Perancangan H eat Exchanger pada B inary Power Plant Kapasitas 100 KW yang Memanfaatkan Uap Sisa PLTP Ulu Belu
A.Yudi Eka Risano, A Su’udi dan Rendy Dwi AP JurusanTeknikMesin, FakultasTeknikUniversitas Lampung Jln. Prof.SumantriBrojonegoro No. 1 Gedung H FT Lt. 2 Bandar Lampung Telp. (0721) 3555519, Fax. (0721) 704947 Email: yudi_95@yahoo.com,  rendy_anggara15@yahoo.co.id

## Abstrak
Binary  power  plant adalah  sistem  pembangkitan  listrik  kedua  yang  mana  fluida  panas  bumi  dimanfaatkan sebagai  sumber  panas  utama  pada  alat  penukar  panas.  Tujuan  dari  penelitian  ini  yaitu  merencanakan heat  exchanger pada binary  power  plant kapasitas  100  KW,  menghitung  dan  menentukan  dimensi-dimensi  tiap  komponen  dari heat exchanger ,  mengetahui  besar longitudinalstress , circumferential  stress dan thermal  stress yang  terjadi  pada heat exchanger .  Hasil  dari  perencanaan  yang  telah  dilakukan  menunjukan  bahwa  dimensi  dari heat  exchanger yaitu berdiameter 0,5 m, panjang 3,6 m, dan tebal dinding yaitu 9,5 x 10 -3 m. Tegangan total yang paling besar yaitu tegangan total arah circumferential yang terjadi pada komponen shell dengan nilai sebesar 163,5 Mpa. Tegangan-tegangan yang terjadi pada tiap komponen lebih kecil dibandingkan nilai tegangan ijin material pada nilai SF 1,5 yang direncanakan. Kata kunci : Binary power plant , Circumferential stress , Heat exchanger , Longitudinal stress , Thermal stress.

## PENDAHULUAN
Energi  panas  bumi merupakan sumber  energi terbarukan  berupa  energi thermal yang  dihasilkan  dan disimpan  di  dalam  inti  bumi.  Saat  ini  energi  panas  bumi mulai  menjadi  perhatian  dunia.  Meningkatnya  kebutuhan akan  energi  serta  meningkatnya  harga  minyak,  telah memacu negara ‐ negara lain, untuk mengurangi ketergantungan  mereka  pada  minyak  dengan  cara memanfaatkan  energi  panas  bumi  untuk  menghasilkan energi  listrik.  Beberapa  pembangkit  listrik  bertenaga panas  bumi  sudah  dimanfaatkan  oleh  24  negara  seperti Amerika  Serikat,  Inggris,  Prancis,  Jerman,  Jepang, termasuk  Indonesia  [5].  Negara  yang  terbesar  di  dunia dalam  hal  kapasitas  instalasi  energi  panas  bumi  adalah Amerika  Serikat.  Pada  tahun  2010  Amerika  Serikat memiliki  77  Pembangkit  Listrik  Tenaga  Panas  Bumi (PLTP) yang memproduksi lebih dari 3000 MW.
Indonesia  memiliki  potensi  panas  bumi  terbesar yaitu 40% dari  potensi dunia, yang tersebar di 265 lokasi di sepanjang jalur vulkanik. Berdasarkan data dari Badan Geologi  pada  tahun  2011,  potensi  pembangkit  listrik tenaga  panas  bumi  Indonesia    adalah    29.308    MW. Namun, sampai  dengan  saat  ini baru  sekitar  1.196 MW (4%)    dari  total  potensi  pembangkit  listrik  tenaga  panas bumi  yang  telah  dimanfaatkan    untuk    menghasilkan energi listrik [3].
Provinsi lampung sendiri memiliki potensi panas bumi  yang cukup tinggi  yang saat ini telah dimanfaatkan menjadi  pembangkit  listrik  tenaga  panas  bumi  (PLTP), salah  satunya  yang  terletak  di  Ulu  belu  Kabupaten Tanggamus,  yang  memiliki  kapasitas  sebesar  110  MW. Dengan  kapasitas  yang  tersebut,  diharapkan  pembangkit
listrik  ini  dapat  sedikit  mengatasi  kekurangan  akan kebutuhan energi listrik yang terjadi saat ini.
Pembangkit  listrik  tenaga  panas  bumi  (PLTP) pada  prinsipnya  sama  seperti  Pembangkit  listrik  tenaga uap (PLTU), hanya pada PLTU uap dibuat di permukaan menggunakan  boiler,  sedangkan  pada  PLTP  uap  berasal dari reservoir panas bumi. Apabila fluida di kepala sumur berupa  fasa  uap,  maka  uap  tersebut  dapat  dialirkan langsung  ke turbin, dan  kemudian turbin akan  mengubah energi  panas  bumi  menjadi  energi  gerak  yang  akan memutar generator sehingga dihasilkan energi listrik. Uap yang  telah  menggerakkan  turbin  tersebut  kemudian diinjeksikan  ke perut bumi. Kenyataannya,  uap ini  masih memiliki  suhu  sedang  yang  masih  dapat  dimanfaatkan umtuk  pembangkit  listrik  siklus  binary , sehingga  dapat menambah efisiensi pembangkit listrik tenaga panas bumi tersebut.
Dalam  siklus  binari,  fluida  sekunder  (propana, butana, pentana) dipanasi oleh fluida panas bumi  melalui alat  penukar  kalor.  Fluida  sekunder  menguap  pada temperatur  lebih  rendah  dari  temperatur  titik  didih  air pada tekanan yang sama. Uap tersebut mengalir ke turbin sekunder dan menggerakan generator sehingga menghasilkan  listrik  dalam  skala  kecil  dibandingkan pembangkit primer [10].
Makalah  ini  menguraikan    “Perancangan Heat Exchanger Pada Binary  Power  Plant Kapasitas  100  KW Yang Memanfaatkan Uap Sisa PLTP Ulu Belu”.

## METODOLOGI PERANCANGAN
1. Pengumpulan Data
Pengumpulan  data  dilakukan  untuk  proses perhitungan  desain shell  and  tube .  Adapun  untuk pengumpulan  data  karakteristik  uap  sisa  PLTP  di  Ulu Belu,  penulis  melakukan  wawancara  dan  observasi langsung  ke  lapangan.  Sedangkan  untuk  pengumpulan data  karakteristik  fluida  sekunder  (Propana)  dan karakteristik  yang  dibutuhkan  untuk  turbin  uap binary berkapasitas  100  KW,  penulis  melakukan  studi  literatur terhadap sumber buku dan referensi.
2. Perhitungan aliran, tekanan dan energi panas
Perhitungan  ini  dilakukan  untuk  memperoleh panjang tube yang  digunakan  sebagai  pemanas  dalam heat exchanger.
a. Kesetimbangan Energi
Aliran di dalam celah adalah  tertutup sempurna, maka  kesetimbangan  energi  dapat  digunakan  untuk menentukan  temperatur  fluida  yang  bervariasi  dan  nilai total  transfer  panas  konveksi  tergantung  dari  laju  aliran massa [6].
) ( , , i f o f p ch conv T T C m q   (2.1)

## b. Bilangan Reynold
Setiap aliran fluida mempunyai nilai bilangan Reynold yang  merupakan  pengelompokan  aliran  yang  mengalir [6].
  D m   4
Re (2.2)
c. Bilangan Nusselt
Parameter  yang  menghubungkan  ketebalan relatif  antara  lapisan  batas  hidronamik  dan  lapisan  batas termal adalah maksud dari angka Prandtl , angka ini dapat ditentukan  dengan  menggunakana  tabel,  maupun  dengan menggunakan persamaan [6].
3 1 Pr . Re . m D C Nu  (2.3)
d. Koefisien perpindahan panas menyeluruh
Persamaan  yang  digunakan  dalam  mencari koefisien  perpindahan  panas  menyeluruh  berkaitan dengan besarnya koefisien perpindahan panas pada bagian dalam  pipa  dan  bagian  luar  pipa,  dimana  persamaannya dapat ditulis seperti berikut ini [4]:
U    =
out in h h 1 1 1  (2.4)
Dimana  h    merupakan  koefisien  perpindahan  panas  pada pipa yang dapat ditulis dalam persamaan berikut [6]:
h in =
in D k Nu
(2.5)
e. Menentukan Log Mean Different Temperature
Persamaan log  mean  different  temperature dapat  digunakan  pada  aliran  fluida  dengan  properti temperatur keluar dan masuk baik fluida panas dan dingin diketahui, sehingga persamaannya seperti berikut ini [4] :
  1 2 1 2 ln T T T T T LMTD        (2.6)
f. Menentukan Panjang Pipa
Dalam merancang suatu heat exchanger , panjang merupakan  hal  yang  sangat  menetukan  berapa  lama  dan berapa  laju  yang  digunakan  dalam  heat  exchanger tersebut,  untuk  menentukan  panjang  tersebut  dapat menggunakan persamaan berikut ini [4]:
F T U D q L LMTD conv . . . .   
(2.7)
3. Penentuan jenis material Dalam menentukan jenis material yang digunakan  untuk  tiap  komponen shell  and  tube yaitu shell,  tube,  baffle,  nozzle,  front  head  dan  rear  head . Pemilihan jenis-jenis material berdasarkan ASME Section VIII Divisi 1 [1].
4. Perhitungan Dimensi Menghitung dimensi-dimensi untuk tiap komponen shell  and  tube. Adapun  persamaan  yang digunakan  untuk  menghitung  tebal  pada  tiap  komponen heat exchanger yaitu persamaan berikut [7] : Tebal pada dimensi bagian dalam:
t =
P SE PR j 6 , 0  (2.8)
Tebal pada dimensi bagian luar: t = P SE PR j 4 , 0  (2.9)
5. Analisa tegangan
Menghitung  besar  nilai  tegangan  yang  terjadi pada  komponen-komponen shell  and  tube .  Berdasarkan teori  tegangan  yang  terjadi  pada heat  exchanger adalah sebagai berikut:
a. Tegangan circumferential yaitu  tegangan  yang  searah dengan  garis  singgung  penampang  pipa.  Tegangan  ini disebabkan  oleh  tekanan  dalam  pipa,  dan  bernilai  positif jika tegangan cenderung membelah pipa menjadi dua [8].
H S = t PD 2 (2.10)
Gambar 1 Arah Tegangan Circumferential pada pipa
b. Tegangan longitudinal yaitu  tegangan  yang  searah dengan  panjang  pipa.  Tegangan  longitudinal  pada  sistem pipa  disebabkan  oleh  gaya-gaya  tekanan  dalam  pipa  dan bending [8].
L S = t PD 4 (2.11)
Gambar 2 Arah Tegangan Longitudinal
Salah  satu  komponen  dari  Tegangan  Longitudinal ( Longitudinal Stress ) adalah Tegangan Thermal ( Thermal Stress ). Tegangan thermal pada pipa terjadi karena beban thermal yang dialami oleh pipa. Jika pipa dengan panjang awal L 0 mengalami peningkatan temperatur sebesar (dT).
maka  besarnya  elongasi  (dL)  yang  dialami  oleh  pipa adalah [9] :
dL = α * L 0 * dT (2.12) Dimana,α : koefisien ekspansi thermal (/K) L 0 : panjang awal pipa (m)
dt
: perubahan temperatur (K)
Regangan  yang  dihasilkan  akibat  penambahan  panjang adalah [9] :
 = 0 L dL (2.13)
Sementara  itu,  besarnya  tegangan  thermal  yang  dialami oleh pipa adalah [9] : Tegangan thermal = E * 
(2.14)

## 6. Design drawing
Berdasarkan  hasil  perhitungan  rancangan  model 2 dimensi dan 3 dimensi  komponen dibuat menggunakan Solidwork.
7. Pembuatan aplikasi perencanaan heat exchanger
Untuk  mempermudah  dalam  proses  perhitungan pada  perencanaan shell  and  tube  heat  exchanger maka dibuat sebuah aplikasi yang dikembangkan  menggunakan Visual Basic.
Pada  Gambar  3  diperlihatkan  alur  proses  perancangan heat  exchanger untuk binary  power  plant kapasitas  100 KW. .
Gambar 3 Alur perancangan heat exchanger

## HASIL DAN PEMBAHASAN

## A. Data Fluida Heat Exchanger
Untuk fluida  yang digunakan sebagai penukar  kalor yaitu  uap  sisa  dari  turbin  PLTU  Ulu  Belu.  Adapun  data fluida yang didapat sebagai berikut:
1. Temperatur
: 375,57 K
2. Laju aliran massa
: 50 Kg/det
Dari tabel Apendix A6 @T 370 K didapatkan [2],
3. Panas Spesifik (C p )  : 2,036 Kj/Kg.K
4. Viskositas (  ) : 0,000289 Ns/m 2
5. Konduktivitas termal : 0,679 W/m.K
6. Bilangan Prandlt : 1,8
Sedangkan  fluida  yang  akan  dipanaskan  yaitu Propana, fluida ini digunakan karena  memiliki titik didih yang  rendah  dan  yang  paling  umum  digunakan  dalam Binary  Cycle .  Adapun  data  fluida  Propana  yang didapatkan pada tabel thermophysical properties of fluida yaitu [12] :
7. Temperaturmasuk : 300 K
8. Enthalpi (h f @27 o C) : -28,8 Kj/Kg 9. Temperaturkeluar : 340 K
10. Enthalpi (h g @67 o C) : 331,5 Kj/Kg 11. Temperatur Rata-rata : 320 K 12. Densitas (  ) : 459 Kg/m 3
13. Panas spesifik (C p )  : 3,061 Kj/Kg K
14. Viskositas (  ) : 0,000078 Ns/m 2
15. Konduktifitas termal  : 0,084 W/m K 16. Bilangan Prandlt : 2,83 Asumsi tube yang digunakan berdasarkan TEMA Section 9 Tabel D-7 [11] :
17. Diameter dalam tube : 0,013386 m 18. Diameter luar tube : 0,015875 m (5/8 inch) 19. Ketebalan tube : 0,0012 m (Standar BWG 18) 20. Konduktifitas tube : 401 W/m.K ( Copeer tube )
21. Jumlah tube (N) : 300 22. Diameter shell : 0,5 m
Untuk  karakeristik  turbin  uap binary  cycle kapasitas  100 KW yaitu sebagai berikut [13] : 23. Type : Horizontal Impulse 24. Speed : 4336 RPM 25. Steam inlet pressure : 21,8 bar (21,8 x 10 5 Pa)
26. Exaust Steam pressure : 4,5 bar (4,5 x 10 5 Pa) 27. Laju konsumsi uap  : 2,4 Kg/det
B. Tabel Hasil Perhitungan Untuk Panjang Tube
Dengan  menggunakan  persamaan  2.1  sampai  persamaan 2.14, maka didapatkan hasil sebagai berikut:
No  Keterangan Hasil Satuan 1 Laju  perpindahan  panas yang  dibutuhkan  fluida propana 865 Kj/det 2 Laju perpan heat exchanger maksimum 1235 Kj/det 3 Temperatur  keluar  fluida panas 363,57 K 4 Log mean temp. Diff 47 K 5 Bilangan reynold pada internal flow 54854 6 Bilangan nusselt pada internal flow 170 7 Koefisien  perpan  bagian dalam tube 8623 W/m 2 K 8 Kecepatan  aliran  propana dalam shell 0,027 m/det 9 Kecepatan  aliran  propana maksimum 0,112 m/det 10 Bilangan reynold pada external flow 10462 11 Bilangan nusselt pada external flow 110 12 Koefisien  perpan  bagian luar tube 584 W/m 2 K 13 Koefisien perpan menyeluruh 27 W/m 2 K 14 Panjang tube yang digunakan 3,31 M
Dari  tabel  hasil  perhitungan  diatas  didapatkan panjang tube yang digunakan untuk heat exchanger yaitu 3,31 meter.
C. Perhitungan Pada Tiap Komponen Heat    Exchanger.
a. Tekanan pada shell Berdasarkan karakteristik turbin uap binary cycle kapasitas 100 KW, tekanan  yang dibutuhkan  adalah 21,8 x  10 5 Pa.  Untuk  itu,  dengan  mengasumsikan  besar  rugi  - rugi  yang  terjadi  maka  tekanan  uap  propana  yang  keluar dari shell yaitu  25  x  10 5 Pa.  Dimana  pada  tabel thermophysical  properties  of  fluid di  lampiran  A2,untuk mencapai  besar  tekanan  tersebut  dibutuhkan  temperatur 340 K.
b. Tekanan pada front head dan Tube
Besarnya  nilai  tekanan  uap  sisa  turbin  yang didapatkan dari data PLTP Ulu Belu di lampiran A1 yaitu 1,1 x 10 5 Pa.

## c. Rear head
Akibat dari perpindahan panas yang terjadi pada heat  exchanger maka  temperatur  uap  sisa  turbin  akan mengalami penurunan. Berdasarkan perhitungan, temperatur keluar uap sisa turbin tersebut yaitu 363,57 K. Untuk  mengetahui  besarnya  nilai  tekanan  yang  terjadi pada  komponen rear  head yaitu  dengan  menggunakan persamaan berikut:
2 2 1 1 T P T P  K 375,57 K 363,57 . Pa 110000 P 2  = 1,06 x 10 5 Pa
D.  Menentukan Jenis Material Komponen Heat

## Exchanger
Dalam  menentukan  jenis  material  yang  umum digunakan  pada  desain shell  and  tube  heat  exchanger , penulis  memilih  material  berdasarkan  TEMA  Section  9 Tabel  D-4  dan  Tabel  material  pada  ASME  Section  VIII Div 1 seperti berikut ini:
a. Shell : SA 516 Gr 70 b. Tube : SB 111 Class H80
c. Front dan Rear Head : SA 516 Gr 70
d. Inlet dan outlet : SA 106 Gr C e. Tubesheets : SA 516 Gr 70 f. Baffle : SA 516 Gr 70 g. Flanges : SA 516 Gr 70
E. Perhitungan Dimensi Komponen Heat Exchanger
Dengan  menggunakan  persamaan  2.11  sampai persamaan 2.13, maka didapatkan hasil sebagai berikut:
1. Tabel hasil perhitungan perencanaan s hell No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 0,5 m 2 Panjang 3,3 m 3 Tebal minimum yang dibutuhkan 7,6 x 10 -3 m
Dari  tabel  hasil  perhitungan  diatas,  tebal minimum  untuk shell yaitu  7,6  x  10 -3 m.  Sehingga berdasarkan  TEMA  Section  5  Tabel  R-3.13,  standar ketebalan  minimum  yang  akan  didesain  untuk shell dengan diameter 0,5 meter yaitu 9,5 x 10 -3 m (3/8 inch).
2. Tabel hasil perhitungan perencanaan tube Dengan  menggunakan  asumsi  dan  perhitungan, maka didapatkan hasil dimensi tube sebagai berikut:
No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter luar 0,015875 m 2 Diameter dalam 0,013386 m 3 Panjang 3,31 m 4 Tebal  minimum  yang dibutuhkan 1 x 10 -5 m
Dari  perhitungan  diatas  didapatkan  tebal  untuk tube yang  didesain  yaitu  1  x  10 -5 m.  Sehingga  tebal minimum tube yang akan didesain berdasarkan karakteristik tube TEMA  Section  9  Tabel  D-7 untukdiameter 5/8 inch dengan B.W.G Gage 18 yaitu 1,2 x 10 -3 m.
3. Tabel hasil perhitungan perencanaan tubesheets No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 0,481 m 2 Tebal  minimum  yang dibutuhkan 1 x 10 -2 m 3 Pola susunan tube square 4 Jarak pitch 0,02079 m 5 Banyak lubang tube 300 4. Tabel hasil perhitungan perencanaan baffle No  Keterangan Hasil Satuan 1 Jenis baffle double segmental 2 Diameter 0,4714 m 3 Tebal  minimum standar TEMA 6,4 x 10 -3 m 4 Pressure drop akibat baffle 9,1 x 10 4 Pa 5 Jumlah baffle 4 6 Jarak baffle 0,66 m
5. Tabel hasil perhitungan perencanaan tie rods No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 9,5 x 10 -3 m 2 Jumlah tie rods 6 3 Jarak antar tie rods 0,227 m
6.  Tabel  hasil  perhitungan  perencanaan front dan rear head
Dengan  menggunakan  persamaan  2.11  sampai persamaan 2.13, maka didapatkan hasil sebagai berikut:
No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 0,5 m 2 Panjang 0,167 m 3 Tebal  minimum  yang dibutuhkan 3,4 x 10 -3 m
Dari  perhitungan  diatas,  tebal  minimum  untuk komponen front head dan rear head adalah 3,4 x 10 -3 m.
Berdasarkan  TEMA  Section  5  Tabel  R-3.13  tebal minimum  untuk  komponen front  head dan rear  head yang akan didesain yaitu sebesar 9,5 x 10 -3 m.
6.  Tabel  hasil  perhitungan  perencanaan nozzle  shell dan nozzle tube
Dengan  menggunakan  asumsi  dan  perhitungan, maka  didapatkan  hasil  dimensi nozzle  shell sebagai berikut.
No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 0,0508 m 2 Panjang 0,169 m 3 Tebal  minimum  yang dibutuhkan 3,6 x 10 -3 m
Sedangkan  untuk  hasil  dimensi nozzle  tube sebagai berikut: No  Keterangan Hasil Satuan 1 Diameter 0,0508 m 2 Panjang 0,169 m 3 Tebal  minimum  yang dibutuhkan 3,2 x 10 -3 m F.  Tabel  Hasil  Perhitungan  Tegangan  Pada  Tiap
Komponen Heat Exchanger
Adapun  persamaan  yang  digunakan  yaitu persamaan  2.14  sampai  persamaan  2.19.Dengan  asumsi nilai SF yaitu 1,5.
No Komponen  Tegangan Hasil Satuan 1 Shell Ijin 17,3 x 10 7 Pa longitudinal 3,2 x 10 7 Pa Circumferential 6,5 x 10 7 Pa Thermal 9,85 x 10 7 Pa 2 Front head Ijin 17,3 x 10 7 Pa longitudinal 1,4 x 10 6 Pa Circumferential 2,9 x 10 6 Pa Thermal 15,5 x 10 7 Pa 3 Rear head Ijin 17,3 x 10 7 Pa longitudinal 1,3 x 10 6 Pa Circumferential 2,6 x 10 6 Pa Thermal 14 x 10 7 Pa 4 Tube Ijin 18,3 x 10 7 Pa longitudinal 3,6 x 10 5 Pa Circumferential 7,2 x 10 5 Pa Thermal 14,5 x 10 7 Pa 5 Nozzle shell Ijin 18,3 x 10 7 Pa longitudinal 8,8 x 10 6 Pa Circumferential 1,7 x 10 7 Pa Thermal 9 x 10 7 Pa 6 Nozzle tube Ijin 18,3 x 10 7 Pa longitudinal 4,3 x 10 5 Pa Circumferential 8,7 x 10 5 Pa Thermal 17 x 10 7 Pa
Dari tabel diatas dapat dilihat, besarnya tegangan yang  terjadi  pada  tiap  komponen  masih  lebih  kecil dibandingkan  nilai  tegangan  material  yang  digunakan, sehingga  dapat  dikatakan  bahwa  hasil  desain  tiap komponen telah aman.

## G.  Tegangan  Total  Yang  Terjadi  Pada  Komponen Shell and tube Heat Exchanger
Dari  hasil  perhitungan  tegangan-tegangan  yang terjadi  pada  tiap  komponen,  dapat  diketahui  besarnya tegangan  total  (tegangan  normal  dan  tegangan  termal) seperti pada tabel berikut ini.
No Komponen Teg. normal (Mpa) Teg. termal (Mpa) Teg. total (Mpa) SF 1 Shell L  32 98,5 130,5 1,9 H  65 163,5 1,59 2 Front head L  1,4 155 156,4 1,66 H  2,9 157,9 1,64 3 Rear head L  1,3 140 141,3 1,84 H  2,6 142,6 1,82 4 Tube L  0,36 145 145,36 1,89 H  0,72 145,72 1,88 5 Nozzle shell L  8,8 90 98,8 2,78 H  17 107 2,57
6 Nozzle tube L  0,43 155
155,43 1,61 H  0,87 155,87 1,6
Dari  tabel  diatas  dapat  dilihat  bahwa  nilai tegangan  total  yang  terbesar  yaitu  tegangan  total  arah circumferential yang terjadi pada komponen shell dengan nilai  163,5  Mpa.  Untuk  nilai  faktor  keamanan  (SF)  yang dihasilkan  akibat  dari  tegangan  total  yang  terjadi  pada tiap  komponen  masih  diatas  faktor  keamanan  (SF)  yang direncanakan  yaitu  1,5.  Sehingga  desain  dari  tiap komponen dapat dikatakan telah aman.
H.  Aplikasi Perencanaan Heat Exchanger
Program  perencanaan heat  exchanger adalah  program yang  dibuat  dengan  tujuan  untuk  mempermudah  proses perhitungan dalam perencanaan heat exchanger type shell and  tube .  Program  perencanaan heat  exchanger dibuat menggunakan SoftwareVisual  Basic ,  dimana  terdapat input data,  proses  dan output data.  Berikut  merupakan tampilan  pertama  dalam  program  perencanaan heat exchanger.

## Gambar tampilan pertama program
Pada program ini terdapat 5 fungsi command , yaitu: 1. Command  default, yaitu command yang  bertujuan untuk meng- input data secara random . 2. Command  proses ,  yaitu command yang  bertujuan untuk memulai program memproses data.
3. Command reset , yaitu command yang bertujuan untuk mengosongkan data-data yang telah terisi.
4. Command next ,  yaitu command yang bertujuan  untuk pindah ke tampilan program selanjutnya.
5. Command close , yaitu command yang bertujuan untuk menutup program.
Dengan  membandingkan  terhadap  hasil  perhitungan manual, maka hasil nilai yang diperoleh pada output data setiap  tampilan  pada  program  ini  memiliki  simpangan dibawah 8 %.

## KESIMPULAN
Berdasarkan  perhitungan  yang  telah  dilakukan, maka dapat disimpulkan sebagai berikut:
1. Dimensi shell  and  tube  heat  exchanger yang  akan didesain  berdasarkan  standar  TEMA  dan  ASME  Section VIII Divisi 1 yaitu:
a. Panjang heat exchanger : 3,6 meter
b. Tinggi heat exchanger : 0,84 meter c. Tebal shell : 9,5 x 10 -3 meter d. Tebal front dan rear head : 9,5 x 10 -3 meter e. Diameter tube : 15,8 x 10 -3 meter f. Tebal tube : 1,2 x 10 -3 meter g. Diameter tubesheet : 0,481 meter h. Tebal tubesheet : 1 x 10 -2 meter i. Tebal baffle : 6,4 x 10 -3 meter j. Diameter nozzle shell : 50,8 x 10 -3 meter (2 inch) k. Tebal nozzle shell : 3,6 x 10 -3 meter l. Diameter nozzle tube : 50,8 x 10 -3 meter (2 inch) m. Tebal nozzle tube : 3,4 x 10 -3 meter
2. Tegangan longitudinal yang  paling  besar  terjadi  pada komponen shell yaitu  32  x  10 6 Pa,  hal  ini  disebabkan karena  besarnya  tekanan  yang  terjadi  pada  komponen shell yaitu 25 x 10 5 Pa.
3. Tegangan circumferential yang  paling  besar  terjadi pada  komponen shell ,  dimana  besar  nilai  tegangan  yang didapatkan  yaitu    65  x  10 6 Pa.  Tegangan circumferential ini  juga  berpengaruh  terhadap  tekanan  yang  terjadi  pada komponen shell .
4. Tegangan  termal  yang  paling  besar  terjadi  pada komponen tube yaitu 155 x 10 6 Pa. Akibat dari besarnya tegangan  termal  ini  akan  mengakibatkan  penambahan panjang dari material tube yang didesain sebesar 4 x 10 -3 meter.  Besarnya  nilai  tegangan  termal  dan  penambahan panjang  tersebut  berpengaruh  terhadap  temperatur  tinggi yang terjadi pada komponen tube . 5. Tegangan total yang paling besar yaitu tegangan total arah circumferential yang  terjadi  pada  komponen shell dengan nilai 163,5 Mpa.
6. Tegangan-tegangan  yang  terjadi  pada  tiap  komponen shell  and  tubeheat  exchanger lebih  kecil  dibandingkan nilai  tegangan  ijin  material  yang  digunakan  pada  SF  1,5, sehingga  dapat  dikatakan  hasil  perencaanan  tiap komponen telah aman.
7. Dengan  membandingkan  hasil  dari  perhitungan manual  dan  hasil output dari  program  perencanaan heat exchanger didapatkan  simpangan  terbesar  pada  tampilan keempat untuk perhitungan tegangan termal yaitu  8%.

## DAFTAR PUSTAKA
[1] ASME  Committe.  2004.  “ ASME  Boiler  and Pressure  Vessel  Code,  Section  VIII  Rule  for Construction  of  Pressure  Vessel,  Division  1,  2004 Edition  I”. The  American  Society  of  Mechanical Engineers Three Park Avenue, New York.
[2] DiPippo,  R.  2007.  “ Ideal  Thermal  Efficiency  For Geothermal  Binary  Plants ” . Geothermics  36  :  276- 285.
[3] Hall, Carin. 2011.“ Indonesia‟s Geothermal
Potential  Being  Hamstrung  by  Regional  Polictics ”.
Energy Digital.
[4] Incropera,  F.P.  1996.  “ Fundamentals  of  Heat  and Mass Transfer ”. John willey & Son,Inc. New York.
[5] Kementerian  ESDM.  2011. “Handbook  Of  Energy
& Economic Statistics Of Indonesia ”.
[6] Kreith, Frank. 1973. " Principles of Heat Transfer ". Intext. New York.
[7] Kuppan,  T.  2000.  “ Heat  Exchanger  Design Handbook ”. Maercel Deker Inc. New York.
[8] Khurmi,  R.S.  1982.  “ A  Text  Book  of    Machine
Design ” . Eurasia Publishing House (Pvt) LTD. New Delhi.
[9] Risal,  Muhammad.  2013.  “ Pemuaian  Zat  Padat ”.
Tersedia di: http://www.rumus-fisika.com/2012/ 10/pemuaian-zat-padat.html.  (Diunduh  tanggal  17 Februari 2013)
[10] Rafferty,  Kevin  D.  2000.  “ Geothermal  Power Generation ”.  Geo-Heat  Center  Klamats  Falls.
Oregon.
[11] Tubular  Exchanger  Manufacturers  Association (TEMA).  2007.  “ Standards  of  the  Tubular Exchanger Manufacturers Association , 9th edition ”.
TEMA Inc. New York.
[12] Yari  M.  2009.  “ Performance  Analysis  of  The Different  Organic  Rankine  Cycles  (ORCs)  Using
Dry Fluids ”. International Journal of Exergy 6 (3) : 323-342.
[13] Yogisworo,  Danang.  2010.  “ Pengembangan  Turbin Hidrokarbon Tipe Radial Flow Untuk PL TP Siklus
Biner oleh lndustri Lokaldalam Negeri ”. BPPT.