant dalam sistem
4
AC kompresi uap siklus penuh. Dengan demikian, akan terjadi perubahan siklus
thermodinamika dari sistem siklus penuh menjadi sistem setengah siklus, termasuk perubahan
pada formulasi Coefficient Of Performance (COP). Untuk itu, permasalahan penelitian ini
dirumuskan sebagai berikut:
1. Bagaimana komposisi LPG yang mengalir dalam pipa bahan bakar (fuel line) selama proses
pengosongan fuel tank.
2. Bagaimana karakteristik efek pendinginan yang dihasilkan pada variasi tekanan evaporasi
dan laju aliran massa LPG, serta kontribusinya terhadap beban pendinginan AC mobil.
3. Bagaimana formulasi dan trend Coefficient of performance (COP) untuk sistem refrigerasi
setengah siklus (direct refigeration).
1.3. Tujuan Penelitian
Tujuan dari penelitian ini untuk :
1. Menginvestigasi komposisi campuran LPG yang mengalir dalam pipa bahan bakar (fuel
line) selama proses pengosongan fuel tank sebagai dasar untuk analisis thermodinamika.
2. Menginvestigasi karakteristik efek pendinginan yang dihasilkan pada variasi tekanan
evaporasi dan laju aliran massa LPG, serta kontribusinya terhadap beban pendinginan AC
mobil.
3. Memformulasikan COP pada sistem refrigerasi setengah siklus (direct refrigeration) serta
mengidentifikasi trend kurva COP pada berbagai laju aliran masa LPG dan tekanan
evaporasi LPG.
1.4. Lingkup dan Batasan Masalah
1. LPG yang digunakan adalah produk pertamina dengan merk komersial Vi-Gas yang
diperoleh dari SPBU.
2. Properti termodinamika untuk molekul-molekul pembentuk LPG mengacu pada data
National Institute of Standards & Technology melalui software NIST-REFPROP 8.0.
1.5. Manfaat dan Kontribusi Penelitian
Efek pendinginan yang diperoleh dari sistem pertukaran kalor pada evaporator dapat
digunakan untuk mendinginkan kabin sehingga memperbesar kapasitas pendinginan dan
mempercepat pull-down time.
5
BAB 2. TINJAUAN PUSTAKA
2.1 Review Penelitian Sistem AC
Sistem AC mobil memiliki sejarah panjang sebagai aksesoris kendaraan. Sebelum tahun
1940, satu-satunya cara untuk tetap nyaman di dalam mobil dilakukan dengan mengatur
ventilasi melalui kaca pintu atau jendela (Bhatti, 1999). Pada tahun 1940, Packard menjadi
produsen mobil pertama yang menawarkan AC sebagai pilihan. Sistem pendingin terletak di
bagasi belakang, dengan drive belt kompresor yang harus dipasang dan dilepas secara manual.
Kemudian pada tahun 1969, lebih dari setengah mobil baru yang dijual dilengkapi dengan
sistem AC kompresi uap yang dapat dioperasikan dengan mudah (Automobile, 2010). Skema
dasar sistem AC kompresi uap disajikan pada Gambar 2.1 (Daly, 2006).
Gambar 2.1 Sistem AC kompresi uap pada mobil
Sekarang, sistem AC telah menjadi aksesori utama dalam mobil untuk meningkatkan
kenyamanan. Sistem AC tidak hanya berfungsi untuk mengendalikan suhu, tetapi juga mampu
mengendalikan kelembaban dan sirkulasi udara, serta mampu membersihkan bau, polusi, dan
debu sehingga meningkatkan kenyamanan penumpang. Mayoritas sistem AC telah bekerja
secara otomatis berdasarkan suhu kabin dan tekanan refrigeran. Di satu sisi sistem AC
memberikan kenyamanan kepada penumpang, di sisi lain menyebabkan penurunan daya mesin
yang signifikan karena pembebanan kompresor dan meningkatkan konsumsi bahan bakar.
6
Antara tahun 1995 dan 1998, Center for Energy Studies (CENERG) dan French Energy
Agency (ADEME) melakukan serangkaian tes untuk mengidentifikasi konsumsi bahan bakar
yang berlebihan (over fuel consumption) akibat pembebanan sistem AC. Objek penelitian ini
adalah tiga jenis model mesin yaitu mesin bensin, mesin diesel hisapan biasa, dan mesin diesel
dengan turbocharger. Pengujian dilakukan di United Test and Assembly Center (UTAC)
dengan siklus pengujian terstandar Motor Vehicle Environment Group (MVEG) pada dua
suhu ambient 30°C dan 40°C. Hasil pengukurannya disajikan dalam tabel 2.1 berikut.
Tabel 2.1 Konsumsi bahan bakar akibat pembebanan sistem AC
Hasil studi CENERG dan ADEME kemudian dikonfirmasi kembali dengan jenis mobil
dan kondisi yang berbeda (Benouali et al., 2003). Studi Benouali ini dilakukan pada suhu
udara ambien 28°C, 50% RH yang mewakili kondisi musim panas rata-rata Eropa dan suhu
udara ambien 35°C, 60% RH yang mewakili kondisi panas tinggi Eropa, dengan tidak ada
radiasi matahari selama pengujian. Pengujian dilakukan pada test bench, dengan kompresor
yang digerakkan oleh motor listrik. Siklus pengemudian mengikuti pola yang ditentukan oleh
MVEG. Hasil studi ini menunjukkan bahwa konsumsi bahan bakar karena operasi AC sekitar
21-53%.
Studi lain menemukan bahwa sistem AC meningkatkan konsumsi bahan bakar hingga
90% dibandingkan dengan operasi tanpa AC selama kondisi idling (J. Lee et al., 2013).
Dampak dari sistem AC pada konsumsi bahan bakar memiliki dua efek utama. Pertama,
berhubungan dengan efek rumah kaca secara tidak langsung karena peningkatan konsumsi
bahan bakar. Kedua, terkait faktor ekonomi, yaitu berpengaruh langsung terhadap biaya
operasi (runing cost) kendaraan (Benouali et al., 2003; Vishweshwara et al., 2013). Sementara
itu, tuntutan terhadap batas maksimal CO2 yang dikeluarkan pemerintah terhadap kendaraan
jalan semakin diperketat.
7
Dalam studi yang lain, konsumsi bahan bakar akibat penggunaan sistem AC untuk
pendinginan (cooling) dan penurunan kelembaban (dehumidifying) kabin kendaraan di Eropa
mencapai 3,2% dari total konsumsi bahan bakar global (Rugh, Hovland, & Andersen, 2004).
Sebuah studi yang sama menunjukkan bahwa konsumsi bahan bakar untuk mobil sedan
meningkat 20-25% saat sistem AC dioperasikan (Bharathan et al., 2007). Bahkan pada
kecepatan mesin rendah (idling), lebih banyak bahan bakar yang dipakai dibandingkan dengan
saat mesin beroperasi pada putaran sedang dan tinggi (Huff et al., 2013; J. Lee et al., 2013).
2.1.1 Metode untuk Mereduksi Konsumsi Bahan Bakar Berlebih dan Penurunan Daya Akibat Pembebanan Sistem AC
Berbagai metode dan pendekatan dilakukan oleh para peneliti untuk mereduksi
peningkatan konsumsi bahan bakar dan penurunan daya akibat pembebanan sistem AC. Dalam
hal perbaikan kinerja sistem yang sudah ada, salah satunya dilakukan dengan penggunaan
Variable Capacity Compressor (VCC) (M. Wang, Zima, & Kadle, 2009). VCC menghasilkan
Coefficient Of Performance (COP) yang lebih tinggi daripada Fixed Capacity Compressor
(FCC) pada kecepatan tinggi, meskipun kinerja VCC sedikit lebih rendah dari FCC pada
kecepatan rendah (Alkan & Hosoz, 2010). Kinerja VCC terkait dengan konsumsi bahan bakar
dan emisi CO2 juga telah dipelajari oleh Zima, Wang, Kadle, & Bona (2014). Untuk VCC
yang dikendalikan secara pneumatik, mampu mengurangi CO2 hingga 1,0 g/km dan untuk
VCC yang dikontrol secara elektronik mampu mengurangi CO2 hingga 0,4 g/km.
Alternatif lain untuk mengurangi konsumsi energi adalah dengan penerapan kompresor
digerakkan oleh tenaga listrik dari baterai kendaraan atau dikenal dengan Electrically Driven
Compressor (EDC). Sistem ini membuat kecepatan kompresor menjadi independen dari
kecepatan mesin. Hasil penelitian menunjukkan bahwa kinerja EDC lebih baik daripada untuk
sistem belt-driven (Dahlan et al., 2014). Baru-baru ini, kecepatan kompresor telah
dikendalikan menggunakan sistem kecerdasan buatan (artificial intellegent) yang melibatkan
sistem pemrograman non-linier (Ng, Darus, Jamaluddin, & Kamar, 2014) dan bahkan dengan
sistem kontrol secara virtual dengan teknologi Internet of Thing (IOT) (Guo, Li, Chen, & Hu,
2017)
8
2.1.2 Metode Alternatif Untuk Menggantikan Sistem AC Kompesi Uap pada Mobil
Sistem AC mobil secara umum bekerja berdasarkan siklus kompresi uap (Gambar 2.1).
Namun karena tuntutan efisiensi mesin dan isu lingkungan, beberapa tahun ini dikembangkan
sistem absorpsi. Salah satunya diteliti oleh Vicatos et al. (2008). Energi thermal dari gas
buang digunakan untuk daya refrigerasi absorpsi pada kendaraan. Desain teoritis yang dibuat
kemudian diverifikasi di laboratorium dan tes jalan. Rekayasa ini telah dimanfaatkan
walaupun hanya menghasilkan COP yang kecil dengan angka 0,8 sampai 0,9. Sistem yang
sama juga diteliti dan diaplikasikan pada kabin truk (Tiwari & Parishwad, 2012). Sistem
absorpsi yang dikembangkan menghasilkan efek pendinginan sebesar 1 sampai 1,2 kW,
dengan nilai COP yang juga relatif kecil yaitu sebesar 0,4 sampai 0,45.
Sitem absorpsi lain dilakukan dengan sistem water chiller yang memanfaatkan loop air
pendingin mesin (Vasta, Freni, Sapienza, Costa, & Restuccia, 2012). Pengujian dilakukan
dengan menginstal chiller adsorpsi ke kabin truk untuk membuktiksn fungsi prototype.
Rekayasa ini mampu menghasilkan aliran udara bertemperatur 9°C dengan daya pendinginan
diperkirakan mencapai 2 kW. Sistem absorpsi telah menjadi pilihan yang menjanjikan untuk
pengganti sistem kompresi uap meskipun kinerjanya masih relatif rendah (Aleixo, Morais,
Cabezas-gómez, & Ricardo, 2010; Aly, Abdo, Bedair, & Hassaneen, 2017; Ponce Arrieta,
Sodré, Mateus Herrera, & Barros Zárante, 2016; Rêgo, Hanriot, Oliveira, Brito, & Rêgo,
2014).
Terkait dengan optimasi material, telah dilakukan simulasi sistem refrigerasi absorpsi
dengan energi dari gas buang untuk AC mobil penumpang khususnya untuk komponen
avaporator dan condenser (Sowjanya, 2015). Semua bagian yang diperlukan untuk sistem
refrigerasi absorpsi dirancang dan dimodelkan dalam software Pro/Engineer dan dianalisis
dengan ANSYS. Hasil simulasi ini menunjukkan bahwa evaporator dan condenser yang
terbuat dari material paduan alumunium menghasilkan kinerja yang lebih baik dari material
tembaga.
Selain sistem absorpsi, dikembangkan pula sistem penggerak kompresor dengan daya
eksternal. Sebuah mesin berbahan bakar biogas dengan putaran konstan digunakan untuk
menggerakkan kompresor AC (Koli & Yadav, 2013). Tujuannya untuk mengurangi kebutuhan
daya mesin dan mengurangi emisi. Dengan sistem ini, mampu menghasilkan 1 Ton Refrigerasi
(TR) yang setara dengan beban pendinginan mobil penumpang (Bhatti, 1999). Persyaratan
9
minimum dari sistem AC mobil juga terpenuhi, suhu evaporator coil yang mencapai 11°C; dan
suhu ruangan mencapai hingga 22 °C dengan konsumsi biogas 0.20 m3. Penelitian ini merujuk
pada Damrongsak & Tippayawong (2010) yang melepas sistem AC dari mobil untuk diuji
dengan mesin berbahan bakar biogas berukuran kecil (compact modular). Rekayasa ini
menghasilkan efek pendinginan 3.5 kW pada putaran kompresor 1000 rpm. Namun demikian,
sistem AC dengan penggerak mekanik dari eksternal ini baru diteliti skala laboratorium.
Penerapan pada kendaraan lebih rumit karena harus melibatkan dua mesin dan dua sistem
bahan bakar.
Sebuah konsep baru untuk menggerakkan kompresor AC sebagai upaya untuk
mengurangi beban mesin dilakukan dengan sistem turbo. Energi kinetis dan tekanan gas buang
digunakan untuk memutar baling-baling turbo untuk memutar kompresor AC dengan
penghubung sebuah magnetic gear (Kumar et al., 2014). Salah satu keuntungan utama dari
konsep ini adalah dapat diaplikasikan dengan mudah untuk digunakan pada mesin daya rendah
dan dapat memastikan AC berkapasitas tinggi. Konsep ini menawarkan pemanfaatan energi
gas buang yang lebih baik dan dapat mereduksi konsumsi bahan bakar.
2.1.3 Metode Alternatif Untuk Mereduksi Temperatur Kabin
Masalah lain terkait dengan ketidaknyamanan kendaraan adalah temperatur yang sangat
tinggi di dalam kabin saat mobil diparkir dibawah terik matahari saat musim panas. Beberapa
metode diperkenalkan oleh para peneliti untuk menurunkan temperatur kabin tersebut. Sebuah
AC portable bersumber daya baterai digunakan untuk memitigasi panas yang berlebihan
dalam kabin (Basar et al., 2013). Dengan sistem ini mampu menjaga suhu di dalam mobil
pada kisaran 25°C sampai 30°C dari semula yang dapat mencapai 70°C ketika diparkir di
bawah kondisi yang sangat panas (direct sunlight).
Penelitian lain dilakukan dengan memasang ventilator yang digerakkan oleh solar cell
(Saidur et al., 2009). Sistem ventilator memberikan kenyamanan untuk penumpang di awal
memasuki pintu kendaraan dan menjaga interior tetap dingin. Ventilator adalah cara alternatif
untuk mengurangi suhu di dalam mobil serta kenyamanan yang lebih baik. Penurunan suhu
dalam kompartemen mobil akan mengurangi konsumsi energi sistem AC. Selain itu,
berkurangnya suhu akan menghambat kerusakan interior. Penelitian yang sama juga
dilakukan oleh Vishweshwara et al. (2013). Dengan daya motor 10 Watt, mampu menurunkan
10
temperatur kabin hingga 50% dari kondisi semula. Sementara itu, penurunan temperatur kabin
juga dilakukan dengan metode solar reflective car shells (Levinson et al., 2011).
Selain memberikan kenyamanan, kedua cara ini juga mampu meringankan beban AC saat
dioperasikan pada kondisi yang sangat panas serta mampu mengurangi resiko kerusakan
interior mobil karena beban panas saat parkir dibawah terik matahari. Dengan temperatur awal
yang lebih rendah, mempercepat proses pull-down time sehingga temperatur comfortable juga
lebih cepat tercapai. Metode ini berkontribusi pada pengurangan emisi dan konsumsi bahan
bakar walaupun hanya dalam jumlah yang kecil.
2.2 Status Perkembangan Kendaraan LPG
Seperti halnya sistem AC, LPG memiliki sejarah panjang sebagai bahan bakar kendaraan.
Bahkan, penggunaan LPG telah dimulai sejak tahun 1900-an. LPG merupakan bahan bakar
alternatif yang memiliki seluruh properti kunci untuk mesin Spark Ignition (Werpy, Burnham,
& Bertram, 2010). LPG umumnya terdiri dari campuran propane (C3H8) dan butane (C4H10).
Etana (C2H6) atau pentane (C5H12) juga hadir dalam campuran dalam jumlah yang bervariasi
(Adolf, Balzer, Joedicke, & Schabla, 2015). Di beberapa seperti Jerman dan Finlandia, LPG
komersial terdiri dari propane saja. Namun, di Indonesia, komposisi LPG komersial berbeda
beda untuk setiap kilang, yang didominasi oleh C3 dan C4 (Rosmayati, 2012). Hal ini karena
spesifikasi LPG di Indonesia hanya diatur komposisi minimun C3 dan C4 adalah minimal 97%
(Direktorat Jenderal Minyak dan Gas Bumi, 2009). Lebih lanjut, spesifikasi LPG memang
tidak diatur batas komposisinya, namun diatur kandungan energi pembakarannya (European
Committee for Standardization, 2008). Komposisi LPG juga bervariasi antara musim panas
dan musim dingin, dengan persentase propane yang lebih tinggi di musim dingin (El-Morsi,
2015; Price et al., 2004). Di seluruh dunia, sekitar 60% dari LPG diperoleh dari minyak
mentah dan ekstraksi gas alam, sementara, sekitar 40% dihasilkan dari produksi kilang (IEA,
2010, 2014).
Perkembangan kendaraan LPG di seluruh dunia telah dilaporkan dan diperbarui oleh
World LPG Association. Dalam dekade terakhir, kendaraan LPG telah meningkat dari sekitar
9,4 juta pada tahun 2003 (World LPG Association, 2005) dan lebih dari 17,4 juta pada tahun
2010 (World LPG Association, 2012). Pada tahun 2015, ada lebih dari 25 juta kendaraan LPG,
sebagian besar sebagai Light Duty Vehicles (LDV) dan sisanya sebagai Hight Duty vehicles
11
(HDV) (World LPG Association, 2015). Korea Selatan, Rusia, Polandia, Australia, Turki,
India, dan Thailand adalah contoh negara yang berhasil mempromosikan LPG sebagai bahan
bakar alternatif untuk kendaraan. Di Asia Tenggara, Thailand adalah negara yang berhasil
mendorong LPG sebagai bahan bakar alternatif, termasuk jumlah kendaraan, konsumsi, dan
jumlah stasiun pengisian bahan bakar (refueling site). Sementara pertumbuhan kendaraan LPG
di Indonesia masih belum signifikan, meskipun telah dimulai pada tahun 1980-an (Mahendra,
Kartohardjono, & Muharam, 2013). Hal ini salah satunya karena keterbatasan infrastuktur dan
belum ada dukungan kebijakan pemerintah terkait dengan insentif fiskal dan insentif regulasi.
Insentif fiskal termasuk pajak penjualan dan konversi kendaraan LPG, penyediaan converter
kit, keringanan dari biaya registrasi kendaraan, dan keringanan biaya parkir khusus untuk
kendaraan LPG. Sementara, insentif regulasi meliputi kebijakan mewajibkan semua kendaraan
umum dan kendaraan dinas dilengkapi dengan converter kit dan menerapkan standar emisi gas
buang yang ketat (Abdini & Rahmat, 2013).
Alasan utama pemerintah di banyak negara secara aktif mendorong penggunaan LPG
sebagai pengganti bensin adalah alasan harga dan lingkungan (World LPG Association, 2015).
Di beberapa Negara, LPG disebut juga sebagai Gaz de Petrole Liquefie (GPL), Gas Licuado
del Petroleo (GLP), LP Gas, atau Autogas. Di Indonesia, LPG untuk kendaraan disebut
Liquefied Gas Vehicle (LGV), dengan nama komersial Vi-Gas. Tabel 2.2. berikut menyajikan
perbandingan break-event point (BEP) jarak tempuh dan rasio harga bahan bakar kendaraan
LPG di beberapa negara di Asia, termasuk Indonesia (M. Setiyo, Soeparman, Hamidi, &
Wahyudi, 2016).
Tabel 2.2 BEP jarak tempuh kendaraan LPG dan rasio harga bahan bakar di Asia
Negara BEP Jarak tempuh (km) Rasio harga bahan bakar (LPG terhadap bensin)
Jepang 169,405 0.62
India 22,141 0.59
Turki 13,650 0.59
Korea Selatan 43,191 0.62
Thailand 28,508 0.32
Indonesia* 55,351 0.68
Indonesia** 93,168 0.79 *dibandingkan dengan pertamax, **dibandingkan dengan premium (harga pertamax Rp. 7,550/liter; Premium Rp. 6,450/liter; LPG Rp. 5100/ LSP; harga pada April 2016
12
Kendaraan LPG telah terbukti menghasilkan kandungan emisi yang lebih rendah daripada
mode operasi bensin, baik pada pengujian urban cycle maupun extra urban cycle untuk semua
parameter CO, CO2, HC, dan Nox (Mockus, Sapragonas, Stonys, & Pukalskas, 2006; Saraf,
Thipse, & Saxena, 2009; Shankar & Monahan, 2011). Di sisi lain, LPG sebagai bahan bakar
umumnya berpengaruh negatif terhadap daya (Campbell, Wyszyński, & Stone, 2004; Murillo
et al., 2005; Ceviz & Yüksel, 2006; Watson & Phuong, 2007; Masi & Gobbato, 2012). Salah
satu penyebab penurunan daya ini adalah efisiensi volumetrik LPG yang lebih rendah dari
bensin, meskipun nilai kalor LPG lebih tinggi daripada bensin (Irimescu, 2010; Gumus, 2011;
Masi & Gobbato, 2012).
Beberapa cara telah dilakukan untuk mereduksi penurunan daya ini, namun penyesuaian
saat pengapian (ignition timing) adalah cara yang paling umum digunakan ( Md. Ehsan, 2006;
Bosch, 2010; Erkus, Surmen, Karamangil, Arslan, & Kaplan, 2012; Lawankar, 2012; Setiyo,
Waluyo, Anggono, & Husni, 2016). Penelitian lain terkait aplikasi LPG pada kendaraan
umumnya berkonsentrasi pada karakteristik emisi gas buang dan perbandingannya dengan
bahan bakar lain (Kwak et al., 2014; Momenimovahed et al., 2013), karakteristik daya (Cesur,
2011; Sulaiman et al., 2013), serta perbaikan dan karakteristik sistem suplai (J. W. Lee et al.,
2010; Kim et al., 2014).
2.2.1 Vaporizer dan Fenomena Penyerapan Kalor
Untuk mengoperasikan kendaraan dengan LPG, baik sebagai full dedicated fuel (bahan
bakar tunggal) atau bi-fuel (bensin dan LPG dioperasikan secara bergantian), hanya
dibutuhkan sedikit modifikasi pada sistem bahan bakar (Werpy et al., 2010). Sampai dengan
saat ini, ada empat jenis utama dari sistem bahan bakar LPG (LPG Kits) yang digunakan
(WLPGA, 2014).
1. Converter and Mixer (CM)
Ini adalah generasi pertama perangkat konversi dari bensin ke LPG mirip dengan sistem
karburator. LPG masuk ke mesin melalui pengaturan kevakuman oleh mixer. Ini adalah sistem
tertua, ada sejak tahun 1940-an, dan masih banyak digunakan saat ini terutama pada kendaraan
yang diproduksi belum mengakodasi teknologi bi-fuel.
2. Vapour Phase Injection (VPI)
Sistem ini menggunakan konverter seperti generasi pertama, tapi gas keluar converter
pada tekanan yang diatur. Gas tersebut kemudian disuntikkan ke dalam intake manifold.
13
3. Liquid phase injection (LPI)
Sistem ini tidak menggunakan converter, melainkan memberikan bahan bakar cair
langsung ke rel bahan bakar di seperti sistem injeksi bensin.
4. Liquid phase direct injection (LPDI)
LDPI adalah sistem yang paling canggih saat ini. LPDI menggunakan pompa tekanan
tinggi dan injektor untuk menyuntikkan LPG cair langsung ke ruang bakar.
Dari keempat sistem yang ada, sistem converter and mixer (CM) adalah yang paling
banyak diaplikasikan untuk hampir seluruh teknologi kendaraan yang ada. Pada jenis pertama
dan kedua, perubahan fasa LPG dari cair ke uap terjadi diluar mesin. Pada LPI, perubahan fasa
terjadi di intake manifold. Sementara pada LPDI, perubahan fasa terjadi di dalam silinder.
Pada CM dan VPI, LPG sebelum masuk ke mixer atau injektor dilewatkan sebuah
vaporizer yang berfungsi untuk menurunkan tekanan sehingga terjadi perubahan fasa dari cair
ke superheated vapor. LPG menyerap kalor dari sekeliling vaporizer. Gambar 2.2 menyajikan
ilustrasi lapisan kristal es (ice formation layer) pada bodi vaporizer ketika engine coolant
tidak disirkulasikan .
Gambar 2.2 Fenomena ice formation layer pada dinding LPG vaporizer
Untuk menguapkan LPG dan mencegah terjadinya pembekuan (ice formation layer), pada
sekeliling aliran LPG didalam vaporizer disirkulasikan air panas yang diambilkan dari
sebagian sirkulasi engine coolant. Sketsa fisik vaporizer dan skema alirannya disajikan dalam
Gambar 2.3.
14
Gambar 2.3 Skema tranfer kalor pada vaporizer (original)
Pada saat mesin beroperasi, terjadi transfer kalor dari engine coolant ke LPG secara
kontinyu. Berdasarkan hukum termodinamika ke-1 dengan asumsi tidak ada kalor yang
tertransfer dari bodi vaporizer ke lingkungan, besarnya kalor yang tertransfer dari aliran air
pendingin (engine coolant) ke LPG adalah sebagai berikut:.
�̇� = �̇� (2.1)
�̇� = �̇� ��,� ∆�� (2.2)
∆�� = �̇�
�̇� ��,� (2.3)
Dimana, �̇� adalah kalor yang diterima LPG, �̇� adalah kalor yang dilepas oleh engine
coolant, �̇� adalah laju aliran massa engine coolant melalui rongga vaporizer, ��,� adalah
kalor jenis engine coolant, dan ∆�� adalah perbedaan temperatur engine coolant saat masuk
dan keluar vaporizer.
Pada kenyataanya, kalor yang diterima LPG lebih kecil dari pada yang dilepas oleh engine
coolant. Hal ini terjadi karena sebagian kalor tertransfer ke lingkungan melalui bodi vaporizer.
Dengan demikian besarnya energi kalor aktual yang dibutuhkan LPG untuk menguap
diformulasikan dengan persamaan berikut.
�̇�� = �̇�(�ℎ) (2.4)
Dimana, �̇�� adalah kalor evaporasi (cooling effect), �̇� adalah laju aliran massa LPG, dan �ℎ
adalah perbedaan enthalpy LPG saat masuk dan keluar vaporizer.
15
Hasil studi Price (2004) menunjukkan bahwa dengan aliran engine coolant sebesar 0,1
kg/s mampu menurunkan temperatur engine coolant sebesar 7°C dan meningkatkan
temperatur LPG ± 55°C. Pada studi ini, proses pertukaran kalor terjadi pada bidang kontak
yang relatif kecil dan besarnya energi kalor yang ditransfer sangat bergantung terhadap laju
aliran massa LPG dan kondisi lingkungan. Hasil penelitian ini juga menunjukkan data yang
berbeda pada pengujian musim panas (hot climate) dan musin dingin (cold climate).
Model vaporizer yang lain (converter kits yang bekerja squensial dengan pengendali
sebuah ECU) juga telah diuji terkait dengan kinerja mesin (Masi & Gobbato, 2012). Dalam
penelitian ini, untuk menguapkan LPG pada vaporizer juga digunakan sebagian aliran sirkuit
engine coolant dengan sketsa sebagai berikut (Gambar 2.4).
Gambar 2.4 Skema aliran engine coolant pada vaporizer LPG
Mekanisme perubahan fasa LPG dalam vaporizer dan pertukaran kalor antara engine
coolant dengan LPG disajikan dalam Gambar 2.5 berikut.
Gambar 2.5 Perubahan fasa LPG dalam vaporizer dan pertukaran kalornya
16
2.2.2 Bahan Bakar LPG Terkait dengan Efisiensi Volumetrik
Perbedaan properti bahan bakar memiliki pengaruh yang besar terhadap efisiensi
volumetrik mesin. Irimescu (2010), menyajikan hasil penelitian terkait dengan efisiensi
volumetrik pada penggunaan beberapa bahan bakar alternatif dibandingkan dengan bensin.
Beberapa bahan bakar yang diteliti adalah LPG, ethanol, methane, hydrogen. Mesin yang
digunakan berkapasitas 1998 cm3 dengan rasio kompresi 9,2. Hasil penelitian ini menunjukkan
bahwa efisiensi volumetrik bahan bakar LPG lebih rendah dari bensin dan ethanol, meskipun
lebih besar dari methanol dan hydrogen (Gambar 2.6).
Gambar 2.6 Efisiensi volumetrik LPG dibandingkan dengan bahan bakar lainnya
Sementara itu, Gumus (2011) melakukan penelitian lain pada mesin Spark Ignition
berbahan bakar ganda (dual fuel) LPG/bensin terkait dengan efisiensi volumetrik. Bahan bakar
divariasikan pada campuran LPG terhadap bensin pada 0%, 25%, 50%, 70%, dan 100%.
Pengujian dilakukan pada dynamometer pada putaran mesin konstan dengan beban yang
divariasikan. Hasil penelitian ini menunjukkan bahwa semakin besar campuran LPG terhadap
bensin akan menurunkan efisiensi volumetriknya. Pemakaian LPG murni (100% LPG tanpa
bensin) menunjukkan efisiensi volumetrik terendah.
17
Penelitian oleh Masi & Gobbato juga membahas tentang perbandingan efisiensi
volumetrik bahan bakar LPG dibandingkan dengan bensin. Hasil penelitian ini menunjukkan
bahwa efisiensi thermal dan konsumsi bahan bakar LPG lebih baik dari bensin, tetapi efisiensi
volumetrik LPG lebih rendah daripada bensin. Beberapa teori dan alasan berkaitan dengan
menurunnya efisiensi volumetrik pada penggunaan LPG dibandingkan dengan bensin juga
diberikan. Formulasi perbandingan efisiensi volumetrik LPG terhadap bensin berbasis pada
komposisi kimia (perbandingan carbon terhadap hydrogen) disajikan sebagai berikut.
�����
�������� =
1 + ���
�������
�����
��������
1 + ����
��� �
��������
� (2.5)
Dimana, �� adalah efisiensi volumetrik, �/� adalah perbandingan bahan bakar terhadap
udara.
Sementara itu, selama LPG masuk ke intake manifold dalam kondisi superheated vapor,
akan menempati ruangan yang lebih besar untuk satuan massa yang sama. Perbandingan
efisiensi volumetrik LPG terhadap bensin berbasis pada ekspansi volumenya disajikan sebagai
berikut.
�����
�������� =
1 + ����
������ �
�����������
�
1 + ����
��� �
��������
� (2.6)
Fakta lain adalah bahwa bensin memasuki intake manifold akan menimbulkan efek
pendinginan karena perubahan fasa ke uap. Sementara itu, LPG selama dimasukkan dalam
fasa uap, tidak menimbulkan efek pendinginan (Bosch, 2010). Merujuk pada penelitian Price
(2004) dengan temperatur LPG saat keluar vaporizer yang relatif tinggi akan menyebabkan
penurunan efisiensi volumetrik.
18
2.3 Teori Refrigerasi dan Pendinginan Kabin
2.3.1 Konsep Refrigerasi Siklus Penuh
Secara umum, sistem refrigerasi kompresi uap (siklus penuh) pada mobil telah disajikan
pada Gambar 2.1. Sementara siklus thermodinamikanya (P-h diagram) disajikan dalam
Gambar 2.7 berikut (Daly, 2006).
Gambar 2.7 Diagram P-h siklus refrigerasi kompresi uap
Siklus thermodinamika pada sistem AC kompresi uap yang mengacu pada Gambar 2.7
adalah sebagai berikut.
1. Proses kompresi (1 2). Refrigeran dalam fasa uap masuk menuju kompresor.
Setelah melewati kompresor, tekanan dan temperatur refrigeran meningkat menjadi
uap super panas (superheated vapor).
2. Proses kondensasi (2 3). Selama proses kondensasi, superheated vapor akan
berubah menjadi cairan jenuh bertekanan. Kalor dalam refrigeran dibuang ke
lingkungan.
3. Proses ekspansi (3 4). Refrigeran cair bertekanan tinggi melintas melalui katup
ekspansi. Katup ekspansi berfungsi untuk menurunkan tekanan dan mengendalikan
aliran menuju evaporator. Proses ini berlangsung secara iso-enthalpy, dimana tidak
ada kalor yang masuk dan keluar selama proses penurunan tekanan.
19
4. Proses evaporasi (4 1). Ini adalah proses terpenting dari siklus refrigerasi.
Refrigeran akan menguap dan mengambil kalor dari udara yang melintasi evaporator.
Selama proses evaporasi, refrigeran akan berubah fasa dari cairan menjadi uap. Udara
menjadi lebih dingin dan dimanfaatkan untuk mendinginkan kabin.
Mengacu pada diagram P-h pada Gambar 2.7, persamaan dasar pada sistem refrigerasi
kompresi uap dengan mengabaikan energi kinetik dan energi potensial dinyatakan dengan
persamaan sebagai berikut (Chandrasekharan, 2014).
�̇�� − �̇�� = �(�̇�ℎ)
�
− �(�̇�ℎ)
�
(2.7)
Dari persamaan (2.7) tersebut, maka persamaan untuk masing-masing kondisi kerja pada
komponen AC dirumuskan sebagai berikut :
1. Kalor yang terserap evaporator
�̇�� = �̇�(ℎ� − ℎ�) (2.8)
2. Kalor yang terbuang lewat condenser
�̇��� = �̇�(ℎ� − ℎ�) (2.9)
3. Kerja kompresor
�̇�� = �̇�(ℎ� − ℎ�) (2.10)
4. Kerja katup ekspansi/ throttling
�̇�ℎ� = �̇�ℎ� (2.11)
5. Coefficient of Performance (COPR)
���� =�̇��
�̇��
(2.12)
���� =(ℎ� − ℎ�)
(ℎ� − ℎ�) (2.13)
20
2.3.2 Beban Pendinginan Pada Kabin
Beban berat sistem AC adalah untuk mengkompensasi beban thermal yang ada di dalam
kabin sampai diperoleh standar temperatur dan kelembabab yang nyaman (comfortable
temperature and humidity). Pada cuaca dingin, pemanasan kabin diperlukan (heating) dan
pada cuaca panas, pendinginan kabin yang diperlukan (cooling). Salah satu cara untuk
menghitung beban thermal dalam kabin adalah dengan Heat Balance Method (HBM) yang
diGambarkan sebagai berikut.
Gambar 2.8 Heat Balance pada kabin
Total beban thermal yang menjadi beban AC disajikan dalam persamaan berikut
(Fayazbakhsh & Bahrami, 2013; Vaghela, 2014).
�̇�� = −��̇��� + �̇��� + �̇��� + �̇��� + �̇��� + �̇��� + �̇��� + �̇����
− �(���� + ��� )��� − ������
���
(2.14)
Dimana, �̇�� adalah beban thermal sistem AC, �̇��� adalah beban thermal metabolik dari
penumpang, �̇��� adalah beban thermal radiasi langsung dari kaca depan, �̇��� adalah beban
thermal difusi dari dari kaca belakang, �̇��� adalah beban thermal radiasi dari sisi depan
mobil, �̇��� adalah beban thermal ambient, �̇��� adalah beban thermal dari sistem gas buang
ke kabin, �̇��� adalah beban thermal dari mesin ke kabin, dan �̇��� adalah beban thermal dari
21
sistem ventilasi kabin. Sementara, �� adalah massa udara dalam kabin, �� adalah kalor
spesifik udara, dan ��� (deep thermal mass) adalah jumlah semua massa termal dari
keseluruhan benda di dalam kabin, yang mencakup kursi, dasbor, dan komponen interior
lainnya.
Tcomf adalah temperatur target (comfortable) yang distandarkan oleh ASHRAE, yaitu
sebuah temperatur kenyamanan dalam kendaraan secara umum. Sementara tc adalah waktu
konstan untuk mencapai temperatur comfortable setiap penurunan tempertur sebesar 1K (pull-
down contant). Nilai tc dipengaruhi oleh total waktu untuk mencapai temperatur comfortable
(pull-down time, tp) dan beda tempertur antara temperatur rata-rata kabin saat AC dihidupkan
(temperatur awal) dengan temperatur comfortable. Dengan persamaan (2.14) sebagai
perhitungan beban thermal AC, pull-down constant dapat dihitung dengan persamaan sebagai
berikut.
�� =��
����� − ������ (2.15)
2.4 Refrigerasi dengan LPG sebagai Refrigerant
Studi tentang potensi hydrocarbon (HC) sebagai refrigerant pengganti
chlorofluorocarbons (CFCs) dan hydrochlorofluorocarbon (HFCs) umumnya adalah alasan
untuk memperbaiki efek lingkungan (Dalkilic & Wongwises, 2010; Han et al., 2013; Pérez-García,
Belman-Flores, Navarro-Esbrí, & Rubio-Maya, 2013; Sarkar & Bhattacharyya, 2009). Propane dan
butane atau campuran keduanya (LPG) merupakan hydrocarbon yang memiliki sifat kunci
sebagai refrigerant. Salah satu studi tentang pemanfaatan LPG sebagai refrigerant dilakukan
oleh Alsaad & Hammad (1998) untuk menggantikan refrigerant CFC 12. Campuran 24,4%
propane, butane 56,4% dan 17,2% isobutene yang diperoleh dari LPG rumah tangga dipilih
karena harganya lebih murah dan tidak menimbulkan Ozone Depletion Potential (ODP).
Temperatur evaporator dengan refrigerant LPG mampu mencapai -15°C dengan nilai COP
3,4 pada temperatur kondensor 27°C dan temperatur ambient 20°C.
22
LPG campuran dengan komposisi yang sama juga diteliti oleh Austin et al. (2012).
Campuran yang digunakan adalah 24.4% propane, 56.4% butane, dan 17.2% isobutene untuk
menggantikan refrigerant HFC-134a. Penelitian ini menggunakan perangkat refrigerator
domestik. Hasil studi ini menunjukkan refrigerant campuran hydrocarbon menghasilkan
kinerja yang setara (comparable) dengan HFC-134a dan mampu menghasilkan temperatur
evaporator mencapai -20 °C dan COP 6,4 pada temperatur ambient 30 °C.
Campuran refrigerant propane (R-290) dan butane (R-600) diteliti oleh Wongwises &
Chimres (2005) untuk menggantikan refrigerant HFC-134a. Percobaan dilakukan dengan pada
kondisi beban yang sama sekitar suhu 25 °C. Hasil penelitian ini menunjukkan bahwa
propane/butane pada perbandingan campuran 60%/40% adalah campuran yang paling sesuai
dengan kinerja refrigerant HFC-134a. Campuran refrigerant propane (R-290) dan n-butane
(R-600a) pada perbandingan campuran 40%/60% basis massa juga ditemukan untuk menjadi
refrigerant alternatif yang setara dengan kinerja refrigran R-12 (Dalkilic & Wongwises,
2010). Analisis kinerja pada sistem refrigerasi kompresi uap dengan refrigerant campuran
hydrocarbon (R290/R600a) sebagai pengganti R134a juga diberikan oleh Agrawal & Matani
(2013). Nilai COP campuran HC (R290/R600a) terbukti lebih tinggi dari R134a pada kondisi
tekanan 80 Lb/In2 dan diameter pipa kapiler 0,5 Inchi.
2.5 Fenomena Campuran Propane dan Butane Dalam Tabung
Fenomena perubahan temperatur, tekanan, dan komposisi LPG selama pengosongan
dalam tangki telah dipelajari secara detail oleh Zainal, Mustafa, & Hanapi (2006). Sebuah gas
chromatography digunakan untuk menguji komposisi propane/butane yang keluar dari tabung
selama proses pengosongan. Pada studi ini, menggunakan tabung tegak dengan nepel yang
terletak diatas. Dengan demikian, LPG yang keluar dari nepel adalah dalam fasa uap. Hasil
penelitiannya disajikan dalam Gambar 2.9 berikut.
23
Gambar 2.9 Profil komposisi uap LPG (40/60) yang keluar dari tabung tegak dengan nepel terletak diatas, pada variasi laju aliran massa.
Hasil studi Zakaria memberikan informasi bahwa pada awal pengosongan, uap propane
akan keluar lebih banyak dari pada butane. Seiring dengan waktu pengosongan, uap propane
semakin sedikit, sedangkan uap butane semakin banyak. Ini berlaku untuk semua variasi laju
aliran massa campuran.
2.6 Sistem Refrigerasi Langsung (Direct Refrigeration)
Istilah direct refrigeration adalah efek pendinginan yang diperoleh tanpa kerja kompresor
dan pendinginan condenser. Pada sistem bahan bakar LPG, sebuah keuntungan adalah LPG
dalam tabung berbentuk cairan bertekanan 0,8-1,2 Mpa dan keluar vaporizer sebagai bahan
bakar dalam bentuk superheated vapor bertekanan 0,1 sampai 0,12 Mpa. Konsep aliran LPG
untuk menghasilkan efek pendinginan langsung (direct refrigeration) pertama kali
diperkenalkan dengan istilah zero cost refrigeration (Mohan, 2013).
Selanjutnya, konsep ini dibahas sebagai salah satu bentuk evolusi thermodinamika pada
sistem refrigerasi (Ghariya et al., 2013). Potensi pendinginan yang ada kemudian diteliti oleh
I. H. Shah & Gupta (2014) pada domestik refrigerator dan terbukti menghasilkan COP yang
lebih tinggi (5,08). Dalam studi ini, energi inputan untuk menghitung COP diperhitungkan
dengan input kerja untuk memproduksi 1 tabung LPG 14,5 Kg. Total input kerja adalah
24
jumlah energi yang dibutuhkan untuk pengisian 1 silinder, termasuk menghitung daya pompa
LPG, kompresor LPG, conveyors, blower, kompresor udara, unit pengeringan udara,
transformer, fasilitas pemadam kebakaran, dan fasilitas bongkar muat. Data dari PRCA
Energy Audit (2006), diperoleh bahwa untuk memproduksi LPG cair dalam tabung bertekanan
adalah 63,55 Watt. Namun demikian, perhitungan COP ini tidak pasti karena total energi input
di suatu pabrik sangat berbeda dengan pabrik yang lain. Lebih lanjut, perhitungan COP ini
perlu ditinjau ulang karena energi input tidak dihitung dari sistem.
Pada tahun berikutnya, artikel tentang direct refrigeration dipublikasikan oleh Nikam et
al. (2015) pada aliran LPG untuk burner. Baru baru ini, dilaporkan sistem direct refrigeration
dengan mempertimbangkan pertukaran kalor sensibel (Mhaske et al., 2016). Jumlah kalor
yang diserap LPG selama proses penguapan disajikan dalam persamaan berikut.
��� = ���� + ���� (2.16)
Dimama, ���� adalah penyerapan kalor laten dan ���� adalah penyerapan kalor sensibel. ����
diperoleh dari penyerapan kalor LPG pada fasa superheated vapor.
Kemudian, Gambar 2.10 dan 2.11 berikut menyajikan konsep direct refrigeration pada
kendaraan berbahan bakar LPG yang diusulkan dalam penelitian ini. Sebuah fakta bahwa
temperatur penguapan LPG dibawah 0°C, maka ada peluang untuk menguapkan LPG yang
semula menggunakan engine coolant dengan beberapa kelemahan, dapat digantikan dengan
mengalirkan udara ambient. Untuk meningkatkan laju perpindahan kalor dilakukan dengan
memperluas area (A) menggunakan sebuah heat exchanger (HE) berupa evaporator. Jika udara
dengan laju aliran massa (�̇�) dan temperatur (Tair. in) tertentu dialirkan menembus area HE,
akan dihasilkan aliran udara dengan temperatur luaran (Tair. out) yang lebih rendah dan
menghasilkan efek pendinginan ( �̇�� ). Penurunan temperatur udara disajikan dalam
persamaan (2.17), sementara konsep direct refrigeration disajikan dalam Gambar 2.9 dan 2.10
secara berurutan.
∆�� =�̇����_���
�̇� ��,� (2.17)
25
Gambar 2.10 Ilustrasi direct refrigeration pada sistem bahan bakar LPG
Gambar 2.11 P-h diagram konsep direct refrigeration pada sistem bahan bakar LPG
Dari Gambar 2.10 dan 2.11, diperoleh informasi bahwa pada titik 1, LPG dalam keadaan
cair. Setelah melalui katup ekspansi (B), tekanan LPG turun secara iso-enthalpy. Pada titik 2,
LPG pada fasa campuran. Selama mengalir dari titik 2 ke 3, terjadi transfer kalor laten dari
udara ke LPG. Transfer kalor berlanjut pada titik 3 ke 4, dimana masih terjadi beda temperatur
antara udara dan LPG. Pada fase ini, transfer kalor sensibel. Dari proses ini, akan terjadi
penurunan temperatur udara yang memenugi persamaan (3.3). Sementara dari sisi LPG
sebagai bahan bakar, tidak terjadi perubahan energi konten per satuan massanya.
D
F
Air, in
air
Air, out
1 2
3
4
A
B C
A : LPG tank B : Expansion Valve C : Auxiliary evaporator D : Vaporizer/ regulator E: Mixer F : Engine
E
26
Jika efek pendinginan yang dihasilkan evaporator LPG digabungkan dengan efek
pendinginan oleh sistem AC mobil (hybrid system), akan menghasilkan kapasitas pendinginan
yang lebih besar. Dengan kapasitas yang lebih besar, waktu yang digunakan untuk mencapai
temperatur comfortable (pull-down time) menjadi lebih cepat. Pada sistem AC yang ada,
kompresor akan berhenti bekerja saat temperatur comfortable tercapai, kemudian hidup
kembali saat temperatur kabin lebih tinggi dari temperatur comfortable (holding time). Dengan
sistem hibrida yang diusulkan, pada saat holding time tetap terjadi efek pendinginan yang
dihasilkan dari evaporator LPG. Konsep sistem AC hibrida ini disajikan pada Gambar 2.12
sebagai berikut.
Gambar 2.12 Konsep sistem AC hibrida
Efek pendinginan total ��̇������ yang dihasilkan dari sistem hibrida ini gabungan dari efek
pendinginan dari evaporator AC ��̇��� dan efek pendinginan dari evaporator LPG ��̇����.
�̇����� = �̇�� + �̇��� (2.18)
�̇����� = [�̇�(∆ℎ�)] + [�̇�(∆ℎ�)] (2.19)
27
BAB 3. KERANGKA KONSEP PENELITIAN
3.1. Properti LPG Terhadap Fraksi Massa Aliran pada Fuel Line
LPG umumnya merupakan campuran homogen (larutan) senyawa alkana (komponen
utamanya propane dan butane) yang disimpan sebagai cairan dalam tabung bertekanan.
Propane dan butane, keduanya merupakan molekul non-polar, dimana elektron-elektronnya
tersebar merata sehingga tidak memperlihatkan adanya kutub positif dan kutub negatif dalam
molekulnya (dipol). Ikatan atomnya hanya C-H dan C-C (hidrokarbon jenuh atau rantai
tunggal, yang disebut alkana). Karbon dan hidrogen memiliki elektronegativitas (EN) yang
mirip (2,5 untuk C dan 2,2 untuk H), oleh karenanya, ikatan CH di propane dan butane hampir
benar-benar kovalen (perbedaan EN = 0,3). Perbedaan EN kurang dari 0,5 inilah yang
memastikan bahwa propane maupun butane adalah non-polar. Stuktur atom propane dan
butane disajikan dalam Gambar 3.1.
Gambar 3.1 Ikatan atom propane (a) dan butane (b)
Diantara kedua molekul (propane dan butane) juga tidak ada gaya elektrostatik atau gaya
dipol yang saling menarik atau saling menolak, sehingga sangat mudah bagi mereka untuk
bercampur, meskipun densitas propane dan butane berbeda. Butane memiliki densitas 571,99
kg/m3 sedangkan propane 489,45 kg/m3.
28
Namun demikian, perubahan komposisi campuran propane dan butane menyebabkan
perbedaan pada vapor pressure (Younglove & Ely, 1987; AES, 2012). Semakin besar
komposisi propane dalam LPG, semakin tinggi vapor pressure-nya (Gambar 3.2).
Gambar 3.2 Vapor pressure beberapa campuran propane-butane (EngineeringToolbox, 2016b)
Pada tabung dengan nepel yang terletak diatas, komposisi propane dan butane selama
pengosongan telah diteliti oleh Zainal et al. (2006). Propane akan keluar lebih dulu dari
tabung dalam jumlah yang lebih besar daripada butane (Gambar 3.3). Namun, pada penelitian
yang diusulkan ini akan terjadi sebuah fenomena yang berbeda karena tabung dipasang
melintang dengan pipa outlet mencapai dasar tabung (tersaji pada Gambar 1.1).
(a) (b)
Gambar 3.3 Tabung LPG dengan nepel diatas (a) dan Profil komposisi uap LPG (b) yang keluar dari tabung tegak dengan nepel terletak diatas, pada laju aliran massa 48 liter per menit
(lpm) dan temperatur ambient 30 °C.
29
3.2. Efek Pendinginan dari Evaporasi LPG
Propane dan butane memiliki tekanan cairan parsial dan tekanan uap parsial yang berbeda
pada temperatur yang sama sehingga saat diuapkan akan membentuk campuran yang tidak
dapat menyatu (zeotropic). Diagram fraksi massa terhadap tekanan (P-x) disajikan dalam
Gambar 3.4.
Gambar 3.4 Diagram P-x campuran propane/butane
Selama proses evaporasi, tekanan uap (garis merah) LPG lebih rendah daripada tekanan
cairnya (garis hitam). Perbedaan tekanan ini berubah sesuai dengan fraksi massa antara
keduanya (propane dan butane). Pada sistem bahan bakar LPG, tekanan dalam tabung kondisi
penuh berkisar anara 0,8 - 1,2 MPa dan berbentuk cairan. Saat keluar vaporizer, tekanannya
bervariasi antara 0,1 sampai 0,15 MPa dalam bentuk superheated vapor. Proses penurunan
tekanan terjadi pada vaporizer. Akibat dari proses ekspansi ini adalah penurunan tekanan dan
penurunan temperatur, yang berlanjut pada perubahan fasa yang menghasilkan efek
refrigerasi. Besarnya energi kalor (Qev) yang diperlukan selama proses refrigerasi ini
tergantung pada perbedaan specific enthalpy pada keadaan keluar dengan keadaan masuk
vaporizer dan laju aliran massa LPG (mL).
Oleh karena itu, karena proses ekspansi diasumsikan berlangsung secara iso-enthalpy
(Δh=0), sementara nilai enthalpy uap jenuh meningkat seiring dengan kenaikan tekanan, maka
semakin tinggi tekanan penguapan, semakin besar efek refrigerasi yang dihasilkan (Gambar.
3.5). Namun demikian, karena ukuran evaporator terbatas, maka efek pendinginan yang
dibangkitkan juga akan dipengaruhi oleh kesempurnaan penguapan LPG pada evaporator.
30
Gambar 3.5 Efek kenaikan tekanan evaporasi terhadap perubahan enthalpy evaporasi pada titik uap jenuh
3.3. Performa Sistem Refrigerasi Setengah Siklus (Direct Refrigeration)
Pada sistem AC kompresi uap siklus penuh, COPR dihitung dengan membagi efek
refrigerasi yang diperoleh (��� ) dengan kerja kompresor (���� ) sebagai energi eksternal
sesuai persamaan (2.13). Namun demikian, pada studi ini berbeda karena tidak ada kerja
kompresor dalam siklus. Untuk itu, salah satu pendekatan untuk menghitung COPDR adalah
dengan membandingkan efek refrigerasi yang diperoleh (���) dengan kerja kompresi (���)
untuk menghasilkan cairan bertekanan pada tangki LPG seperti disajikan dalam Gambar 3.6
sebagai berikut.
Gambar 3.6 Konsep COP pada direct refrigeration (COPDR)
31
3.3.1. Kerja Kompresi untuk Menghasilkan LPG Cair Bertekanan
Dalam penelitian ini, LPG dalam tangki dalam bentuk cairan bertekanan. Untuk itu,
kerja sistem diperhitungkan sebagai kerja kompresor untuk menaikkan tekanan LPG. Dengan
asumsi tidak ada kalor yang masuk dan keluar sistem selama proses kompresi, maka proses
kompresi berlangsung secara isentropik, dimana tidak terjadi perubahan entropi selama proses
(Çengel & Boles, 2007).
Gambar 3.7 Proses kompresi isentropik: (a) Boundary system dan (b) T-s diagram
Dari Gambar 3.6 dan Gambar 3.7, hubungan antara temperatur, enthalpy dan tekanan
terhadap kerja kompresor diberikan dalam persamaan berikut.
32
��� = ���� (3.1)
Dengan asumsi bahwa energi kinetik dan energi potensial diabaikan karena perubahan
kecepatan dan perubahan ketinggian yang sangat kecil,, maka:
��� + ℎ�(��, ��) = ℎ�(��, ��) (3.2)
��� = ℎ�(��, ��)− ℎ�(��, ��) (3.3)
Dengan asumsi bahwa kompresi berlangsung secara isentropik (ds = 0) maka � �� =
0. Dengan demikian, kerja kompresor untuk memproduksi LPG cair bertekanan dinyatakan
sebagai berikut.
���,� = � �ℎ = ℎ�
�
�
− ℎ� (3.4)
Berbeda dengan sistem refrigerasi siklus penuh, dimana kerja kompresor tidak konstan,
dalam penelitian ini kerja kompresor adalah konstan untuk seluruh laju aliran massa LPG yang
dievaporasikan.
3.3.2. Efek Refrigerasi
Efek refrigerasi (ER) merupakan jumlah kalor yang diserap oleh refrigeran di dalam
evaporator untuk setiap satu satuan massa refrigeran, terjadi pada proses 2 ke proses 3
(Gambar 3.6). Untuk itu, efek refrigerasi yang dihasilkan diberikan dalam persamaan berikut.
��� = ℎ� − ℎ� (3.3)
3.3.3. Coefficient of Performance
Coefficient of Performance (COPDR) adalah perbandingan efek pendinginan yang
termanfaatkan (���) terhadap kerja yang harus kita berikan (���).
����� =���
���=
ℎ� − ℎ�
ℎ� − ℎ� (3.4)
3.4. Kerangka Konsep Penelitian
Kerangka konseptual terkait pemanfaatan kalor penguapan LPG untuk menghasilkan efek
pendinginan ini disajikan dalam Gambar 3.8 berikut.
33
Gambar 3.8 Kerangka konsep penelitian
Penelitian terkait transfer kalor dan massa pada tabung LPG tegak selama proses
pengosongan tanki (Zainal et al.. 2006), menghasilkan komposisi propane dan butane pada
fuel line yang berubah ubah sesuai dengan perubahan tekanan dan massa LPG dalam tabung.
Pada awal pengosongan, propane lebih banyak daripada butane dan berangsur turun
digantikan dengan butane (Gambar 3.3). Berbeda dengan studi Zakaria, studi ini
menggunakan sebuah tabung yang dipasang secara terlentang dengan deep tube/ outlet tube.
Ujung tube ini mencapai dasar tabung (Gambar 1.1). Komposisi LPG yang keluar melalui fuel
line selama proses pengosongan tabung akan cenderung sama karena tidak terjadi penguapan
dalam tabung. Selama proses penguapan pada auxiliary evaporator, LPG akan menyerap kalor
dari lingkungan (kalor latent dan kalor sensibel). Dalam studi ini, kalor untuk menguapkan
LPG disuplai dari aliran udara yang melintasi evaporator. Sebagai akibatnya, temperatur udara
pada sisi keluar akan lebih rendah dari sisi masuk (efek pendinginan).
Komposisi molekul pada fuel line
Properti campuran molekul fasa cair
Direct Refrigeration (DR)
SISTEM BAHAN BAKAR LPG
COP direct
refrigeration (COPDR)
Perubahan nilai enthalpy dan energy delivery
LPG dalam tabung
(campuran homogen
senyawa alkana)
Air, in
Air, out
Setengah siklus (EkspansiEvaporasi)
tanpa kompresi dan kondensasi
34
Dalam siklus refrigerasi penuh, energi input untuk menghitung COP diambil dari daya
kompresor untuk mengkompresi refrigeran. Dalam hal ini, kerja kompresor berubah ubah
sesuai dengan perubahan enthalpy pada sisi masuk dan sisi keluar. Dalam studi ini, kerja
kompresor diasumsikan konstan, yaitu kerja untuk mengkompresi LPG pada sistem produksi,
bukan pada siklus.
3.5. Hipotesis
Berdasarkan teori yang ada dan konsep yang dibangun, terdapat dua hipotesis sebagai
berikut :
1. Perubahan komposisi LPG pada fuel line kecil, karena tidak terjadi perubahan fasa di
dalam tangki selama proses pengosongan, sehingga perubahan ini tidak berpengaruh
signifikan terhadap efek pendinginan yang dihasilkan.
2. Semakin tinggi laju aliran massa dan tekanan evaporasi LPG (�̇ dan ��� yang diteliti),
semakin besar efek refrigerasi yang dihasilkan karena peningkatan tekanan evaporasi
memperpanjang transfer kalor laten. Namun demikian, karena ukuran evaporator terbatas,
maka efek pendinginan yang dibangkitkan juga akan dipengaruhi oleh kualitas uap dan
temperatur LPG saat keluar evaporator.
3. Trend kurva COP pada direct refrigeration berbanding terbalik dengan efek refrigerasi
yang dihasilkan karena kerja input (w��) konstan.
35
BAB 4. METODE PENELITIAN
4.1 Tahapan Penelitian
Penelitian ini terdiri dari empat tahapan utama, yaitu pengujian komposisi LPG dengan
Gas Chromatography-Mass Spectromety (GC-MS), simulasi energy delivery dan potensi efek
pendinginan pada evaporator dengan data yang diperoleh dari GC-MS, validasi efek
pendinginan aktual pada berbagai variasi laju aliran massa LPG dan tekanan evaporasi, dan
terakhir perhitungan COP direct refrigeration (COPDR). Uraian tahapan penelitian, lingkup
kegiatan, dan target capaian dari setiap tahap disajikan pada Gambar 4.1. berikut.
Gambar 4.1 Tahapan penelitian
Tahap penelitian
Lingkup kegiatan Target capaian
Simulasi energy delivery dan potensi efek pendinginan pada evaporator dengan data yang
diperoleh dari GC-MS
Data fraksi massa molekul dari kondisi tangki terisi
penuh sampai tangki kosong Tahap 1
Tahap 2
Uji komposisi LPG pada perubahan tekanan dan massa
LPG dalam tabung dengan Gas Chromatography-Mass Spectromety (GC-MS)
Data energy delivery dan efek pendinginan potensial
Validasi efek pendinginan aktual pada berbagai variasi laju aliran
massa LPG dan tekanan evaporasi
Karakteristik efek pendinginan
aktual pada berbagai variasi
laju aliran massa LPG dan
tekanan evaporasi
Tahap 4 Perhitungan COP direct
refrigeration Formula COP direct
refrigeration
Tahap 3
36
4.2 Jenis Penelitian
Penelitian ini dilakukan dengan metode eksperimental sungguhan (true experimental
research) di Laboratorium Terpadu Universitas Diponegoro untuk pengujian komposisi LPG
dengan GC-MS dan di Laboratorium Otomotif Universitas Muhammadiyah Magelang untuk
uji validasi efek pendinginannya.
4.3 Variabel Penelitian
Dalam tinjauan pustaka dan kerangka konsep, telah dijelaskan definisi konsep dari setiap
variabel yang diteliti dalam penelitian ini. Namun demikian, dalam Bab 4 ini, perlu dipertegas
kembali tentang definisi operasional dari setiap variabel yang akan diteliti beserta indikator
indikatornya.
Gambar 4.2 Variabel bebas dan variabel terikat yang diteliti
Komposisi
LPG
Wobbe
Indeks
Efek
pendinginan
Tekanan
evaporasi
Laju aliran
massa LPG
Air, out
Air, in
Laju aliran
massa udra
Temperatur
udara
Kelembaban
udara
Temperatur
evaporasi
Enthalpy
LPG
Enthalpy
udara
COPDR
Variabel
bebas
Variabel
Terikat
Enthalpy
LPG
37
4.3.1. Komposisi LPG
Komposisi LPG merupakan persentase molekul-molekul yang terkandung dalam LPG
dalam volume tertentu. Komposisi molekul-molekul LPG diukur dengan Chromatography-
Mass Spectromety (GC-MS). Volume tertentu (0,5 ml) diambil dari aliran LPG fasa uap dan
diinjeksikan ke dalam GC-MS. Pada setiap pengukuran sampel diperoleh nilai komposisi
setiap molekul yang terkandung dalam bentuk % (persen) dan diGambarkan dalam grafik
chromatogram.
4.3.2. Wobbe Indeks
Wobbe indeks (��) adalah sebuah indikator untuk mengetahui pengaruh perubahan
komposisi LPG terhadap energi yang dikirim ke ruang bakar.
�� =���
√�� (4.1)
Dimana, �� adalah wobbe indeks, ��� adalah nilai kalor bahan bakar, dan �� adalah berat
spesifik. �� kurang dari 5% menunjukkan bahwa perubahan dalam komposisi LPG tidak
berpengaruh signifikan pada pembakaran (BP International Gas Union, 2011; NREL, 1994).
4.3.3. Enthalpy
Enthalpi menyatakan jumlah energi internal dari suatu sistem thermodinamika ditambah
energi yang digunakan untuk melakukan kerja. Dalam studi ini, nilai enthalpy LPG pada
setiap titik yang diamati diperoleh dari software Refprop NIST dengan memasukkan nilai
tekanan (MPa) dan temperatur yang terukur (°C). Sementara itu, untuk nilai enthalpy udara
diperoleh dari psychometric calculator, dengan memasukkan nilai temperatur (°C), tekanan
(Pa), dan kelembaban relatif (%) yang terukur dari hygrometer. Spesifik enthalpy dinyatakan
dalam kJ/kg.
4.3.4. Laju aliran massa
Laju alir massa adalah massa suatu substansi yang mengalir per satuan waktu. Laju aliran
massa LPG dihitung dengan pengurangan massa aktual pada tanki dibagi dengan waktu,
dalam satuan g/s. Sementara laju aliran massa udara (g/s) dihitung kapasitas aliran udara
(m3/s) dikalikan dengan berat jenisnya (kg/m3). Kapasitas aliran udara dihitung dengan
38
mengalikan luasan aliran (m2) dengan kecepatan aliran (m/s). Kecepatan aliran udara diukur
dengan air flow meter dalam satuan m/s.
4.3.5. Tekanan Evaporasi
Tekanan evaporasi merupakan tekanan LPG yang terukur dalam evaporator, diukur
dengan pressure tranducer yang dinyatakan dalam satuan MPa.
4.3.6. Temperatur
Seluruh temperatur dalam penelitian ini diukur dengan thermokopel RTD yang
diumpankan ke modul temperatur (data logger) dan ditampilkan dalam software DAQ Master
dalam satuan Celcius.
4.3.7. Kelembaban Udara
Yang dimaksud kelembaban udara dalam penelitian ini adalah kelembaban relatif yang
terukur pada hygrometer dan dinyatakan dalam %. Kelembaban udara diukur pada dua titik,
sebelum evaporator dan setelah evaporator.
4.3.8. Efek pendinginan
Yang dimaksud efek pendinginan dalam penelitian ini adalah efek pendinginan pada
udara yang melintasi evaporator, dinyatakan dalam Watt. Efek pendinginan dihitung dengan
laju aliran massa udara dikalikan dengan perbedaaan nilai enthalpy udara sebelum dan setelah
melewati evaporator.
4.3.9. Coefficient of Performance (COPDR)
COP dihitung dengan membagi efek refrigerasi yang berguna dengan energi bersih
disuplai dari sumber eksternal. Dalam penelitian ini, tidak ada energi bersih disuplai dari
sumber eksternal untuk menaikkan tekanan refrigeran. Untuk itu, yang dipakai sebagai
pembagi adalah energi yang terkandung dalam LPG saat memasuki katup ekspansi.
4.4 Uji Komposisi LPG pada Fuel Line
4.2.1. Set up peralatan
Dalam penelitian ini, tangki LPG dilepas dari kendaraan dan diisi ± 85% volume (100%
massa) di Gas Station. Tangki ditempatkan pada neraca digital dan didiamkan selama satu
hari. Sebuah shutt-off valve dipasang di pipa antara tangki LPG dan katup ekspansi. Katup
39
ekspansi dipasang pada inlet evaporator untuk menurunkan tekanan dan untuk mengatur laju
aliran LPG. Sebuah flow meter dipasang di sisi keluar evaporator untuk memantau laju aliran
LPG. Udara ambien dialirkan melintasi evaporator dengan sebuah blower elektrik untuk
membantu LPG menguap. LPG dialirkan dari tangki ke saluran bahan bakar dengan
mengaktifkan shutt-off valve. Sampel diambil selama proses pemakaian secara periodik.
Kemudian, sampel dianalisis dengan Gas Chromatography-Mass Spectrometry (GC-MS). Set
up eksperimen dan peralatan disajikan pada Gambar 4.3 sebagai berikut.
Gambar 4.3 Set up penelitian uji komposisi LPG
4.2.2. Pengukuran Temperatur dan Tekanan
Selama pengujian, temperatur dan tekanan dicatat terus menerus untuk memantau
properti fisik LPG. Temperatur LPG sebelum katup ekspansi, setelah katup ekspansi, dan
setelah evaporator direkam dengan termokopel PT-100. Temperatur LPG diumpankan ke
modular multi-channel temperature control seri TM4-N2RB. Selanjutnya, data temperatur
diolah dan ditampilkan pada komputer melalui software DAQ master pada Present Value
(PV). Akurasi pengukuran temperatur adalah PV ± 0,5% atau ± 1°C. Sementara itu, tekanan
LPG (gauge) sebelum dan sesudah katup ekspansi direkam dengan pressure tranduser PSAN,
juga dalam Present Value (PV). Akurasi pengukuran tekanan adalah PV ± 0,5% F.S pada 0°C
hingga 50°C dan PV ± 1% F.S pada -10°C sampai 0°C.
air
40
4.2.3. Pengukuran Komposisi
Selama proses pengambilan sampel, laju aliran LPG dipertahankan pada 1,4 g/s melalui
penyetelan katup ekspansi. Sampel diambil pada outlet evaporator dengan special gas syringe.
Komposisi LPG yang tersedot ke dalam gas syringe diasumsikan sama dengan komposisi
yang ada di saluran bahan bakar. Sampel diambil setiap 2 kg pengurangan massa pada laju
aliran massa 1,4 g/s. Selanjutnya, sampel disuntikkan ke GC-MS merk SHIMADZU seri TQ-
8040. Data dari GC-MS kemudian diproses dan direkam oleh komputer.
Dalam percobaan ini, meskipun suhu dan tekanan LPG diamati terus menerus tetapi
sampel diambil secara berkala setiap 2 kg dari pengurangan berat. Oleh karena itu, perhatian
terhadap suhu dan tekanan LPG difokuskan hanya pada titik sampling LPG. Tujuannya adalah
untuk memastikan sampel diperoleh dalam fase uap yang dapat disuntikkan ke dalam GC-MS.
Kemudian, hasil pengujian disajikan dalam tabel 4.1 sebagai berikut.
Tabel 4.1. Penyajian data hasil uji komposisi LPG dengan GC-MS
Nomor sampel 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
Pengurangan Massa LPG (kg) 0 -2 -4 -6 -8 -10 -12 -14 -16 -18 -20
Discharging rate (%) 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 10
Waktu (t)
Tekanan LPG dalam tabung (MPa)
Tekanan evaporasi (MPa)
Temperatur sebelum ekspansi (°C)
Temperatur masuk evaporator (°C)
Temperatur keluar evaporator (°C)
Komposisi propane (%)
Komposisi butane (%)
Komposisi gas lainnya (%)
4.5 Simulasi Numerik untuk Menghitung Energy Delivery dan Potensi Efek Pendinginan yang Tersedia
Berdasar pada data yang dihasilkan pada tabel 4.1, selanjutnya dilakukan simulasi
numerik untuk menghitung efek perubahan komposisi LPG pada energy delivery dan potensi
penyerapan kalor (efek pendinginan) yang tersedia. Energy delivery dihitung dengan heat
heating value (HHV) berdasarkan campuran LPG yang mengalir ke ruang bakar. Kemudian,
41
nilai HHV dikoreksi dengan Wobbe Index (��). Sementara itu, potensi pendinginan dihitung
dengan selisih enthalpy LPG pada kondisi masuk dan keluar evaporator (laten). Simulasi
numerik dilakukan dengan microsoft excel.
4.2.4. Simulasi Numerik untuk Menghitung Energy Delivery
Energy delivery (pengiriman energi ke ruang bakar per satuan massa) dihitung dengan
persentase masing masing molekul pembentuk LPG ber kg dikalikan dengan nilai kalor dalam
Heat Heating Value (HHV). Algoritma untuk menghitung Wobbe Indeks disajikan dalam
Gambar 4.4 sebagai berikut.
Gambar 4.4 Algoritma untuk menghitung energy delivery
HHV(a) dan HHV(b) adalah nilai HHV per kg dari molekul a dan molekul b yang terkandung
dalam sampel LPG. Notasi i menunjukkan jumlah baris dalam tabel untuk sampel 1 sampai
sampel 11 (i=1 to 11).
4.2.5. Simulasi Numerik untuk Menghitung Potensi Efek Pendinginan
Menggunakan persamaan 2.4, potensi efek pendinginan yang dihasilkan (���) merupakan
fungsi dari laju aliran massa LPG (�̇�) dan perbedaan enthalpy pada kedua fasa, gas dan cair
(ℎ� − ℎ�). Potensi efek pendinginan yang tersedia (���) dihitung dengan algoritma yang
disajikan dalam Gambar 4.5 sebagai berikut.
42
Gambar 4.5 Algoritma untuk menghitung potensi efek pendinginan (�̇��)
Notasi i menunjukkan jumlah baris dalam tabel untuk laju aliran massa LPG 1 – 7 g/s.
Sementara itu, notasi j menunjukkan jumlah kolom dalam tabel untuk sampel 1 sampai sampel
11 (i=1 to 11).
4.6 Eksperimen Validasi
4.4.1. Set up Peralatan
Dalam eksperimen validasi ini, laju aliran massa LPG diteliti dari 1 g/s sampai 6 g/s
yang mewakili konsumsi bahan bakar sebuah kendaraan penumpang. Temperatur LPG diukur
menggunakan termokopel tipe PT-100 yang ditempat pada titik-titik seperti ditunjukkan dalam
Gambar 4.6. Tekanan LPG diukur dengan Autonics PSAN pressure tranducer. Semua data
temperatur dan tekanan dicatat melalui data logger TM4-N2RB series. Selanjutnya, data
diproses dengan software DAQ master. Pengambilan data direncanakan setiap interval 1 detik.
Setiap laju aliran massa yang diteliti (1 g/s sampai 6 g/s) direkam masing masing selama 10
menit pada tekanan evaporasi 0.05, 0.1, dan 0.15 MPa. Laju aliran massa LPG diukur dengan
micro flow sensor OF-201. Sementara, laju aliran massa udara diukur dengan air flow meter
Lutron LM-8010.
43
Gambar 4.6 Set up eksperimen dan peralatan untuk uji validasi
4.4.2. Spesifikasi Peralatan
1. Tanki LPG
Tanki LPG yang digunakan dalam penelitian ini adalah tanki berkapasitas maksimal 40
lsp (liter setara premium), lengkap dengan multiple valve dan shut-off valve.
2. Katup ekspansi
Katup ekspansi yang digunakan adalah tipe adjustable expansion valve (bisa untuk
mengatur flowrate). Untuk meminimalisir perpindahan kalor pada body katup ekspansi,
katup ekspansi dibuat dari material nylon yang memiliki konduktivitas thermal rendah
(0,24 W/m·K).
1. LPG tank, 2. shut-off valve, 3. adjustable expansion valve, 4. evaporator, 5. LPG flow meter, 6. hand operated valve, 7.electric blower, 8. box, dan 9. air flow
meter. Semua ukuran evaporator dalam mm
44
3. Evaporator
Evaporator jenis compact heat exchanger dipilih dengan alasan memiliki pressure drop
terkecil dibandingkan dengan jenis yang lain. Dalam penelitian ini, digunakan evaporator
AC mobil peugeot 206.
4. Electric blower
Pemilihan electric blower didasarkan pada estimasi potensial transfer kalor maksimal.
Diasumsikan, laju aliran massa LPG maksimal 6 g/s dan perbedaan nilai enthalpy pada
kondisi keluar dan masuk evaporator adalah 298,6 kJ/kg, maka total penyerapan kalor
latennya adalah 1,79 kW (Muji Setiyo, Soeparman, & Hamidi, In press.). Kemudian,
dengan asumsi udara masuk evaporator maksimal pada temperatur 38°C, 90% RH dan
udara keluar evaporator minimal pada 15°C, 50% RH, maka enthalpy pada kondisi masuk
dan keluar evaporator adalah masing- masing 143 dan 29 kJ/kg (Δh=114 kJ/kg). Dengan
demikian, kebutuhan laju aliran udara maksimal adalah 1,79 kW/114 kJ/kg = 15,7 g/s.
Hasil pengujian awal diperoleh bahwa electric blower 2A/3600 rpm menghasilkan laju
aliran udara pada sisi keluar box sebesar 16 g/s. Kemudian, nilai ini diambil karena sudah
diatas kebutuhan maksimal 15,7 g/s.
4.4.3. Rencana Pengambilan Data
Variabel terikat yang menjadi objek penelitian ini adalah efek pendinginan ( �̇�� ).
Sementara variabel bebasnya adalah tekanan evaporasi (Pev) dan laju aliran massa LPG (�̇�).
Tekanan evaporasi divariasikan pada tiga level dan laju aliran massa LPG divariasikan pada
enam level. Model pengambilan data yang digunakan adalah full factorial design. Batasan dan
lingkup penelitian disajikan pada tabel 4.2 dan desaian pengambilan data disajikan pada tabel
4.3 sebagai berikut.
Tabel 4.2. Batasan dan lingkup pengambilan data
Variabel bebas level
Tekanan evaporasi (MPa)
Laju aliran massa LPG (g/s)
Level 1 0.2 1 Level 2 0.3 2 Level 3 0.4 3 Level 4 4 Level 5 5 Level 6 6
45
Tabel 4.3. Desain pengambilan data
Trial number
Tekanan evaporasi
(MPa)
Laju aliran massa LPG
(g/s)
T1 (°C)
T2 (°C)
T3 (°C)
T4 (°C)
T5 (°C)
qev (watt)
ΔTa (°C)
1. 0.05 1
2. 0.05 2
3. 0.05 3
4. 0.05 4
5. 0.05 5
6. 0.05 6
7. 0.10 1
8. 0.10 2
9. 0.10 3
10. 0.10 4
11. 0.10 5
12. 0.10 6
13. 0.15 1
14. 0.15 2
15. 0.15 3
16. 0.15 4
17. 0.15 5
18. 0.15 6
4.4.4. Prosedur Pengujian
Pengujian dimulai dengan mengaktifkan seluruh instrumen, termasuk komputer untuk
merekam data. Electric blower diaktifkan untuk mengalirkan udara melintasi evaporator (4).
LPG dialirkan ke katup ekspansi (3) dengan mengaktifkan shutt-off valve (2). Katup ekspansi
dibuka perlahan sampai tekanan evaporasi terbaca 0.05 MPa. LPG regulator (5) diaktifkan
sampai laju aliran LPG yang terbaca pada micro flow meter (6) mencapai 1 g/s. Pada saat yang
sama, dilakukan perekaman data temperatur selama 10 menit. Prosedur ini dilakukan untuk
seluruh variabel yang diteliti sesuai dengan desain pengambilan data pada tabel 4.3.
4.7 Rencana Analisis Data
Penelitian ini menghasilkan dua data, yaitu data komposisi LPG dari GC-MS dan data-
data pengujian cooling effect hasil pengukuran dan perhitungan. Data komposisi LPG
46
disajikan dalam chromatogram untuk mempertahankan keorisinalitasnya. Sementara itu, data-
data hasil pengukuran dan perhitungan disajikan dalam bentuk grafik menggunakan software
Origin 6.0. Software Origin 6.0 dipilih karena bisa menampilkan grafik dengan kualitas visual
yang tajam (OriginLab, 2003; Originlab, 2016).
47
BAB 5. HASIL DAN PEMBAHASAN
5.1. Hasil Investigasi Komposisi LPG Selama Proses Pengosongan Tangki
5.1.1. Distribusi Tekanan dan Temperatur
Selama proses pengambilan sampel, tekanan dan temperatur dicatat terus menerus pada
titik-titik seperti yang ditunjukkan pada Gambar 4.3 untuk memantau sifat fisik LPG. Waktu
yang dibutuhkan dari satu sampel ke yang berikutnya dicatat dengan menggunakan software
DAQ master. Tekanan dan temperatur LPG pada saat pengambilan sampel disajikan pada
Gambar 5.1. Selama proses pengambilan sampel, temperatur udara yang masuk evaporator
tercatat 33-35°C.
(a) (b)
Gambar 5.1 Distribusi temperatur (a) dan distribusi tekanan (b) dalam tangki LPG
memanjang selama proses pemakaian
Dari Gambar 5.1, sampel pertama diambil pada menit ke 0, sampel kedua pada menit ke
25, dan seterusnya hingga sample ke 11 pada menit ke 250. Dari Gambar 5.1, sifat-sifat fisik
sampel LPG juga dapat ditemukan dengan membandingkan tekanan dan temperatur pada saat
sampling. Pertama, LPG sebelum katup ekspansi sebagai cairan untuk sampel nomor 1 sampai
Terjadi penguapan LPG dalam
tabung akibat permukaan LPG
dibawah outlet tube
48
sampel nomor 10. Pada titik ini (T1, P1), temperatur dan tekanan LPG adalah 25-27°C dan
0,59-0,69 MPa. Namun, untuk sampel nomor 11 (yang diambil pada menit ke 250), LPG
sebelum katup ekspansi sudah berbentuk uap. Temperatur dan tekanan LPG pada titik ini
adalah 18°C dan 0,218 MPa. Kondisi ini mengkonfirmasi bahwa deep-tube/ outlet tube dalam
tabung terendam selama sampel nomor 1 sampai 10 dan telah mengambang pada sampel
nomor 11.
Kedua, penguapan LPG sepenuhnya terjadi dalam evaporator, kecuali untuk sampel
nomor 11 (penjelasan ada pada Gambar 5.1 (kanan)). Pertukaran kalor dari LPG ke
lingkungan tidak hanya melalui transfer panas laten tetapi juga oleh perpindahan panas
sensibel. Fenomena ini dapat dilihat dengan membandingkan suhu LPG pada saat masuk dan
keluar evaporator. Suhu LPG pada saat keluar evaporator jauh lebih tinggi dari pada saat
memasuki evaporator. Akhirnya, LPG setelah evaporator adalah uap superheated. Pada titik
ini (T3, P2), semua temperatur sampel adalah pada kisaran 16-28°C sementara semua tekanan
0,03 MPa. Oleh karena itu, dapat disimpulkan bahwa sampel LPG diambil dalam bentuk uap.
5.1.2. Distribusi Molekul
Hasil lengkap komposisi LPG selama proses pemakaian disajikan pada Tabel 5.1,
Gambar 5.2, dan kemudian diringkas dalam Gambar 5.3. Dari semua sampel, masing-masing
menunjukkan 3 peak, tetapi dalam area dan tinggi grafik chromatogram yang berbeda, yang
menunjukkan jenis molekul yang terkandung. Penamaan molekul yang terdeteksi pada GC-
MS menggunakan Chemical Abstracts Service (CAS), yang merupakan bagian dari American
Chemical Society.
Sebuah temuan baru dalam penelitian ini adalah komposisi LPG yang merupakan
campuran propane dan butane 2-methyl. Hasil uji komposisi disajikan dalam Lampiran 2. Hal
ini berbeda dengan temuan Rosmayati (2012), yang menguji komposisi LPG di empat SPBE
yang berbeda. Hasilnya rata rata didominasi oleh molekul propane, n-butane, i-butane, dan
propylene.
49
Tabel 5.1 Distribusi molekul LPG selama proses pengosongan tangki, diperoleh dari GC-MS
Mass discharge
Peak R. Time Area Area (%) Height Name
0 % 1 1.267 69551657 57.05 32625517 Propane (CAS)
2 1.298 52299212 42.90 25071666 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.398 65612 0.05 41762 Butane, 2-methyl- (CAS)
10 % 1 1.238 85531696 50.70 37277932 Propane (CAS)
2 1.269 82981259 49.19 35672376 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.368 193634 0.11 130253 Butane, 2-methyl- (CAS)
20 % 1 1.269 77961730 46.92 37349956 Propane (CAS) 2 1.318 88003242 52.97 38180655 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.400 177028 0.11 126825 Butane, 2-methyl- (CAS)
30 % 1 1.248 79658424 52.41 38798241 Propane (CAS)
2 1.276 72229777 47.52 32020400 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.376 98434 0.06 79512 Butane, 2-methyl- (CAS)
40 % 1 1.262 64921277 47.82 32580393 Propane (CAS)
2 1.290 70737212 52.10 28798487 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.390 105399 0.08 77373 Butane, 2-methyl- (CAS)
50 % 1 1.240 56348706 44.79 32814042 Propane (CAS)
2 1.268 69365413 55.13 27836513 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.369 98424 0.08 82856 Butane, 2-methyl- (CAS)
60 % 1 1.233 69252707 43.79 39470379 Propane (CAS)
2 1.283 88728819 56.11 40780252 Butane, 2-methyl- (CAS) 3 1.364 162835 0.10 132889 Butane, 2-methyl- (CAS)
70 % 1 1.262 62747061 48.72 33082575 Propane (CAS)
2 1.291 65955404 51.22 27147997 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.392 76032 0.06 56093 Butane, 2-methyl- (CAS)
80 % 1 1.274 55239713 47.76 32537702 Propane (CAS)
2 1.302 60368672 52.20 25227005 Butane, 2-methyl (CAS)
3 1.403 50468 0.04 36511 Butane, 2-methyl- (CAS)
90 % 1 1.256 57343794 50.58 32724013 Propane (CAS) 2 1.285 55935345 49.34 24839940 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.385 97243 0.09 70756 Butane, 2-methyl- (CAS)
100 % 1 1.256 82290810 46.62 46144635 Propane (CAS)
2 1.308 94130281 53.33 40277871 Butane, 2-methyl- (CAS)
3 1.389 93813 0.05 77477 Butane, 2-methyl- (CAS)
Catatan : 100% pengosongan adalah kondisi terakhir aliran LPG dari tangki yang masih bisa diambil dan dimasukkan kedalam kantong sampel. Kenyataannya LPG dalam tangki tidak dapat dikosongkan 100% karena ada pegas katup satu arah yang terdapat dalam multiple valve.
50
Gambar 5.2 Chromatogram komposisi LPG selama proses pemakaian (discharging) pada flowrate 1.4 g/s (sampel 1=0% dan sampel 11=100% dari pengosongan)
51
Gambar 5.3 Distribusi molekul selama proses pemakaian pada laju aliran massa LPG 1.4 g/s (sampel 1=0% dan sampel 11=100% dari pengosongan)
Berdasarkan Gambar 5.3, karakteristik komposisi LPG selama proses pemakaian dapat
diamati. Serangkaian tes pada tangki LPG memanjang menunjukkan bahwa molekul propane
(CAS: 74-98-6) dan butane 2-methyl (CAS: 78-78-4) tidak konstan selama pemakaian tangki,
namun perbedaannya kecil. Hal ini terkonfirmasi dari temperatur LPG setelah diekspansikan
(T2) adalah hampir konstan (Gambar 5.1 (a)). Enam sampel menunjukkan komposisi propane
lebih tinggi dari butane 2-methyl (juga disebut iso-pentana). Sementara itu, lima sampel
menunjukkan komposisi butane 2-methyl lebih tinggi dari propane. Hasil ini berbeda dengan
komposisi LPG yang keluar dari tabung LPG rumah tangga yang memiliki katup outlet yang
terletak di sisi atas tabung. Dalam tabung LPG rumah tangga, LPG menguap di dalam silinder
sebelum keluar ke burner. Karena tekanan uap propane lebih tinggi dari butane; propane akan
menguap lebih awal dari butane.
Dalam penelitian ini, LPG mengalir dari tangki ke saluran bahan bakar dalam fase cair
selama outlet tube tenggelam dalam cairan LPG (Gambar 1.1). Penguapan terjadi pada
permukaan cairan dan mengisi ruang di dalam tangki. Hal ini ditunjukkan dengan tekanan
dalam tangki selama proses pemakaian hampir konstan; berkisar untuk 0,59-0,69 MPa untuk
pemakaian hingga 90% (Gambar 5.1). Selanjutnya, penguapan sepenuhnya terjadi di dalam
tangki setelah cairan LPG lebih rendah dari ujung outlet tube.
Menimbang bahwa pengujian ini dilakukan pada tabung statis, elektronegativitas
molekul adalah alasan yang paling dekat untuk menjelaskan fenomena ini. Propane dan
0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,00
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
LP
G C
om
positio
n (
%)
Discharging mass(%)
Propane Butane 2-Methyl
52
butane 2-methyl adalah molekul non-polar, di mana elektron tersebar merata, sehingga tidak
menunjukkan kutub positif dan negatif dalam molekul. Ikatan atom di propane dan butane 2-
methyl hanya C-H dan C-C. Elektronegativitas karbon (C) dan hidrogen (H) hampir sama, 2,5
untuk C dan 2,2 untuk H (hanya berbeda 0,3). Oleh karena itu, ikatan CH di propane dan
butane 2-methyl hampir sempurna kovalen. Perbedaan elektronegativitas yang kurang dari 0,5
sehingga memastikan bahwa propane dan butane 2-methyl adalah non-polar. Dengan
demikian, tidak ada kekuatan elektrostatik dari molekul yang satu terhadap molekul yang lain
sehingga mudah untuk mencampur.
5.1.3. Pengaruh Komposisi LPG Terhadap Energi Pembakaran
Mengacu pada Gambar 5.2, sebuah simulasi numerik digunakan untuk memprediksi
karakteristik energi yang masuk ke ruang pembakaran (HHV). Hasil eksperimen menunjukkan
bahwa komposisi propane dan butane 2-methyl selama proses pemakaian adalah tidak merata,
meskipun perbedaannya kecil, tidak seperti hasil penelitian yang dilakukan Zakaria (2006).
Seperti diketahui bahwa kandungan energi (HHV) propane dan butane 2-methyl berbeda.
HHV propane adalah 50,33 kJ/kg dan HHV dari butane 2-methyl adalah 48,57 kJ/kg
(Damirel, 2012). Berdasarkan data eksperimen, kurva pengiriman energi selama proses
pengosongan tangki disajikan pada Gambar 5.4 berikut.
Gambar 5.4 Energy delivery (HHV) selama proses pemakaian
Untuk mengetahui pengaruh perubahan komposisi terhadap energi yang dikirim ke
ruang bakar, dalam analisis ini menggunakan Wobbe indeks ��� = ���/√��� sesuai dengan
persamaan (4.1), dimana, �� adalah Wobbe indeks, ��� adalah nilai kalor bahan bakar, dan ��
0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,047
48
49
50
51
52
More Propane
HH
V (
kJ/k
g)
Mass discharging (%)
HHV
53
adalah berat spesifik. �� propane dan butane 2-methyl adalah masing-masing 0,45 dan 0,62,
sehingga �� propane dan butane 2-methyl adalah masing masing 71,53 dan 61,68.
Dari Gambar 5.3, dapat dilihat bahwa perubahan propane terhadap butane 2-methyl
selama proses pemakaian adalah 43,78% (propane) terhadap 57,05% (butane 2-methyl) atau
�� = 65.99 (propane) ke �� = 67,29 (butane-2 methyl). Ini berarti bahwa perbedaan ��
terbesar ke �� terkecil hanya 2,32%. ��kurang dari 5% menunjukkan bahwa perubahan dalam
komposisi propane terhadap butane-2 methyl tidak berpengaruh signifikan pada pembakaran
Spark Ignition Engine (BP International Gas Union, 2011; NREL, 1994). Sementara itu,
pengaruh komposisi LPG pada kinerja mesin diesel telah dijelaskan secara rinci oleh peneliti
sebelumnya (Elnajjar, Hamdan, & Selim, 2013; Elnajjar, Selim, & Hamdan, 2013; Saleh,
2008).
5.1.4. Pengaruh Komposisi LPG pada Potensi Pendinginan Langsung (Direct refrigeration)
Fungsi dari vaporizer dalam sistem bahan bakar LPG adalah untuk mentransfer energi
panas ke LPG dan kemudian LPG menguap. Melalui proses penguapan, penyerapan panas
terjadi. Dalam desain asli, untuk menguapkan LPG dan mencegah icing pada dinding
vaporizer dilakukan dengan mensirkulasikan coolant mengelilingi vaporizer. Terkait dengan
penelitian ini, hasil pengujian menunjukkan bahwa temperatur LPG setelah katup ekspansi
adalah dibawah 0°C untuk semua komposisi, kecuali pada sampel terakhir. Ini memberikan
peluang menguapkan LPG dengan udara ambient untuk menghasilkan pendinginan langsung
(Direct refrigeration) untuk pendinginan kabin mobil.
Dengan demikian, potensi efek pendinginan dari vaporizer LPG dapat diperkirakan
dengan nilai enthalpy (h) seperti yang ditunjukkan pada Gambar 5.4. Mengacu Masi (2012),
laju aliran LPG mesin 1998 cm3 pada kecepatan mesin 1.000-6.000 rpm adalah 1 - 7 g/s.
Dengan asumsi bahwa panas yang dilepaskan dari aliran udara adalah sama dengan panas
yang diserap untuk penguapan LPG, efek pendinginan potensial dapat dihitung dengan
�̇�� = �̇(ℎ� − ℎ�). �̇�� adalah potensi efek pendinginan dalam kW, �̇ adalah laju aliran LPG
dalam g/s. ℎ� adalah enthalpy di P3, T3 (keluar evaporator) dalam kJ/kg. Terakhir, ℎ� adalah
enthalpy pada titik P1, T1 (masuk katup ekspansi) dalam kJ/kg. Dengan asumsi proses
ekspansi berlangsung secara iso-enthalpy, ℎ� = ℎ�. Efek pendinginan potensial pada vaporizer
LPG selama proses pemakaian disajikan pada Gambar 5.5 (b).
54
Gambar 5.5 Enthalpy (h) selama proses pengosongan tangki (a) dan efek pendinginan
potensial pada perubahan komposisi LPG dan variasi laju aliran massa LPG (b)
Gambar 5.5 (b) menunjukkan bahwa perubahan komposisi LPG selama proses
pemakaian <90% tidak mempengaruhi efek pendinginan potensial secara signifikan. Efek
pendinginan yang dihasilkan hampir merata. Namun demikian, pada saat proses pengosongan
> 90%, efek pendinginan yang tersedia menurun secara drastis. Hal ini dikarenakan telah ada
penguapan di dalam tangki.
5.2. Simulasi Potensi Efek Pendinginan yang Tersedia pada Kendaraan 1998 cm3
Untuk mengestimasi potensi efek pendinginan yang tersedia dari proses penguapan LPG
dalam vaporizer, digunakan asumsi sebagai berikut :
1) Penurunan tekanan di katup ekspansi terjadi secara iso-enthalpy;
2) Energi kinetik dan energi potensial diabaikan karena sangat kecil;
3) Densitas udara 1,2 kg/m3.
Menggunakan persamaan 2.4, potensi efek pendinginan yang dihasilkan (�̇��) merupakan
fungsi dari laju aliran massa LPG (�̇�) dan perbedaan enthalpy pada kedua fasa, gas dan cair
(ℎ� − ℎ�) . Namun demikian, Laju aliran massa LPG sangat bergantung pada laju aliran
massa udara yang dihisap mesin (�̇�) dan komposisi campurannya (AFR). Mengacu pada
studi Irimescu (2010), efisiensi volumetrik mesin disajikan dalam tabel 3.1. berikut.
55
Tabel 5.2 AFR dan efisiensi volumetrik mesin 1998 cm3
Engine speed, n (rpm)
Volumetric efficiency, ηv
Engine speed,
n (rpm) Volumetric
efficiency, ηv 1000 0.720 3600 0.747 1200 0.740 3800 0.743 1400 0.755 4000 0.742 1600 0.771 4200 0.747 1800 0.789 4400 0.755 2000 0.805 4600 0.764 2200 0.817 4800 0.779 2400 0.824 5000 0.792 2600 0.820 5200 0.790 2800 0.803 5400 0.775 3000 0.782 5600 0.750 3200 0.766 5800 0.710 3400 0.755 6000 0.650
Laju aliran massa udara dan LPG dapat dihitung dengan persamaan 3.1 dan 3.2 berikut
(Irimescu, 2010).
�̇� =�� �� �� �
12 ∙ 10� (5.1)
�̇� =�̇�
��� (5.2)
Sementara itu, mengingat perubahan campuran propane dan butane 2-methyl selama proses
pengujian adalah tidak signifikan, maka campuran dianggap rata-rata sebesar 49% propane
dan 51% butane 2-methyl. Data enthalpy campuran propane dan butane 2-methyl saat
tekanannya diturunkan dari 0.8 MPa ke 0.05 MPa (gauge) disajikan dalam tabel 3.2 berikut.
Tabel 5.3. Properti campuran propane dan butane pada 0.05 MPa.
Specific state point Fraksi massa
Propane/Butane 2-methyl (49/51%)
Sumber
Liquid temperature (°C), before expansion [1] 27 Gambar 5.1 (T1)
Mixture temperature (°C) [2] -27 Gambar 5.1 (T2)
Saturated vapor temperature (°C) [3] -11 Refprop
Superheated vapor temperature (°C) [4] 15 Gambar 5.1 (T3), steady
Mixture enthalpy (kJ/kg) [5] 240 Refprop
Vapor enthalpy (kJ/kg) [6] 426 Refprop
ΔT, vapor (°C) [4-3] 31
Δh (kJ/kg) [6-5] 169 Refprop
56
Berdasar pada persamaan (5.1), (5.2), dan (2.16), serta dengan data-data yang ada pada
tabel 5.2 dan tabel 5.3 dan asumsi-asumsi yang ditetapkan, potensi efek pendinginan yang
tersedia (�̇��) dihitung dengan algoritma yang disajikan dalam Gambar 5.6. Nilai cp LPG
ditetapkan sebesar 1,67 kJ/kg.K (EngineeringToolbox, 2016b). Sementara itu, hasil
simulasinya disajikan dalam tabel 5.4 dan Gambar 5.7.
Gambar 5.6 Algoritma untuk menghitung potensi efek pendinginan (�̇��)
Tabel 5.4. Potensi efek pendinginan dari campuran propane dan butane 2-methyl (49/51,%) pada sebuah mesin 1998 cm3
Engine speed �̇� �̇�� latent �̇�� sensible �̇�� total
rpm (g/s) (kW) (kW) (kW)
1000 0.92 0,170 0,040 0,210
1200 1.13 0,210 0,049 0,259
1400 1.35 0,250 0,058 0,309
1600 1.57 0,292 0,068 0,360
1800 1.81 0,336 0,078 0,415
2000 2.05 0,381 0,089 0,470
2200 2.29 0,425 0,099 0,525
2400 2.52 0,468 0,109 0,577
2600 2.71 0,505 0,118 0,622
57
Engine speed �̇� �̇�� latent �̇�� sensible �̇�� total
rpm (g/s) (kW) (kW) (kW)
2800 2.86 0,532 0,124 0,656
3000 2.99 0,555 0,130 0,685
3200 3.12 0,580 0,135 0,716
3400 3.27 0,608 0,142 0,749
3600 3.42 0,637 0,149 0,785
3800 3.59 0,668 0,156 0,824
4000 3.78 0,703 0,164 0,867
4200 3.99 0,743 0,173 0,916
4400 4.23 0,786 0,184 0,970
4600 4.47 0,832 0,194 1,026
4800 4.76 0,885 0,207 1,092
5000 5.04 0,937 0,219 1,156
5200 5.23 0,972 0,227 1,199
5400 5.33 0,991 0,231 1,222
5600 5.34 0,994 0,232 1,226
5800 5.24 0,975 0,228 1,202
6000 4.96 0,923 0,216 1,139
Gambar 5.7 Potensi efek pendinginan (�̇��) yang tersedia untuk mesin 1998 cm3 pada campuran propane dan butane 2-methyl (49/51,%)
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
1,2
1,3
1,4
1,5
1,0 1,6 2,2 2,8 3,4 4,0 4,6 5,2 5,8
Po
ten
tia
l co
olin
g e
ffe
ct (k
W)
Engine speed (rpm) x 1000
Qev latent
Qev sensible
Qev total
58
5.3. Hasil Eksperimen Validasi
5.3.1. Distribusi Temperatur dan Kelembaban
Profil temperatur LPG di dalam evaporator dan temperatur udara yang melintasi
evaporator pada berbagai laju aliran massa LPG dan tekanan penguapan LPG disajikan pada
Gambar. 5.8 sampai 5.11. Dari Gambar. 5.8 sampai 5.11, sifat fisik LPG sebelum mencapai
katup ekspansi (pada saluran bahan bakar), setelah melewati katup ekspansi (memasuki
evaporator), dan setelah keluar evaporator dapat dijelaskan.
Pertama, LPG di saluran bahan bakar adalah cair (Gambar 5.8), dengan pengecualian
pada laju aliran LPG 5 dan 6 g/s. Pada laju aliran LPG 1-4 g/s, kecepatan LPG di pipa bahan
bakar adalah relatif rendah, yang berarti bahwa tidak ada penurunan tekanan yang signifikan.
Namun, pada laju aliran LPG 5-6 g/s, LPG mulai terjadi perubahan fase dalam saluran bahan
bakar. Tekanan LPG turun di multiple valve yang pada tangki.
Kedua, suhu LPG setelah katup ekspansi pada setiap variasi tekanan penguapan di
kondisi steady state tidak berubah. Hal ini menunjukkan bahwa perubahan komposisi LPG
selama pengujian berpengaruh tidak signifikan (hampir tidak berubah).
Terakhir, suhu LPG saat meninggalkan evaporator tergantung pada laju aliran. Semakin
besar laju aliran, pertukaran panas tidak maksimal. Untuk laju aliran massa LPG 5 dan 6 g/s,
LPG tidak menguap sepenuhnya pada evaporator dan LPG meninggalkan evaporator dalam
kondisi campuran cairan dan uap (Gambar 5.12). Dari Gambar. 5.6 sampai 5.9, dapat
disimpulkan bahwa komposisi LPG selama pengumpulan data tidak berubah. Temperatur LPG
setelah katup ekspansi adalah konstan. Data temperatur LPG saat masuk dan keluar
evaporator disajikan dalam Lampiran 3, Lampiran 4, dan Lampiran 5.
59
Gambar 5.8 Distribusi temperatur LPG sebelum melewati katup ekspansi pada berbagai
variasi laju aliran massa LPG
Gambar 5.9 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,05 MPa
0 100 200 300 400 500 600-30
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
a
LPG before expansion valve
Tem
pe
ratu
re (
oC
)
Time (s)
1 g/s (0.7 MPa) 2 g/s (0.7 Mpa) 3 g/s (0.6 MPa) 4 g/s (0.5 MPa) 5 g/s (0.35 MPa) 6 g/s (0.3 MPa)
0 100 200 300 400 500 600-30
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
b
Evaporation pressure 0.05 MPa
Te
mp
era
ture
(oC
)
Time (s)
TL in, 1 g/s TL in, 2 g/s TL in, 3 g/s TL out, 1 g/s TL out, 2 g/s TL out, 3 g/s
60
Gambar 5.10 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,1 MPa
Gambar 5.11 Distribusi temperatur LPG masuk dan keluar evaporator pada 0,15 MPa
0 100 200 300 400 500 600-30
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
c
Evaporation pressure 0.05 MPa
Tem
pera
ture
(oC
)
Time (s)
TL in, 1 g/s TL in, 2 g/s TL in, 3 g/s TL in, 4 g/s TL out, 1 g/s TL out, 2 g/s TL out, 3 g/s TL out, 4 g/s
0 100 200 300 400 500 600-30
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
d
Te
mp
era
ture
(oC
)
Time (s)
TL in, 1 g/s TL in, 2 g/s TL in, 3 g/s TL in, 4 g/s TL in, 5 g/s TL in, 6 g/s TL out, 1 g/s TL out, 2 g/s TL out, 3 g/s TL out, 4 g/s TL out, 5 g/s TL out, 6 g/s
61
Gambar 5.12 Visualisasi LPG keluar evaporator pada 5 dan 6 g/s, diambil dari Gambar 5.11
Selanjutnya, sifat udara yang diukur sebelum dan sesudah evaporator juga dapat diamati.
Dalam penelitian ini, laju aliran udara dipertahankan pada 16 g/s (perhitungan ada pada sub
bab 4.4.2). Udara didorong oleh blower listrik, seperti ditunjukkan pada Gambar. 4.6. Profil
suhu udara sebelum dan sesudah evaporator pada berbagai tekanan penguapan dan laju aliran
LPG disajikan pada Gambar. 5.13 sampai Gambar 5.15 sebagai berikut. Data lengkap
disajikan dalam Lampiran 6.
Gambar 5.13 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,05 MPa (�̇�,��� = 16 g/s dan � = 1,2 kg/m�)
0 100 200 300 400 500 60010
15
20
25
30
35T
air, in
a
Tem
pera
ture
(o C
)
Time (s)
Tair out, 1 g/s (LPG) Tair out, 2 g/s (LPG) Tair out, 3 g/s (LPG)
62
Gambar 5.14 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,1MPa (�̇�,��� = 16 g/s dan � = 1,2 kg/m�)
Gambar 5.15 Distribusi temperatur udara saat masuk dan keluar evaporator pada tekanan evaporasi LPG 0,15MPa (�̇�,��� = 16 g/s dan � = 1,2 kg/m�)
0 100 200 300 400 500 60010
15
20
25
30
35T
air, in
b
T
empe
ratu
re (
o C)
Time (s)
Tair out, 1 g/s (LPG) Tair out, 2 g/s (LPG) Tair out, 3 g/s (LPG) Tair out, 4 g/s (LPG)
0 100 200 300 400 500 60010
15
20
25
30
35T
air, in
c
Tem
pera
ture
(o C
)
Time (s)
Tair out, 1 g/s (LPG) Tair out, 2 g/s (LPG) Tair out, 3 g/s (LPG) Tair out, 4 g/s (LPG) Tair out, 5 g/s (LPG) Tair out, 6 g/s (LPG)
63
Gambar 5.13 sampai 5.15 menunjukkan bahwa semakin besar laju aliran LPG, semakin
rendah suhu udara keluar evaporator. Namun, kondisi ini tidak linier, sebagai akibat dari
penguapan LPG tidak sempurna pada laju aliran LPG yang tinggi. Selain suhu, data
kelembaban juga diukur menggunakan Air flow meter Lutron LM-8010, seperti ditunjukkan
pada Gambar. 5.16 sampai 5.17. Udara memasuki evaporator dengan kelembaban tinggi dan
meninggalkan evaporator dengan kelembaban yang lebih rendah (dehumidification).
Gambar 5.16 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,05 MPa (�̇�,��� = 16 �/�)
Gambar 5.17 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,1 MPa (�̇�,��� = 16 �/�)
0 100 200 300 400 500 60050
60
70
80
90
100Evaporation pressure 0.05 MPa
Re
lativ
e H
um
idity
(%
)
Time (s)
LPG flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s
0 100 200 300 400 500 60050
60
70
80
90
100Evaporation pressure 0.1 MPa
Re
lative
Hu
mid
ity (
%)
Time (s)
LPG Flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s 4 g/s
64
Gambar 5.18 Data kelembaban udara saat melintasi evaporator pada pada tekanan evaporasi LPG 0,15 MPa (�̇�,��� = 16 �/�)
5.3.2. Perbandingan dengan Standar Kenyamanan Kendaraan
ASHRAE Standard 55 mendefinisikan kelembaban relatif sebagai rasio parsial tekanan
uap air dalam campuran gas dari udara dan uap air ke jenuh tekanan uap air pada suhu yang
ditentukan. Di dalam kendaraan, kelembaban relatif diukur dalam hanya satu tempat karena
tekanan uap air adalah seragam di seluruh titik di dalam kendaraan. Kenyamanan termal
optimal dalam kendaraan adalah ketika nilai kelembaban relatif sekitar 50% (ASHRAE, 2003;
Orzechowski & Skrobacki, 2016). Namun demikian, standar kenyamanan kelembaban relatif
dalam kendaraan juga dipengaruhi oleh temperatur lingkungan, dimana penumpang
merasakannya sebelum masuk ke mobil. Nilai-nilai yang direkomendasikan untuk suhu dan
kelembaban udara maksimal di dalam kabin korelasinya dengan suhu luar kabin disajikan
dalam Tabel 5.5 (Musat & Helerea, 2009).
Tabel 5.5. Temperatur dan kelembaban maksimal di dalam kabin yang direkomdasikan berdasarkan temperatur lingkungan
Temperatur luar kabin (°C) 20 25 30 32
Temperatur dalam kabin (°C) 22 23 25 26 Maksimum Relative humidity (%) 70 65 60 55
Dalam studi ini, penurunan kelembaban yang terjadi adalah tidak signifikan dan belum
memenuhi persyaratan ASHRAE. Rata-rata dari penurunan kelembaban dari seluruh
pengujian disajikan dalam Gambar 5.19 sebagai berikut.
0 100 200 300 400 500 60050
60
70
80
90
100Evaporation pressure 0.15 MPa
Re
lative
Hu
mid
ity (
%)
Time (s)
LPG flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s 4 g/s 5 g/s 6 g/s
65
Gambar 5.19 Rata-rata perubahan kelembaban dari seluruh data yang diambil
Dari rata-rata hasil pengujian kelembaban, sebuah fenomena dapat dianalisa penyebab
ketidak-tercapaian penurunan kelambabannya. Pada awal proses (0-2 menit), terjadi proses
kondensasi uap air dari udara dan menempel ke dinding evaporator. Sebagai akibatnya, terjadi
proses penurunan kelembaban (pengeringan udara). Namun demikian, bintik bintik air yang
menempel pada dinding evaporator secara perlahan menguap kembali karena aliran udara.
Akibatnya, terjadi kenaikan kelembaban secara bertahap.
5.3.3. Efek Pendinginan (Cooling Effect)
Ketika udara ambien dilewatkan pada evaporator dan LPG menguap dalamnya, dua
proses perpindahan panas terjadi: cooling (sensible) dan dehumidification (laten). Dalam
proses cooling dan dehumidification, baik temperatur dan kelembaban udara akan mengalami
penurunan. Sebagian uap air (moisture) yang terkandung dalam udara akan mengembun.
Panas yang dilepaskan melalui proses kondensasi uap air diserap oleh LPG untuk mendukung
proses penguapan. Sebagai akibatnya, udara yang keluar evaporator menjadi lebih kering.
Keseimbangan massa untuk proses ini disajikan pada Gambar. 5.20.
0 100 200 300 400 500 60050
60
70
80
90
100
EvaporationDehumidification
Re
lativ
e H
um
idity
(%
)
Time (s)
Rata-rata RH
66
Gambar 5.20 Keseimbangan masa aliran udara pada evaporator
Dari Gambar. 5.20, keseimbangan massa dan energi dapat dirumuskan. Massa udara
total yang masuk evaporator ��̇�,��� sama dengan total massa udara kering keluar evaporator
(�̇�,���) dan massa air terkondensasi (�̇�). Dalam hal ini, air mengembun dan melepaskan
panas untuk mendukung penguapan LPG. Selanjutnya, untuk menghitung efek pendinginan
aktual digunakan konsep diagram psycrometri seperti yang disajikan pada Gambar 5.21
berikut.
Gambar 5.21 Pendinginan dan dehumidifikasi pada evaporator
67
Gambar 5.21 menjelaskan konsep cooling dan dehumidification dimulai pada titik 1 dan
berakhir di titik 2. Udara memasuki evaporator dengan kelembaban tinggi. Kemudian, udara
mengalami pengeringan (1a), diikuti dengan pendinginan (a2). Dalam hal ini,
dehumidifikasi terjadi melalui transfer panas laten ��̇���� dan pendinginan terjadi dengan
transfer panas sensibel ��̇����. Dengan asumsi bahwa tidak ada transfer panas dari lingkungan,
keseimbangan massa ditunjukkan pada Persamaan. (5.3) sebagai berikut.
�̇�,�� = �̇�,��� + �̇� (5.3)
Berdasar pada konsep keseimbangan kalor, efek pendinginan pada udara (�̇�)dapat
diformulasikan sebagai berikut (S. K. Wang, 2000):
�̇� = �̇�,��(ℎ�) − �̇�,���(ℎ�) − �̇�(ℎ�) (5.4)
Dimana, ℎ� dan ℎ� adalah enthalpy dari udara saat masuk dan saat keluar evaporator
dalam kJ/kg, dan ℎ� adalah enthalpy pengembunan air, juga dalam kJ/kg. Jumlah dari air
yang mengembun dapat diketahui dari nilai �� dan �� dari diagram psychrometri.
Selanjutnya, laju aliran massa air yang terkondensasi dapat dihitung dengan persamaan
berikut.
�̇� = �̇�,��(��) − �̇�,���(��) (5.5)
Dimana �� dan �� adalah rasio kelembaban (humidity ratio) udara saat masuk dan
meningggalkan evaporator, dalam kJ/kg. Dalam penelitian ini, perbedaan kelembaban di
udara yang masuk dan meninggalkan evaporator sangat kecil. Penurunan kelembaban relatif
(RH) dalam kondisi steady state adalah rata-rata dibawah 10% ( �� − �� = 0.00217 ∙
10�� ��
���� ��� ���). Dalam kebanyakan kasus, �̇�(ℎ�) adalah lebih kecil dari 0.02 �̇� (S. K.
Wang, 2000). Karena �̇�(ℎ�) adalah sangat kecil dibandingkan dengan �̇�(ℎ� − ℎ�), untuk
pekerjaan praktis �̇�(ℎ�) diabaikan. Karena laju aliran massa udara diukur pada sisi keluar
68
evaporator, ini berarti bahwa efek pendinginan aktual (�̇�) dihitung dengan persamaan (5.4)
sebagai berikut.
�̇� = �̇�,���(ℎ� − ℎ�). (5.6)
Menggunakan data suhu yang ditunjukkan pada Gambar 5.13, 5.14, dan 5.15, data
kelembaban relatif yang ditunjukkan pada Gambar 5.16, 5.17, dan 5.18, ketinggian (380 m),
dan tekanan barometrik (96,842 kPa) di lokasi pengumpulan data, enthalpy spesifik (h) pada
titik-titik pengukuran dapat diperoleh dengan menggunakan kalkulator psikometri
(http://www.hvac-calculator.net). Laju aliran massa ( �̇� ) diperoleh dengan mengalikan
kapasitas aliran udara yang terukur dan densitas udara (�̇� = �� ��). Seperti diketahui bahwa
densitas udara tergantung pada suhu. Karena suhu udara berubah selama pengujian, densitas
udara pada saat keluar evaporator disesuaikan dengan suhu yang terukur. Korelasi temperatur
(x) terhadap densitas (y) diberikan dengan persamaan y=1.341492514 (e-4.38473744·10-3 x +
1) (EngineeringToolbox, 2016a) seperti ditunjukkan pada Gambar 5.22.
Gambar 5.22 Efek temperatur udara terhadap densitas
Selain itu, efek pendinginan aktual dari evaporator pada kondisi transient dan steady
state dapat dihitung. Efek pendinginan aktual pada berbagai tekanan penguapan dan laju
aliran massa LPG disajikan pada Gambar 5.23, 5.24, dan 5.25.
-40 -20 0 20 40 60 80 1000,9
1,0
1,1
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
Air d
ensi
ty (
kg/m
3)
Air temperature (oC)
69
Gambar 5.23 - 5.25 menunjukkan laju pendinginan dari 0 sampai 10 menit. Dari hasil
perhitungan �̇� = �̇��ℎ� − ℎ��, efek pendinginan karena penyerapan panas oleh LPG adalah
konstan. Namun kenyataannya, efek pendinginan yang dihasilkan pada sisi udara terdiri dari
daerah transient dan steady state. Hal ini karena LPG menyerap dari dinding evaporator pada
awal awal sistem beroperasi. Sementara itu, efek pendinginan yang sebenarnya (yang dapat
dirasakan) adalah yang derjadi pada sisi udara, yang berarti bahwa efek pendinginan transient
secara keseluruhan adalah kecil. Gambar 5.23 menunjukkan efek pendinginan aktual pada
tekanan penguapan LPG 0,05 MPa. Sistem bahan bakar hanya mampu memasok LPG pada
laju aliran 3 g/s. Untuk laju aliran massa ini (3 g/s), efek pendinginan yang dihasilkan hanya
1,05 kW. Untuk tekanan penguapan 0,1 MPa (Gambar 5.24), laju aliran LPG mampu
mencapai 4 g/s dan efek pendinginan yang dihasilkan mencapai 1,13 kW. Terakhir, untuk
tekanan penguapan 0,15 MPa (Gambar 5.25), laju aliran LPG dapat diatur hingga 6 g/s,
dengan efek pendinginan yang dihasilkan mencapai 1,2 kW. Tabel perhitungan efek
pendinginan disajikan dalam Lampiran 7 sampai dengan Lampiran 9.
Gambar 5.23 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,05 MPa.
0 100 200 300 400 500 6000
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
1100
1200
1300
1400
1500
a
Evaporation pressure of LPG at 0.05 MPa
Co
olin
g e
ffe
ct (
Wa
tt)
Time (s)
LPG flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s
70
Gambar 5.24 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,1 MPa.
Gambar 5.25 Efek pendinginan aktual yang dihasilkan dari kendaraan berbahan bakar LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG 0,15 MPa.
0 100 200 300 400 500 6000
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
1100
1200
1300
1400
1500
b
Evaporation pressure of LPG at 0.1 MPa
Coolin
g e
ffect (W
att)
Time (s)
LPG flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s 4 g/s
0 100 200 300 400 500 6000
100
200300
400500
600700
800
900
1000
1100
1200
1300
1400
1500c
Evaporation pressure of LPG at 0.15 MPa
Co
olin
g e
ffe
ct (W
att)
Time (s)
LPG flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s 4 g/s 5 g/s 6 g/s
71
Efek pendinginan yang dihasilkan pada berbagai laju aliran LPG dibandingkan dengan
tekanan penguapan yang sama ditunjukkan pada Gambar 5.26. Sebagai sebuah kesimpulan,
semakin tinggi tekanan penguapan, semakin besar efek pendinginan yang dihasilkan. Namun,
karena keterbatasan area transfer kalor pada evaporator, efek pendinginan yang dihasilkan
adalah nonlinear. Dalam penelitian ini, efek pendinginan maksimum yang dapat dihasilkan
adalah 1,2 kW.
Gambar 5.26 Efek pendinginan aktual pada steady state yang dihasilkan dari proses evaporasi LPG pada berbagai laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG.
5.4. Perhitungan Performa Direct refrigeration
Untuk sistem refrigerasi siklus penuh, COP dihitung dengan membandingkan efek
refrigerasi terhadap kerja kompresor yang diberikan pada refrigeran dan dikenal dengan
COPR. Namun demikian, pada studi ini (direct refrigeration), efek refrigerasi diperoleh tanpa
kerja yang diberikan ke refrigeran. Untuk itu, COPDR dihitung dengan membandingkan efek
refrigerasi dengan kerja kompresor untuk mengkompresi LPG ke tangki. Formulasi COPDR
telah diberikan pada persamaan (3.1) sampai (3.4).
1 2 3 4 5 60
100
200
300
400
500
600700
800900
10001100
12001300
1400
1500
Coo
ling
effect (W
att)
LPG flow rate (g/s)
0.05 MPa 0.10 MPa 0.15 MPa
72
5.4.1. Specific State Point
Dalam penelitian ini, spesific state point sebagai dasar perhitungan ditunjukkan dalam
Gambar 5.27 sebagai berikut. Titik 0 adalah LPG fasa uap pada tekanan atmosfer. Titik 0
diasumsikan pada 24°C (D.S.J., Pujado, & R, 2006; Fahim, Alsahhaf, & Elkilani, 2010;
McGuire & White, 2000). Titik 1 adalah LPG pada fuel line, dalam hal ini tekanan dan
temparaturnya dianggap sama dengan kondisi LPG cair dalam tangki. Titik 2 adalah kondisi
LPG setelah diekspansikan. Titik 3 adalah Kondisi LPG keluar evaporator.
Gambar 5.27 Specific state points untuk menghitung COPDR.
5.4.2. Kerja Input
Kerja input (win) adalah kerja kompresor untuk mengkompresi LPG dari 24°C dan 0
MPa ke 0.7 MPa (semua tekanan dalam gauge), dalam hal ini adalah kerja input untuk
memproduksi LPG cair bertekanan (win,p). Dengan asumsi bahwa proses kompresi secara
isentropik, menggunakan REFPROP NIST, maka diperoleh data densitas, enthalpy, dan
entropy disajikan dalam Gambar 5.28. Data pada baris pertama dan kedua adalah kondisi LPG
masuk dan keluar kompresor, secara berurutan.
73
Gambar 5.28 Properti LPG pada kondisi masuk dan keluar kompresor
Dengan persamaan (3.2), ���,� = ∫ �ℎ = ℎ��
�− ℎ�. Dari Gambar 5.28 diperoleh nilai
enthalpy pada kondisi masuk kompresor adalah 480,2 kJ/kg dan enthalpy pada kondisi keluar
kompresor adalah 576,80 kJ/kg. Dengan demikian, kerja kompresor adalah:
���,� = � �ℎ�
�
���,� = 576,80 − 480,2 [kJ/kg]
���,� = 96,6 kJ/kg
5.4.3. Efek Refrigerasi
Trend efek refrigerasi (cooling effect) pada variasi laju aliran massa dan tekanan
evaporasi LPG (steady state) yang dihasilkan dalam penelitian ini telah diberikan pada
Gambar 5.26, kemudian data-datanya disajikan dalam Tabel 5.6 berikut.
Tabel 5.6. Efek refrigerasi (�̇��) pada variasi laju aliran massa dan tekanan evaporasi LPG
LPG flowrate (g/s)
�̇�� (Watt) pada tekanan evaporasi 0,05 MPa 0,10 MPa 1,5 MPa
1 g/s 527 584 606
2 g/s 846 896 925
3 g/s 1048 1087 1125
4 g/s n/a 1132 1186
5 g/s n/a n/a 1177
6 g/s n/a n/a 1198
74
5.4.4. Coefficient of Performance (COP)
Dengan membandingkan efek refrigerasi (�̇��) yang dihasilkan dengan daya kompresor
(�̇��,�), diperoleh Coefficient of Performance (COP) yang ditunjukkan pada Gambar 5.29
sebagai berikut.
Gambar 5.29 COPDR pada variasi laju aliran massa dan tekanan evaporasi LPG
Dari Gambar 5.29, dua fenomena dapat dijelaskan. Pertama, dari tiga tekanan evaporasi
yang diamati (0,05 MPa, 0,1 MPa, dan 0,15 MPa), semakin tinggi tekanan evaporasi
menghasilkan COP yang lebih tinggi. Ini karena pada tekanan 0,15 MPa, tranfer kalor latent
lebih panjang daripada transfer kalor sensibel. Hal ini dapat dilihat dari diagram P-h (Gambar
3.5). Namun perbedaan COP akibat variasi tekanan evaporasi semakin kecil jika laju aliran
massa LPG diperbesar (Gambar 5.30).
Kedua, semakin besar laju aliran massa LPG, semakin kecil COP yang dihasilkan. Hal
ini disebabkan kenaikan efek pendinginan yang dihasilkan (�̇��) tidak linier dengan kenaikan
laju aliran massa LPG. Peningkatan laju aliran massa LPG juga mengakibatkan penguapan di
dalam evaporator tidak sempurna. Hal ini terkonfirmasi secara visual pada Gambar 5.12.
Meskipun kenaikan laju aliran massa LPG meningkatkan efek pendinginan (�̇�� ), namun
1 2 3 4 5 60
1
2
3
4
5
6
7
CO
PD
R
LPG flow rate (g/s)
(P=0,05 MPa) (P=0,10 MPa) (P=0,15 MPa)
75
kenaikan laju aliran mass LPG menyebabkan penurunan temperatur LPG saat keluar
evaporator. Karena nilai enthalpy bergantung pada temperatur LPG, maka COPDR nya
cenderung menurun saat laju aliran massa LPG-nya meningkat.
Gambar 5.30 Efek laju aliran massa dan tekanan evaporasi pada COPDR
Gambar 5.31 Efek tekanan evaporasi pada COPDR
1 2 3 4 5 63
4
5
6
7
Perbedaan COP pada mLPG
=3g/s
Perbedaan COP pada mLPG
=2g/s
Perbedaan COP pada mLPG
=1g/s
}
}
}
CO
PD
R
LPG flow rate (g/s)
(P=0,05 MPa) (P=0,10 MPa) (P=0,15 MPa)
0,05 0,10 0,150
1
2
3
4
5
6
7
LPG 4 g/s hanya bisa dialirkan dengantekanan evaporasi 0,1 dan 0,15 MPa
LPG 5 dan 6 g/s hanya bisa dialirkan dengan tekanan evaporasi 0,15 MPa
CO
PD
R
Tekanan Evaporasi (MPa)
LPG 1 g/s LPG 2 g/s LPG 3 g/s LPG 4 g/s LPG 5 g/s LPG 6 g/s
76
Dari Gambar 5.31 dapat disimpulkan bahwa semakin tinggi tekanan evaporasi maka
semakin baik COP nya. Trend kenaikan COP terhadap tekanan evaporasi ini karena semakin
tinggi tekanannya, semakin panjang garis evaporasi di dalam kubah (Al-Rashed, 2011; Bolaji,
Huan, & Borokinni, 2014; Liao, Zhao, & Jakobsen, 2000). Meskipun dalam direct
refrigeration temperatur dan kualitas uap pada sisi keluar evaporator tidak berpengaruh
terhadap siklus, namun kenikan tekanan diikuti dengan kenaikan temperatur evaporasi. Hal
yang menjadi catatan agar diperoleh efek refrigerasi adalah bahwa temperatur LPG dalam
evaporator harus dibawah temperatur udara yang dituju. Hal ini karena tidak mungkin
memperoleh pendinginan dari fluida yang temperaturnya lebih tinggi (Brokowski, 1997;
Stoecker, 1989).
Selanjutnya, untuk mengkonfirmasi secara analitik digunakan perhitungan efektivitas
pertukaran kalor pada evaporator. Formula efektivitas transfer kalor diberikan pada persamaan
5.7 sebagai berikut (Stoecker, 1989).
∈=��,� − ��,�
��,� − ��,� (5.7)
Dalam hal ini, T1 adalah LPG dan T2 adalah udara sebagaimana disajikan dalam Gambar
5.32 sebagai berikut.
Gambar 5.32 Sketsa transfer kalor pada evaporator
Dengan ��,� − ��,� sebagai perbedaan temperatur aktual dan ��,� − ��,� sebagai
perbedaan temperatur maksimal (potensial), maka efektivitas evaporator pada berbagai
tekanan evaporasi dan laju aliran massa LPG disajikan pada Gambar 5.33 sebagai berikut.
77
Gambar 5.33 Efektivitas transfer kalor pada evaporator pada variasi laju aliran massa dan tekanan penguapan LPG.
Gambar 5.33 mengkonfirmasi bahwa semakin besar laju aliran massa LPG, semakin
rendah efektivitas transfer kalor yang terjadi. Pada laju aliran massa LPG yang semakin tinggi,
transfer kalor terjadi kurang optimal, dimana temperatur LPG pada sisi keluar evaporator
menjadi lebih rendah.
Terakhir, kurva COPDR dan kurva efek pendinginan terhadap laju aliran massa LPG
disajikan pada Gambar 5.34 sebagai berikut.
Gambar 5.34 Kurva COPDR dan kurva efek pendinginan terhadap laju aliran massa LPG
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1 2 3 4 5 6
Eff
ective
ne
ss (%
)
LPG Flowrate (g/s)
Pevap 0,05 MPa
Pevap 0,10 MPa
Pevap 0,15 MPa
0
1
2
3
4
5
6
7
8
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1 2 3 4 5 6
CO
PD
R
Coolin
g E
ffe
ct (W
att)
LPG Flowrate (g/s)
Qev @ Pev 0,05 MPa
Qev @ Pev 0,10 MPa
Qev @ Pev 0,15 MPa
COP @ Pev 0,05 MPa
COP @ Pev 0,10 MPa
COP @ Pev 0,15 MPa
78
5.5. Kontribusi Terhadap Sistem AC kendaraan
Dalam penelitian ini, efek pendinginan dari penguapan LPG pada sistem bahan bakar
diuji untuk mengurangi beban dari sistem AC kendaraan. Kapasitas pendinginan yang
diperlukan untuk kendaraan penumpang akan bervariasi tergantung pada volume mesin, beban
panas, geometri kabin, dan beban-beban lainnya. Namun, dari tinjauan literatur, kapasitas
pendinginan dari mobil penumpang umumnya berkisar 3-6 kW (Abdulsalam, Santoso, &
Aries, 2015; Bhatti, 1999; Fayazbakhsh & Bahrami, 2013; Johnson, 2002). Hasil dari
penelitian ini, efek pendinginan aktual dari kendaraan LPG mencapai 1,2 kW pada laju aliran
massa LPG 3-6 g/s pada tekanan penguapan 0,15 MPa.
Namun demikian, untuk mencapai eco-driving, kendaraan dioperasikan pada putaran
mesin dibawah 2500 rpm (Berry, 2010). Mengacu pada studi Masi (2012), konsumsi bahan
bakar mesin 1998 cm3 hampir linier, mulai dari 1,1 g/s pada 1000 rpm sampai 7 g/s pada 6000
rpm. Sehingga, putaran mesin 2500 rpm setara dengan laju lairan massa LPG 3 g/s. Ini berarti
bahwa efek pendinginan dari sistem bahan bakar LPG memberikan kontribusi pada sistem AC
hingga 40% untuk kendaraan dengan beban pendinginan 3 kW dan 20% untuk kendaraan
dengan beban pendinginan 6 kW. Perbandingan antara beban pendinginan, hasil simulasi, dan
hasil uji validasi pada skala maksimal dan skala eco-driving disajikan dalam Gambar 5.34
sebagai berikut.
Gambar 5.35 Kontribusi Direct refrigeration (DR) terhadap beban AC kendaraan
79
BAB 6. KESIMPULAN DAN SARAN
6.1. Kesimpulan
Sebagaimana tujuan dari penelitian ini adalah untuk: 1) mengetahui karakteristik
komposisi campuran LPG yang mengalir ke pipa bahan bakar (fuel line) selama proses
pengosongan fuel tank sebagai dasar untuk analisis thermodinamika, 2). menginvestigasi
karakteristik efek pendinginan yang dihasilkan pada variasi tekanan evaporasi dan laju aliran
massa LPG, serta kontribusinya terhadap beban pendinginan AC mobil, dan 3).
Memformulasikan dan menginvestigasi COP pada sistem refrigerasi setengah siklus (direct
refrigeration). Maka, tiga kesimpulan dapat diberikan, yaitu:
1. Hasil pengujian LPG yang keluar dari tangki menunjukkan bahwa komposisi molekul
propane dan butane 2-methyl tidak konstan selama proses pengosongan tangki. Namun
demikian, perubahan komposisi LPG tidak berpengaruh secara signifikan terhadap
pengiriman energi pembakaran (HHV) ke dalam ruang bakar. Hal ini karena perbedaan
nilai Wobbe Index (��) dari perubahan komposisi hanya 2.32%. Selisih (��) kurang dari
5% tidak berpengaruh terhadap kinerja mesin (BP International Gas Union, 2011; NREL,
1994). Perubahan komposisi LPG selama proses pengosongan tangki juga tidak
berpengaruh signifikan terhadap efek pendinginan yang dihasilkan, selama LPG yang
mengalir dalam fuel line (sebelum diekspansikan) berbentuk cairan.
2. Semakin tinggi tekanan penguapan LPG dalam evaporator dan semakin besar laju aliran
massa LPG, semakin besar efek pendinginan yang dihasilkan. Namun demikian, efek
pendinginan yang dihasilkan adalah tidak linier dengan kenaikan laju aliran massa LPG
karena keterbatasan area transfer kalor pada evaporator. Hasil pengujian menunjukkan efek
pendinginan maksimal yang dapat dibangkitkan adalah sebesar 1,2 kW. Dengan beban
pendinginan sebuah mobil penumpang berkisar antara 3-6 kW (Abdulsalam et al., 2015;
Bhatti, 1999; Fayazbakhsh & Bahrami, 2013; Johnson, 2002), ini berarti bahwa efek
pendinginan dari sistem bahan bakar LPG memberikan kontribusi pada sistem AC hingga
40% untuk kendaraan dengan beban pendinginan 3 kW dan 20% untuk kendaraan dengan
beban pendinginan 6 kW.
80
3. Pada kasus Direct refrigeration (DR), COPDR dihitung dengan membandingkan efek
refrigerasi dengan kerja kompresi untuk menghasilkan LPG cair bertekanan. Hasil
perhitungan COPDR menurun ketika laju aliran massa LPG ditingkatkan dan COPDR
meningkat ketika tekanan evaporasi dinaikkan. Nilai COPDR tertinggi adalah 6,27 yang
diperoleh pada laju aliran massa LPG 1 g/s dan tekanan evaporasi 0,15 MPa.
6.2. Saran
Beberapa kelemahan dari penelitian ini antara lain: 1). Hanya menggunakan satu jenis
evaporator; 2). Efek pendinginan yang dihasilkan belum diintegrasikan secara aktual dengan
sistem AC mobil. Oleh karena itu, saran untuk penelitian lanjutan antara lain:
1. Perlu diuji coba pada berbagai jenis evaporator yang memiliki kapaistas transfer kalor
yang lebih besar.
2. Karakteristik pendinginan bisa dianalisis lebih mendalam jika komposisi LPG
dikondisikan pada berbagai campuran yang terkontrol.
3. Perlu pengintegrasian efek pendinginan yang dihasilkan pada sistem AC kendaraan
dengan sistem seri, pararel atau cascade.
4. Perlu pengujian riil kendaraan pada chassis dynamometer untuk membandingkan
performa kendaraan setelah fluida penguap LPG pada vaporizer diganti dari coolant
menjadi udara.
81
DAFTAR PUSTAKA
Abdini, C., & Rahmat, H. (2013). Switching to gas is an alternative policy options in solving the problem of subsidized fuel. Retrieved February 14, 2016, from http://www.setneg.go.id/
Abdulsalam, O., Santoso, B., & Aries, D. (2015). Cooling Load Calculation and Thermal Modeling for Vehicle by MATLAB. International Journal of Innovative Research in Science, Engineering and Technology, 4(5), 3052–3060. http://doi.org/10.15680/IJIRSET.2015.0405076
Adolf, J., Balzer, C., Joedicke, A., & Schabla, U. (2015). Shell LPG Study. Hamburg.
AES. (2012). Technical Data for Propane, Butane, and LPG Mixtures. Peachtree City.
Agrawal, M. K., & Matani, A. G. (2013). Evaluation of Vapour Compression Refrigeration System Using Different Refrigerants. International Journal of Engineering and Innovative Technology, 2(9), 86–92. http://doi.org/ijeit.com/vol 2/Issue 4/IJEIT1412201210_08
Aleixo, A., Morais, S., Cabezas-gómez, L., & Ricardo, J. (2010). Using engine exhaust gas as energy source for an absorption refrigeration system. Applied Energy, 87(4), 1141–1148. http://doi.org/10.1016/j.apenergy.2009.07.018
Alkan, A., & Hosoz, M. (2010). Comparative performance of an automotive air conditioning system using fixed and variable capacity compressors. International Journal of Refrigeration, 33(3), 487–495. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2009.12.018
Alqdah, K. S. (2011). Performance and evaluation of aqua ammonia auto air conditioner system using exhaust waste energy. Energy Procedia, 6, 467–476. http://doi.org/10.1016/j.egypro.2011.05.054
Al-Rashed, A. A. A. A. (2011). Effect of evaporator temperature on vapor compression refrigeration system. Alexandria Engineering Journal, 50(4), 283–290. http://doi.org/10.1016/j.aej.2010.08.003
Alsaad, M. A., & Hammad, M. A. (1998). The application of propane/butane mixture for domestic refrigerators. Applied Thermal Engineering, 18(9–10), 911–918. http://doi.org/10.1016/S1359-4311(97)00113-0
Aly, W. I. A., Abdo, M., Bedair, G., & Hassaneen, A. E. (2017). Thermal performance of a diffusion absorption refrigeration system driven by waste heat from diesel engine exhaust gases. Applied Thermal Engineering, 114, 621–630. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2016.12.019
ASHRAE. (2003). ASHARE Standard 55. Thermal Environmental Conditions for Human Occupancy. Atlanta: American Society of Heating, Refrigerating and Air-conditioning Engineers.
Austin, N., Kumar, P. S., & Kanthavelkumaran, N. (2012). Thermodynamic Optimization of Household Refrigerator Using Propane – Butane as Mixed Refrigerant. International Journal of Engineering Research and Applications, 2(6), 268–271.
82
Automobile. (2010). Automotive Air Conditioning - History. Retrieved June 12, 2016, from http://www.automobilemag.com/news/automotive-air-conditoning-history/
Basar, M. F., Musa, M., Faizal, M. Y., & Razik, N. H. a. (2013). Alternative Way in Reducing Car Cabin Temperature Using Portable Car Cooling System ( Car-Cool ). International Journal of Innovative Technology and Exploring Engineering, 3(3), 140–143.
Benouali, J., Clodic, D., Mola, S., Presti, L., Magini, M., Malvicino, C., & Fiat, C. R. (2003). Fuel Consumption of Mobile Air Conditioning Method of Testing and Results. In The Earth Technology Forum (pp. 1–10). Washington.
Berry, I. M. (2010). The Effects of Driving Style and Vehicle Performance on the Real-World Fuel Consumption of U.S. Light-Duty Vehicles. Massachusetts Institute of Technology.
Bharathan, D., Chaney, L., Farrington, R. B., Lustbader, J., Keyser, M., & Rugh, J. P. (2007). An overview of vehicle test and analysis results from NREL’s A/C fuel use reduction research. In VTMS 8 - Vehicle Thermal Management Systems Conference and Exhibition (pp. 567–580). Nottingham, England: National Renewable Energy Laboratory.
Bhatti, M. S. (1999). Evolution of Automotive Air Conditioning Riding in Comfort : Part II. ASHRAE Journal, 41(9), 44–50.
Bolaji, B. O., Huan, Z., & Borokinni, F. O. (2014). Energy Performance of Eco-friendly R152a and R600a Refrigerants as Alternative to R134a in Vapour Compression Refrigeration System. ANALELE UNIVERSITĂłII “EFTIMIE MURGU” REŞIłA, XXI(1), 354–367.
Bosch, R. (2010). LPG Spark Plugs. Road Clayton.
BP International Gas Union. (2011). Guidebook to Gas Interchangeability and Gas Quality (Vol. 6). Oslo. http://doi.org/http://www.igu.org/publications
Brokowski, M. E. (1997). Design of Vapor-Compression Refrigeration Cycles. Retrieved January 1, 2017, from http://www.qrg.northwestern.edu/thermo/design-library/refrig/refrig.html
Calm, J. M. (2008). The next generation of refrigerants – Historical review, considerations, and outlook. International Journal of Refrigeration, 31, 1123–1133. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2008.01.013
Campbell, M., Wyszyński, Ł. P., & Stone, R. (2004). Combustion of LPG in a Spark-Ignition Engine. SAE Technical Paper, 2004-01–09. http://doi.org/10.4271/2004-01-0974
Çengel, Y. A., & Boles, M. A. (2007). Thermodynamics: an engineering approach (Sixth Edit). Singapore: McGraw-Hill.
Cesur, I. (2011). The effects of modified ignition timing on cold start HC emissions and WOT performance of an LPG fuelled SI engine with thermal barrier layer coated piston. International Journal of the Physical Sciences, 6(3), 418–424. http://doi.org/10.5897/IJPS10.587
Ceviz, M. a., & Yüksel, F. (2006). Cyclic variations on LPG and gasoline-fuelled lean burn SI engine. Renewable Energy, 31, 1950–1960. http://doi.org/10.1016/j.renene.2005.09.016
83
Chandrasekharan, M. (2014). Exergy Analysis of Vapor Compression Refrigeration System Using R12 and R134a as Refrigerants. International Journal of Students’ Research in Technology & Management, 2(July), 134–139.
D.S.J., J., Pujado, & R, P. (2006). Handbook of Petroleum Processing. Dordrecht: Springer. http://doi.org/10.1007/1-4020-2820-2
Dahlan, A. A., Zulkifli, A. H., Nasution, H., Aziz, A. A., Perang, M. R. M., Jamil, H. M., & Zulkifli, A. A. (2014). Efficient and “Green” Vehicle Air Conditioning System Using Electric Compressor. Energy Procedia, 61, 270–273. http://doi.org/10.1016/j.egypro.2014.11.1105
Dalkilic, a. S., & Wongwises, S. (2010). A performance comparison of vapour-compression refrigeration system using various alternative refrigerants. International Communications in Heat and Mass Transfer, 37(9), 1340–1349. http://doi.org/10.1016/j.icheatmasstransfer.2010.07.006
Daly, S. (2006). Automotive Air-conditioning and Climate Control Systems. Igarss 2014. Oxford: Elsevier Ltd.
Damirel, Y. (2012). Energy - Production, Conversion, Storage, Conservation, and Coupling. London: Springer-Verlag.
Damrongsak, D., & Tippayawong, N. (2010). Experimental investigation of an automotive air-conditioning system driven by a small biogas engine. Applied Thermal Engineering, 30(5), 400–405. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2009.09.003
Direktorat Jenderal Minyak dan Gas Bumi. Keputusan Direktur Jenderal Minyak dan Gas Bumi, Departemen Energi dan Sumber Daya Mineral Republik Indonesia (2009). Indonesia.
El-Morsi, M. (2015). Energy and exergy analysis of LPG (liquefied petroleum gas) as a drop in replacement for R134a in domestic refrigerators. Energy, 86, 344–353. http://doi.org/10.1016/j.energy.2015.04.035
Elnajjar, E., Hamdan, M. O., & Selim, M. Y. E. (2013). Experimental investigation of dual engine performance using variable LPG composition fuel. Renewable Energy, 56, 110–116. http://doi.org/10.1016/j.renene.2012.09.048
Elnajjar, E., Selim, M. Y. E., & Hamdan, M. O. (2013). Experimental study of dual fuel engine performance using variable LPG composition and engine parameters. Energy Conversion and Management, 76, 32–42. http://doi.org/10.1016/j.enconman.2013.06.050
EngineeringToolbox. (2016a). Air Density and Specific Weight. Retrieved April 27, 2017, from http://www.engineeringtoolbox.com/air-density-specific-weight-d_600.html
EngineeringToolbox. (2016b). Propane Butane Mixtures - Evaporation Pressures. Retrieved April 30, 2016, from http://www.engineeringtoolbox.com/propane-butane-mix-d_1043.html
Erkus, B., Surmen, A., Karamangil, M. I., Arslan, R., & Kaplan, C. (2012). The effect of ignition timing on performance of LPG injected SI engine. Energy Education Science and Technology Part a-Energy Science and Research, 28(2), 1199–1206.
84
European Committee for Standardization. (2008). CEN - EN 589 - Automotive fuels - LPG - Requirements and test methods. Retrieved January 6, 2017, from http://standards.globalspec.com/std/1517884/cen-en-589
Fahim, M. A., Alsahhaf, T. A., & Elkilani, A. (2010). Fundamentals of Petroleum Refining. Oxford: Elsevier. http://doi.org/10.1017/CBO9781107415324.004
Farrington, R., & Rugh, J. (2000). Impact of Vehicle Air-Conditioning on Fuel Economy, Tailpipe Emissions, and Electric Vehicle Range. Earth Technologies Forum, (September), http://www.nrel.gov/docs/fy00osti/28960.pdf. http://doi.org/NREL/CP-540-28960
Fayazbakhsh, M. A., & Bahrami, M. (2013). Comprehensive Modeling of Vehicle Air Conditioning Loads Using Heat Balance Method. SAE Technical Paper, 2013-01–15. http://doi.org/10.4271/2013-01-1507
Ghariya, V. J., Gosai, D. C., & R.Gajjar, S. (2013). Thermodynamically Evolution of LPG Refrigerator : A Literature Review. International Journal of Engineering Research & Technology, 2(12), 2868–2875.
Gumus, M. (2011). Effects of volumetric efficiency on the performance and emissions characteristics of a dual fueled (gasoline and LPG) spark ignition engine. Fuel Processing Technology, 92(10), 1862–1867. http://doi.org/10.1016/j.fuproc.2011.05.001
Guo, Y., Li, G., Chen, H., & Hu, Y. (2017). Development of a virtual variable-speed compressor power sensor for variable refrigerant. International Journal of Refrigeration, 74, 71–83. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2016.09.025
Han, X. H., Li, P., Xu, Y. J., Zhang, Y. J., Wang, Q., & Chen, G. M. (2013). Cycle performances of the mixture HFC-161 + HFC-134a as the substitution of HFC-134a in automotive air conditioning systems. International Journal of Refrigeration, 36(3), 913–920. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2012.10.027
Huff, S., West, B., & Thomas, J. (2013). Effects of Air Conditioner Use on Real-World Fuel Economy. SAE Technical Paper, 2013-01–05. http://doi.org/10.4271/2013-01-0551
IEA. (2010). Natural Gas Liquids Supply Outlook 2008-2015. Paris.
IEA. (2014). World Energy Outlook 2014. Paris.
Irimescu, A. (2010). Study of Volumetric Efficiency for Spark Ignition Engines Using Alternative Fuels. Analele Universităţii “Eftimie Murgu,” (2), 149–154.
Jasni, M. A., & Nasir, F. M. (2012). Experimental Comparison Study of the Passive Methods in Reducing Car Cabin Interior Temperature (pp. 229–233). Penang.
Johnson, V. H. (2002). Fuel Used for Vehicle Air Conditioning: A State-by-State Thermal Comfort-Based Approach. Society of Automotive Engineers, Inc., 1, 1957–1970. http://doi.org/10.4271/2002-01-1957
Kim, T. Y., Lee, Y., Kim, C., & Shin, M. (2014). Effects of shape and surface roughness on icing and condensation characteristics of an injector in a liquid phase LPG injection system. Fuel, 132, 82–92. http://doi.org/10.1016/j.fuel.2014.04.010
85
Koli, S. R., & Yadav, S. D. (2013). Experimental Investigation of Air Conditioning System in Automobile Using A Constant Speed Biogas Engine. International Journal of Automobile Engineering Research and Development, 3(1), 15–20.
Kumar, S., Babu, M., Sajin, S., Vishnu, K., Varun, R., & Vishnu, C. . (2014). Analysis on Turbo Air-Conditioner : an Innovative. International Journal of Mechanical And Production Engineering, 2(3), 38–41. http://doi.org/IJMPE-IRAJ-DOI-566
Kwak, J. H., Kim, H. S., Lee, J. H., & Lee, S. H. (2014). On-Road Chasing Measurement Of Exhaust Particle Emissions From Diesel, CNG, LPG, And DME-Fueled Vehicles Using A Mobile Emission Laboratory. International Journal of Automotive Technology, 15(4), 543−551. http://doi.org/10.1007/s12239−014−0057−z
Lawankar, S. M. (2012). Comparative Study of Performance of LPG Fuelled Si Engine at Different Compression Ratio and Ignition Timing. International Journal of Mechanical Engineering and Technology, 3(4), 337–343.
Lee, J., Kim, J., Park, J., & Bae, C. (2013). Effect of the air-conditioning system on the fuel economy in a gasoline engine vehicle. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering, 227(January), 66–77.
Lee, J. W., Do, H. S., Kweon, S. I., Park, K. K., & Hong, J. H. (2010). Effect Of Various LPG Supply Systems On Exhaust Particle Emission In Spark-Ignited Combustion Engine. International Journal of Automotive Technology, 11(6), 793−800. http://doi.org/10.1007/s12239−010−0094−1
Levinson, R., Pan, H., Ban-Weiss, G., Rosado, P., Paolini, R., & Akbari, H. (2011). Potential benefits of solar reflective car shells: Cooler cabins, fuel savings and emission reductions. Applied Energy, 88(12), 4343–4357. http://doi.org/10.1016/j.apenergy.2011.05.006
Liao, S. M., Zhao, T. S., & Jakobsen, A. (2000). Correlation of optimal heat rejection pressures in transcritical carbon dioxide cycles. Applied Thermal Engineering, 20(9), 831–841. http://doi.org/10.1016/S1359-4311(99)00070-8
Mahendra, M., Kartohardjono, S., & Muharam, Y. (2013). Implementation Application of Alternative Fuel for Land Transportation Sector in Indonesia Based on Other Countries Experience. Journal of Energy and Power Engineering, 7, 524–536.
Masi, M., & Gobbato, P. (2012). Measure of the volumetric efficiency and evaporator device performance for a liquefied petroleum gas spark ignition engine. Energy Conversion and Management, 60, 18–27. http://doi.org/10.1016/j.enconman.2011.11.030
McGuire, & White. (2000). Liquefied Gas Handling Principles On Ships and in Terminals. London: Witherby & Co Ltd.
Md. Ehsan. (2006). Effect of Spark Advance on A Gas Run Automotive Spark Ignition Engine. Journal of Chemical Engineering, 24(1), 42–49.
Mhaske, M. S., Deshmukh, T. S., Ankush, D. D., Palkar, S. M., & Gaikwad, V. S. (2016). Performance Evolution of Domestic Refrigerator Using LPG Cylinder. International Research Journal of Engineering and Technology, 3(4), 2586–2592.
Mockus, S., Sapragonas, J., Stonys, A., & Pukalskas, S. (2006). Analysis of Exhaust Gas Composition of Internal Combustion Engines Using Liquefied Petroleum Gas. Journal of
86
Environmental Engineering and Landscape Management, 14(1), 16–22. http://doi.org/http://dx.doi.org/10.1080/16486897.2006.9636874
Mohan, M. (2013). Zero Cost Refrigeration and Air Conditioning Using LPG. Chennai: Tech Briefs.
Momenimovahed, A., Olfert, J. S., Checkel, M. D., Pathak, S., Sood, V., Robindro, L., … Garg, M. O. (2013). Effect Of Fuel Choice On Nanoparticle Emission Factors In LPG-Gasoline Bi-Fuel Vehicles. International Journal of Automotive Technology, 14(1), 1–11. http://doi.org/10.1007/s12239−013−0001−7
Murillo, S., Míguez, J. L., Porteiro, J., González, L. M. L., Granada, E., & Morán, J. C. (2005). LPG: Pollutant emission and performance enhancement for spark-ignition four strokes outboard engines. Applied Thermal Engineering, 25(13), 1882–1893. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2004.12.002
Musat, R., & Helerea, E. (2009). Parameters and Models of the Vehicle Thermal Comfort. Acta Universitatis Sapientiae Electrical and Mechanical Engineering, 1, 215–226.
Ng, B. C., Darus, I. Z. M., Jamaluddin, H., & Kamar, H. M. (2014). Dynamic modelling of an automotive variable speed air conditioning system using nonlinear autoregressive exogenous neural networks. Applied Thermal Engineering, 73(1), 1253–1267. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2014.08.043
Nikam, S. D., Dargude, S. B., Dhanagar, V. L., Patharwat, A. A., Khandare, R. S., & Bhane, A. B. (2015). Electricity Free Refrigeration System using Domestic LPG Design of Energy Saving Refrigerator. International Journal of Emerging Technology and Advanced Engineering, 5(3), 456–460.
NREL. (1994). Technical Evaluation and Assessment of CNG/LPG Bi-Fuel and Flex-Fuel Vehicle Viability. Corolado.
OriginLab. (2003). Peak Fitting Module. Northampton, MA 01060 USA: OriginLab Corporation.
Originlab. (2016). Origin User Guide. Northampton, MA 01060 USA: OriginLab Corporation. http://doi.org/10.4337/9781782545583.00006
Orzechowski, T., & Skrobacki, Z. (2016). Evaluation of thermal conditions inside a vehicle cabin. EPJ Web of Conferences, 114, 1–5. http://doi.org/10.1051/epjconf/201611402085
Palm, B. (2008). Hydrocarbons as refrigerants in small heat pump and refrigeration systems – A review. International Journal of Refrigeration, 31, 552–563. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2007.11.016
Pathania, A., & Mahto, D. (2012). Recovery of Engine Waste Heat for Reutilization in Air Conditioning System in an Automobile: An Investigation. Global Journal of Researches in Engineering Mechanical and Mechanics Engineering, 12(1), 7–19.
Pérez-García, V., Belman-Flores, J. M., Navarro-Esbrí, J., & Rubio-Maya, C. (2013). Comparative study of transcritical vapor compression configurations using CO2 as refrigeration mode base on simulation. Applied Thermal Engineering, 51(1–2), 1038–1046. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2012.10.018
87
Ponce Arrieta, F. R., Sodré, J. R., Mateus Herrera, M. D., & Barros Zárante, P. H. (2016). Exergoeconomic analysis of an absorption refrigeration and natural gas-fueled diesel power generator cogeneration system. Journal of Natural Gas Science and Engineering, 36, 155–164. http://doi.org/10.1016/j.jngse.2016.10.022
Price, P., Guo, S., & Hirschmann, M. (2004). Performance of an evaporator for a LPG powered vehicle. Applied Thermal Engineering, 24(8–9), 1179–1194. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2003.11.028
Rêgo, A. T., Hanriot, S. M., Oliveira, A. F., Brito, P., & Rêgo, T. F. U. (2014). Automotive exhaust gas flow control for an ammonia-water absorption refrigeration system. Applied Thermal Engineering, 64(1–2), 101–107. http://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2013.12.018
Rosmayati, L. (2012). Hydrocarbon Composition and Physical-Chemical Properties Assessment of LPG for Household. Publication Paper of Oil And Gas, 46(2), 69–77.
Rugh, J., Hovland, V., & Andersen, S. (2004). Significant Fuel Savings and Emission Reductions by Improving Vehicle Air Conditioning. In 15th Annual Earth Technologies Forum and Mobile Air Conditioning Summit. Washington, D.C, USA: National Renewable Energy Laboratory.
Saidur, R., Masjuki, H. H., & Hasanuzzaman, M. (2009). Performance Of An Improved Solar Car Ventilator. International Journal of Mechanical and Materials Engineering, 4(1), 24–34.
Saleh, H. E. (2008). Effect of variation in LPG composition on emissions and performance in a dual fuel diesel engine. Fuel, 87(13–14), 3031–3039. http://doi.org/10.1016/j.fuel.2008.04.007
Saraf, R. R., Thipse, S. S., & Saxena, P. K. (2009). Comparative Emission Analysis of Gasoline / LPG Automotive Bifuel Engine. International Journal of Civil and Environmental Engineering, 1(4), 199–202.
Sarkar, J., & Bhattacharyya, S. (2009). Assessment of blends of CO2 with butane and isobutane as working fluids for heat pump applications. International Journal of Thermal Sciences, 48(7), 1460–1465. http://doi.org/10.1016/j.ijthermalsci.2008.12.002
Setiyo, M., Soeparman, S., & Hamidi, N. (n.d.). Numerical study on cooling effect potential from vaporizer device of LPG vehicle. Journal of Engineering Science and Technology.
Setiyo, M., Soeparman, S., Hamidi, N., & Wahyudi, S. (2016). Techno-economic analysis of liquid petroleum gas fueled vehicles as public transportation in Indonesia. International Journal of Energy Economics and Policy, 6(3), 495–500.
Setiyo, M., Waluyo, B., Anggono, W., & Husni, M. (2016). Performance of Gasoline/LPG Bi-Fuel Engine of Manifold absolute Pressure Sensor (MAPS) Variations Feedback. ARPN Journal of Engineering and Applied Sciences, 11(7), 4707–4712.
Shah, I. H., & Gupta, K. (2014). Design of LPG Refrigeration System and Comparative Energy Analysis with Domestic Refrigerator. International Journal Of Engineering Sciences & Research Technology, 3(7), 206–213.
88
Shah, R. K. (2006). Automotive Air-Conditioning Systems – Historical Developments, The State of Technology and Future Trends. In Proceedings of the 3rd BSME-ASME International Conference on Thermal Engineering (pp. 20–22). Dhaka.
Shankar, K. S., & Monahan, P. (2011). MPFI gasoline engine combustion, performance and emission characteristics with LPG injection. International Journal of Energy and Environment, 2(4), 761–770.
Sowjanya, L. (2015). Thermal Analysis of a Car Air Conditioning System Based On an Absorption Refrigeration Cycle Using Energy from Exhaust Gas of an Internal Combustion Engine. Advanced Engineering and Applied Sciences, 3(4), 47–53.
Stoecker, W. F. (1989). Design Of Thermal Systems. Singapore: McGraw-Hill.
Sulaiman, M. Y., Ayob, M. R., & Meran, I. (2013). Performance of Single Cylinder Spark Ignition Engine Fueled by LPG. Procedia Engineering, 53, 579–585. http://doi.org/10.1016/j.proeng.2013.02.074
Tiwari, H., & Parishwad, G. V. (2012). Adsorption Refrigeration System for Cabin Cooling of Trucks. International Journal of Emerging Technology and Advanced Engineering, 2(10), 337–342.
Vaghela, J. K. (2014). The Load Calculation of Automobile Air Conditioning System. International Journal of Engineering Development and Research, 2(1), 97–109.
Vasta, S., Freni, A., Sapienza, A., Costa, F., & Restuccia, G. (2012). Development and lab-test of a mobile adsorption air-conditioner. International Journal of Refrigeration, 35(3), 701–708. http://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2011.03.013
Vicatos, G., Grizagoridis, J., & Wang, S. (2008). A Car Air-Conditioning System Based On An Absorption Refrigeration Cycle Using Energy From Exhaust Gas Of An Internal Combustion Engine. Journal of Energy in Southern Africa, 19(4), 6–11.
Vishweshwara, S. C., Marhoon, J., & Dhali, A. L. (2013). Study of Excessive Cabin Temperatures of the Car Parked in Oman and its Mitigation. International Journal Of Multidisciplinary Sciences And Engineering, 4(9), 18–22.
Wang, M., Zima, M. J., & Kadle, P. S. (2009). Energy-Efficient Air Conditioning Systems Utilizing Pneumatic Variable Compressors. SAE International Journal of Passenger Cars - Mechanical Systems, 2(1), 725–735. http://doi.org/10.4271/2009-01-0539
Wang, S. K. (2000). Handbook of Air Conditioning and Refrigeration (2nd Editio). New York: The McGraw-Hill Companies, Inc.
Watson, H. C., & Phuong, P. X. (2007). Why Liquid Phase LPG Port Injection has Superior Power and Efficiency to Gas Phase Port Injection. SAE Technical Paper, 2007-01–35. http://doi.org/10.4271/2007-01-3552
Werpy, M. R., Burnham, A., & Bertram, K. (2010). Propane Vehicles : Status, Challenges, and Opportunities. Argonne.
Wongwises, S., & Chimres, N. (2005). Experimental study of hydrocarbon mixtures to replace HFC-134a in a domestic refrigerator. Energy Conversion and Management, 46, 85–100. http://doi.org/10.1016/j.enconman.2004.02.011
89
World LPG Association. (2005). Autogas Incentive Policies, A Country-by-Country Analysis of Why and How Governments Encourage Autogas and What Works. Paris.
World LPG Association. (2012). Autogas Incentive Policies, Revised and Updated 2012. Paris.
World LPG Association. (2015). Autogas Incentive Policies, 2015 Update. Neuilly-sur-Seine.
Younglove, B. A., & Ely, J. F. (1987). Thermophysical Properties of Fluids. II. Methane, Ethane, Propane, Isobutane, and Normal Butane. Journal of Physical and Chemical Reference Data. http://doi.org/10.1063/1.555785
Zainal, B. Z., Mustafa, A., & Hanapi, M. (2006). Heat And Mass Transfer Studies In Liquefied Petroleum Gas Storage Operations (No. 74165). Universiti Teknologi Malaysia, Johor Bahru.
Zima, M., Wang, M., Kadle, P., & Bona, J. (2014). Improving the Fuel Efficiency of Mobile A/C Systems with Variable Displacement Compressors. SAE Technical Paper, 2014-01–07, 1–6. http://doi.org/10.4271/2014-01-0700.
90
Lampiran 1 Luaran Penelitian
1. Publikasi dalam international conference dan dimuat dalam proceeding
No Judul Autors Conference Status
1 A Simulation for Predicting Potential Cooling Effect on LPG-Fuelled Vehicles
Muji Setiyo. Sudjito Soeparman. Slamet Wahyudi. Nurkholis Hamidi
ICESEAM 2015. dimuat dalam AIP Proceeding (Scopus. H index 34, 2015)
Published 1717, 030002 (2016); http://dx.doi.org/10.1063/1.4943426
2. Artikel dalam jurnal
No Judul Autors Jurnal Status 1. The Alternative Way To
Drive The Automobile Air-Conditioning, Improve Performance, And Mitigate The High Temperature: A Literature Overview
Muji Setiyo Sudjito Soeparman Slamet Wahyudi Nurkholis Hamidi
Periodica Polytechnica Transportation Engineering (Scopus, Q3, h index 6, 2015)
Accepted, December 8, 2016
2. Numerical Study on Cooling Effect Potential from Vaporizer Device of LPG Vehicle
Muji Setiyo Sudjito Soeparman Slamet Wahyudi Nurkholis Hamidi Mukhtar Hanafi
Journal of Engineering Science and Technology (Scopus, Q2, h index 9)
Article in Press Volume 12, Issue 9 (Sept 2017)
3. Characteristic of LPG Compositions in the Fuel Line During Discharging Process
Muji Setiyo Sudjito Soeparman Nurkholis Hamidi Slamet Wahyudi
International Journal of Technology (Scopus, Q4, ESCI Thomson reuters)
Published, Vol. 8 (1), pp. 114-123, 2017
4. Techno-economic Analysis of Liquid Petroleum Gas Fueled Vehicles as Public Transportation in Indonesia
Muji Setiyo Sudjito Soeparman Slamet Wahyudi Nurkholis Hamidi
International Journal of Energy Economics and Policy (Scopus, Q2)
Published, Vol. 6(3) Juli 2016
5. Cooling effect characteristics of a ½ cycle refrigeration system on an LPG fuel system
Muji Setiyo Sudjito Soeparman Nurkholis Hamidi Slamet Wahyudi
International Journal of Refrigeration (elsevier) (Scopus, Q1, h index 77)
Accepted, 5 Juni 2017
3. Paten
No Judul Invensi Inventor ID Status
1 Alat refrigerasi dari
proses evaporasi LPG
pada kendaraan
berbahan bakar LPG
Muji Setiyo.
Sudjito Soeparman.
Slamet Wahyudi.
Nurkholis Hamidi
S00201609058 Register
91
Lampiran 2 Data Uji GCMS
Nomor sampel : 1
Nomor sampel : 2
92
Nomor sampel : 3
Nomor sampel : 4
93
Nomor sampel : 5
Nomor sampel : 6
94
Nomor sampel : 7
Nomor sampel : 8
95
Nomor sampel : 9
Nomor sampel : 10
96
Nomor sampel : 11
97
Lampiran 3 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,05 MPa
t (s)
T2(°C) T4(°C) mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s
1 20 20 20 28 27 27
10 1 -2 -5 29 28 26
20 -18 -20 -19 29 28 27
30 -23 -23 -21 29 28 27
40 -24 -24 -22 29 28 27
50 -24 -24 -23 29 28 26
60 -24 -24 -23 29 27 26
70 -24 -24 -23 29 27 25
80 -24 -24 -23 29 27 25
90 -24 -24 -23 29 26 25
100 -24 -25 -24 29 26 24
110 -24 -24 -24 29 26 24
120 -24 -25 -24 29 26 23
130 -24 -24 -24 28 26 23
140 -24 -24 -24 28 26 23
150 -24 -24 -24 28 25 23
160 -24 -24 -24 28 25 22
170 -24 -24 -24 28 25 22
180 -24 -24 -24 28 25 22
190 -24 -24 -24 28 25 22
200 -24 -24 -24 28 25 21
210 -24 -24 -24 28 25 21
220 -24 -24 -24 28 24 20
230 -24 -24 -24 28 24 20
240 -24 -24 -24 28 24 20
98
t (s)
T2(°C) T4(°C) mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s
250 -24 -24 -24 28 24 19
260 -24 -24 -24 28 24 19
270 -24 -24 -24 28 24 18
280 -24 -24 -24 28 24 17
290 -24 -24 -24 27 24 16
300 -24 -24 -24 27 24 16
310 -24 -24 -24 27 23 15
320 -24 -24 -24 28 23 14
330 -24 -24 -24 27 23 14
340 -24 -24 -24 27 23 13
350 -24 -24 -24 27 23 13
360 -25 -24 -24 27 23 12
370 -25 -24 -24 27 23 12
380 -25 -24 -24 27 23 11
390 -25 -24 -24 27 23 11
400 -24 -24 -24 27 23 10
410 -24 -24 -24 27 23 10
420 -24 -24 -24 27 23 9
430 -24 -24 -24 27 23 9
440 -24 -24 -24 27 23 9
450 -24 -24 -24 27 23 9
460 -24 -24 -24 27 23 9
470 -24 -24 -24 27 23 8
480 -24 -24 -24 27 23 8
490 -24 -24 -24 27 23 8
500 -24 -24 -24 27 23 7
510 -24 -24 -24 27 23 7
520 -24 -24 -24 27 23 7
530 -24 -24 -24 27 23 7
540 -24 -24 -24 27 22 6
550 -24 -24 -24 27 22 6
560 -24 -24 -24 27 22 6
570 -24 -24 -24 27 22 6
580 -24 -24 -24 27 22 6
590 -24 -24 -24 27 22 6
600 -24 -24 -24 27 22 5
99
Lampiran 4 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,10 MPa
t (s)
T2(°C) T4(°C) mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
4g/s mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
4g/s
1 20 20 20 20 28 27 27 27
10 -1 0 -4 -2 28 28 25 25
20 -15 -14 -14 -13 29 29 25 24
30 -17 -16 -16 -15 29 29 24 24
40 -18 -17 -17 -15 29 28 24 23
50 -17 -17 -17 -16 29 28 24 23
60 -17 -17 -17 -16 29 28 23 23
70 -17 -17 -17 -16 29 27 23 22
80 -17 -17 -17 -16 29 27 23 22
90 -17 -17 -17 -16 29 27 22 21
100 -17 -17 -17 -16 29 27 22 20
110 -17 -17 -17 -16 29 26 22 20
120 -17 -17 -17 -16 29 26 21 19
130 -17 -17 -17 -16 29 26 21 18
140 -17 -17 -17 -16 29 26 20 18
150 -17 -17 -17 -16 29 25 19 17
160 -17 -17 -17 -16 29 25 19 16
170 -17 -17 -17 -16 29 25 19 15
180 -17 -17 -17 -16 29 25 18 15
190 -17 -17 -17 -16 29 25 18 14
200 -17 -17 -17 -16 29 25 17 13
210 -17 -17 -17 -16 29 25 17 13
220 -17 -17 -17 -16 29 24 16 12
230 -18 -17 -17 -16 29 24 16 11
240 -18 -17 -17 -16 29 24 15 11
100
t (s)
T2(°C) T4(°C) mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
4g/s mLPG
1g/s mLPG
2g/s mLPG
3g/s mLPG
4g/s
250 -18 -17 -17 -16 29 24 15 10
260 -18 -17 -17 -16 29 24 15 10
270 -18 -17 -17 -16 29 24 14 9
280 -18 -17 -17 -16 29 24 14 8
290 -18 -17 -17 -16 28 24 13 6
300 -18 -17 -17 -16 29 23 13 5
310 -18 -17 -17 -16 29 23 12 2
320 -18 -17 -17 -16 29 23 12 -3
330 -18 -17 -17 -16 29 23 11 -5
340 -17 -17 -17 -16 28 23 11 -6
350 -17 -17 -17 -16 28 23 11 -6
360 -17 -17 -17 -16 28 23 11 -7
370 -17 -17 -17 -16 28 23 10 -7
380 -18 -17 -17 -16 28 23 10 -7
390 -18 -17 -16 -16 28 23 10 -8
400 -18 -17 -16 -16 28 22 10 -8
410 -18 -17 -16 -16 28 22 10 -8
420 -18 -17 -16 -16 28 22 9 -8
430 -18 -17 -16 -15 28 22 9 -8
440 -17 -17 -16 -16 29 22 9 -8
450 -17 -17 -16 -15 28 22 9 -8
460 -17 -17 -16 -16 28 22 8 -8
470 -17 -17 -16 -16 28 22 8 -9
480 -17 -17 -16 -16 29 22 7 -9
490 -18 -17 -16 -16 28 22 6 -9
500 -17 -17 -16 -16 28 22 6 -9
510 -18 -17 -16 -16 28 22 5 -9
520 -18 -17 -16 -16 29 22 5 -9
530 -18 -17 -16 -16 29 22 4 -9
540 -18 -17 -16 -16 28 22 3 -9
550 -18 -17 -16 -16 28 21 3 -9
560 -18 -17 -16 -16 28 21 3 -10
570 -18 -17 -16 -16 29 21 2 -9
580 -18 -17 -16 -16 28 21 2 -10
590 -18 -17 -16 -16 28 21 2 -10
600 -18 -17 -16 -16 28 21 2 -10
101
Lampiran 5 Data Uji Temperatur LPG pada tekanan evaporasi 0,15 MPa
t
(s)
T2(°C) T4(°C)
mLPG 1g/s
mLPG 2g/s
mLPG 3g/s
mLPG 4g/s
mLPG 5g/s
mLPG 6g/s
mLPG 1g/s
mLPG 2g/s
mLPG 3g/s
mLPG 4g/s
mLPG 5g/s
mLPG 6g/s
1 21 20 20 20 20 20 28 27 25 23 23 23
10 1 1 0 0 1 0 28 28 25 24 24 24
20 -8 -8 -8 -7 -7 -8 29 29 25 24 24 24
30 -10 -10 -10 -9 -9 -9 29 27 26 23 22 23
40 -10 -10 -10 -9 -9 -10 30 28 28 19 18 19
50 -11 -11 -10 -9 -10 -10 30 29 28 15 13 15
60 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 29 27 8 1 8
70 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 28 25 -1 -2 -1
80 -11 -10 -10 -10 -10 -10 30 28 22 -2 -3 -2
90 -11 -10 -10 -10 -10 -10 30 28 19 -3 -4 -3
100 -11 -10 -10 -10 -10 -10 30 27 17 -4 -4 -4
110 -11 -10 -10 -10 -10 -10 30 27 16 -4 -5 -4
120 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 27 14 -4 -5 -4
130 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 27 12 -5 -5 -5
140 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 26 10 -5 -5 -5
150 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 26 9 -5 -6 -5
160 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 26 8 -5 -6 -5
170 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 25 3 -5 -5 -5
180 -11 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -5 -6
190 -11 -11 -10 -10 -10 -10 30 25 3 -6 -5 -6
200 -11 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -6 -6
210 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -7 -6
220 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -7 -6
230 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -7 -6
240 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 25 3 -6 -7 -6
250 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 3 -6 -7 -6
260 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 3 -6 -7 -6
270 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 0 -7 -7 -7
280 -11 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 -1 -7 -7 -7
290 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 -1 -7 -7 -7
300 -11 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 -1 -7 -8 -7
102
t
(s)
T2(°C) T4(°C)
mLPG 1g/s
mLPG 2g/s
mLPG 3g/s
mLPG 4g/s
mLPG 5g/s
mLPG 6g/s
mLPG 1g/s
mLPG 2g/s
mLPG 3g/s
mLPG 4g/s
mLPG 5g/s
mLPG 6g/s
310 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 -1 -7 -8 -7
320 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 24 -1 -7 -8 -7
330 -11 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -1 -7 -8 -7
340 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -1 -7 -8 -7
350 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -7 -8 -7
360 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -7 -8 -7
370 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -7 -8 -7
380 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -7 -8 -7
390 -10 -11 -10 -10 -10 -11 29 23 -2 -7 -8 -7
400 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -7 -8 -7
410 -10 -11 -10 -10 -10 -10 29 23 -2 -8 -8 -8
420 -10 -11 -10 -10 -10 -11 29 23 -2 -7 -8 -7
430 -11 -11 -10 -10 -10 -11 29 23 -2 -7 -8 -7
440 -11 -11 -10 -10 -10 -11 29 22 -2 -8 -8 -8
450 -11 -11 -10 -10 -10 -11 29 22 -2 -8 -8 -8
460 -10 -10 -10 -10 -10 -11 29 22 -2 -8 -9 -8
470 -11 -11 -10 -10 -10 -11 29 22 -2 -8 -9 -8
480 -11 -10 -10 -10 -10 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
490 -11 -11 -10 -10 -10 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
500 -11 -11 -10 -10 -10 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
510 -10 -10 -10 -10 -11 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
520 -11 -10 -10 -10 -10 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
530 -11 -10 -10 -10 -11 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
540 -11 -10 -10 -10 -11 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
550 -11 -10 -10 -10 -11 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
560 -11 -10 -10 -10 -10 -11 28 22 -2 -8 -9 -8
570 -11 -11 -10 -10 -11 -11 28 22 -1 -8 -9 -8
580 -11 -11 -10 -10 -11 -11 28 21 -2 -8 -9 -8
590 -11 -10 -10 -10 -10 -11 28 21 -1 -8 -9 -8
600 -11 -10 -10 -10 -11 -11 28 21 -1 -8 -9 -8
103
Lampiran 6 Data Uji Temperatur Udara (T5 dan T6)
t (s)
T5
P Evap LPG 0,05 MPa
P Evap LPG 0,05 MPa P Evap LPG 0,05 MPa
T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T7 T8
mL= 1g/s
mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 1g/s
mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 4g/s
mL=1
g/s mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 4g/s
mL= 5g/s
mL= 6g/s
1 32 29 29 29 29 29 29 29 29 29 29 29 29 29
10 32 28 26 27 28 28 27 25 28 27 26 25 26 28
20 32 27 25 27 28 28 25 24 28 28 25 24 25 27
30 32 27 25 26 28 27 24 23 28 27 24 23 24 25
40 32 27 24 25 27 26 23 22 27 27 23 22 22 23
50 32 26 23 24 27 25 22 21 27 26 22 21 21 21
60 32 26 23 23 27 24 21 20 27 26 22 20 19 20
70 32 26 22 22 27 24 21 20 27 25 21 19 18 19
80 32 26 22 22 27 23 21 20 27 25 21 19 18 18
90 32 26 22 21 26 23 20 19 26 25 21 18 17 18
100 32 26 22 21 26 22 20 19 26 24 20 17 17 17
110 32 25 22 21 26 22 20 18 26 24 20 17 17 17
120 32 25 22 21 26 22 20 18 26 24 19 17 16 17
130 32 25 22 21 26 22 20 18 26 24 19 16 16 17
140 32 25 22 21 26 22 19 18 26 23 18 16 16 17
150 32 25 22 21 26 22 19 17 26 23 18 16 15 16
160 32 25 21 20 26 22 19 17 26 23 18 15 15 16
170 32 25 21 20 26 22 19 16 26 23 18 15 15 16
180 32 25 21 20 26 21 19 16 26 23 18 15 15 16
190 32 25 21 20 26 21 18 16 26 23 17 15 14 16
200 32 25 21 19 26 21 18 15 26 23 17 14 14 16
210 32 25 21 19 26 21 18 15 26 23 17 14 14 15
220 32 25 21 19 26 21 18 15 26 23 17 14 14 15
230 32 25 20 19 25 21 17 14 25 23 17 14 14 15
240 32 25 20 19 25 21 17 14 25 22 17 14 13 15
250 32 25 20 19 25 21 17 14 25 22 17 14 14 15
260 32 25 20 18 25 21 17 14 25 22 17 14 13 15
270 32 25 20 18 25 21 16 14 25 22 17 14 13 15
280 32 25 20 18 25 21 16 13 25 22 17 14 13 15
290 32 25 20 17 25 21 16 13 25 22 16 14 14 15
300 32 25 20 17 25 21 16 13 25 22 16 14 13 14
310 32 25 20 17 25 21 16 13 25 22 16 14 13 14
104
t (s)
T5
P Evap LPG 0,05 MPa
P Evap LPG 0,05 MPa P Evap LPG 0,05 MPa
T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T6 T7 T8
mL= 1g/s
mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 1g/s
mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 4g/s
mL=1
g/s mL= 2g/s
mL= 3g/s
mL= 4g/s
mL= 5g/s
mL= 6g/s
320 32 25 20 17 25 21 16 13 25 22 16 14 13 14
330 32 25 20 16 25 21 16 13 25 21 16 14 13 14
340 32 25 20 16 25 20 15 13 25 21 16 14 13 14
350 32 25 19 16 25 21 15 12 25 21 16 14 14 14
360 32 25 19 16 25 20 15 12 25 21 16 14 14 14
370 32 25 20 16 25 20 15 13 25 21 16 14 14 14
380 32 25 19 16 25 20 15 13 25 21 16 14 14 14
390 32 25 19 16 25 20 15 12 25 21 16 14 14 14
400 32 25 19 16 25 20 16 12 25 21 16 14 14 14
410 32 25 19 16 25 20 15 12 25 21 16 14 14 14
420 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 16 14 14 14
430 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 16 14 13 14
440 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 15 14 13 14
450 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 15 14 13 14
460 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 15 14 13 14
470 32 25 19 16 25 20 15 12 25 20 15 14 13 14
480 32 25 19 16 25 19 15 12 25 20 15 14 13 14
490 32 25 19 16 25 19 15 12 25 20 15 14 14 14
500 32 25 19 16 25 19 15 12 25 20 15 14 14 14
510 33 25 19 16 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
520 33 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
530 33 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
540 33 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
550 33 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
560 33 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
570 32 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
580 32 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
590 32 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
600 32 25 19 15 25 19 15 12 25 20 15 14 14 13
105
Lampiran 7 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG 0,05 MPa
106
Lampiran 8 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG 0,10 MPa
107
Lampiran 9 Tabel perhitungan efek refrigerasi aktual pada tekanan evaporasi LPG 0,15 MPa
108
Lampiran 8 (Lanjutan) Tabel perhitungan efek refrigerasi pada tekanan evaporasi LPG 0,15
MPa
109
Lampiran 10. Peralatan Penelitian
No Nama alat Jumlah
GC-MS-TQ8030
1
1 Thermocople PT 100, Autonics
8
2 Pressure tranduser PSAN series, Autonics
5
3 TM series 8 pin, Autonics
2
110
No Nama alat Jumlah
4 Automotive Flow meter
1
5 SCM 481, Autonics
1
6 Lutron LM 8010 Air flow meter
1
7 DAQ Master
1
View publication statsView publication stats