DISERTASI - researchgate.net · KABIN MOBIL DISERTASI MESIN memperoleh gelar doktor teknik MUJI SETIYO NIM. 147060200111022 ... KABIN MOBIL Nama Mahasiswa : Muji Setiyo NIM : 147060200111022

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.

https://www.researchgate.net/publication/322251663_KARAKTERISTIK_PENDINGINAN_LANGSUNG_DIRECT_REFRIGERATION_DARI_PROSES_EVAPORASI_BAHAN_BAKAR_LIQUEFIED_PETROLEUM_GAS_LPG_UNTUK_PENDINGINAN_KABIN_MOBIL?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_2&_esc=publicationCoverPdf

https://www.researchgate.net/publication/322251663_KARAKTERISTIK_PENDINGINAN_LANGSUNG_DIRECT_REFRIGERATION_DARI_PROSES_EVAPORASI_BAHAN_BAKAR_LIQUEFIED_PETROLEUM_GAS_LPG_UNTUK_PENDINGINAN_KABIN_MOBIL?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_3&_esc=publicationCoverPdf

https://www.researchgate.net/project/Development-of-hybrid-A-C-system-on-LPG-fueled-vehicles?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_9&_esc=publicationCoverPdf

https://www.researchgate.net/project/Compositions-and-characteristics-investigation-of-propane-butane-mix-in-the-fuel-line-during-the-discharging-process?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_9&_esc=publicationCoverPdf

https://www.researchgate.net/?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_1&_esc=publicationCoverPdf

https://www.researchgate.net/profile/Muji_Setiyo3?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_4&_esc=publicationCoverPdf


https://www.researchgate.net/institution/Universitas_Muhammadiyah_Magelang?enrichId=rgreq-af344417ec31e07f3d5c1e03ff32c6fc-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzMyMjI1MTY2MztBUzo1Nzk0MzY0NDI5OTI2NDBAMTUxNTE1OTgyMTc1MQ%3D%3D&el=1_x_6&_esc=publicationCoverPdf



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 5.12 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


0,10 MPa ...................................................................................................... 106


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)


10 % 1 1.238 85531696 50.70 37277932 Propane (CAS)



20 % 1 1.269 77961730 46.92 37349956 Propane (CAS) 2 1.318 88003242 52.97 38180655 Butane, 2-methyl- (CAS)


30 % 1 1.248 79658424 52.41 38798241 Propane (CAS)



40 % 1 1.262 64921277 47.82 32580393 Propane (CAS)



50 % 1 1.240 56348706 44.79 32814042 Propane (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)



80 % 1 1.274 55239713 47.76 32537702 Propane (CAS)

2 1.302 60368672 52.20 25227005 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)


100 % 1 1.256 82290810 46.62 46144635 Propane (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



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 �/�)


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


Re

lative

Hu

mid

ity (

%)

Time (s)

LPG Flow rate 1 g/s 2 g/s 3 g/s 4 g/s

64


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


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



0 100 200 300 400 500 6000

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1300

1400

1500

b


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


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


=2g/s


=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)


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


t (s)


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)


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


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


107


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

https://www.researchgate.net/publication/322251663

DISERTASI - researchgate.net · KABIN MOBIL DISERTASI MESIN memperoleh gelar doktor teknik MUJI SETIYO NIM. 147060200111022 ... KABIN MOBIL Nama Mahasiswa : Muji Setiyo NIM : 147060200111022

Documents