Daftar Isi BAB I PENDAHULUAN LATAR BELAKANG TUJUAN RUANG LINGKUP SISTEMATIKA PEMBAHASAN 5 BAB II TINJAUAN PUSTAKA 6

Transkripsi

1 1 Daftar Isi BAB I PENDAHULUAN LATAR BELAKANG TUJUAN RUANG LINGKUP SISTEMATIKA PEMBAHASAN 5 BAB II TINJAUAN PUSTAKA JENIS PEMBEBANAN PADA PRESUURE VESSEL KOMPONEN- KOMPONEN PRESSURE VESSEL STRESS DAN TEORI KEGAGALAN PRESUURE VESSEL BEJANA TEKAN BERDINDING TIPIS (THIN WALL PRESSURE VESSEL) BEJANA TEKAN BERDINDING TEBAL (THICK WALL PRESSURE VESSEL) TEORI KEGAGALAN MATERIAL DUCTILE KEGAGALAN PADA PRESSURE VESSEL 14 BAB III ANALISA DAN PENGOLAHAN DATA SUSTAIN LOAD & STRESS ANALYSIS STATIC HEAD PRESSURE INTERNAL PRESSURE LOAD OCCASIONAL LOAD WIND LOAD & STRESS ANALYSIS SEISMIC LOAD ANALYSIS WEIGHT CALCULATION SUPPORT DESIGN SADDLE SUPPORT DIMENSION SADDLE SUPPORT LOCATION ANGLE OF CONTACT LOAD & STRESS ANALYSIS DUE TO INTERNAL PRESSURE MAXIMUM HORIZONTAL FORCE AT SADDLE STIFFENER RING ANALYSIS MAP & MAWP CALCULATION MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR SHELL MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR HEAD MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR NOZZLE NECK 36

2 2 BAB VI PEMBAHASAN 37 BAB IV PENUTUP KESIMPULAN SARAN 38 BAB V DAFTAR PUSTAKA 39 BAB VI LAMPIRAN 40

3 This Page Left Blank Intentionally 3

4 4 BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Dalam industri minyak dan gas bumi, pressure vessel banyak digunakan untuk keperluan operasional diantaranya berfungsi sebagai pemisah (separator/stripper), penyimpanan (storage), pengumpul (accumulator), tempat reaksi (reactor), tempat disitilasi (distilator), tempat terjadinya perpindahan panas dll. Salah satu pressure vessel yang memiliki fungsi penting di unit CDU PT. Pertamina Refinery Unit VI adalah Overhead Accumulator 11-V-102, dimana pressure vessel tersebut berfunngsi untuk pengumpul dan pemisah overhead product dari main fractionator column 11-C-101 yang telah didinginkan di overhead condenser 11-E-114. Design pressure vessel menentukan kehandalan vessel tersebut saat beroperasi. Design terhadap pressure vessel tersebut meliputi; Pemilihan jenis dan type pressure vessel, pemilihan material, perhitungan kekuatan dan stress material. Desing/perancangan stress dan kekuatan material akan menghasilkan ketebalan dan Maximum allowable working pressure (MAWP) yang diijinkan sebagai batas operational vessel Tujuan Melakukan perancangan ulang (re-design) pressure vessel overhead accumulator 11-V-102 pada Crude Distillation Unit PT. PERTAMINA (PERSERO) RU VI Ruang Lingkup Untuk mencapai tujuan diatas, maka ruang lingkup tugas khusus ini meliputi: Melakukan perhitungan thickness pressure vessel akibat combination load (sustain load, earth quake & wind load). Perhitungan berat & beban pressure vessel. Perhitungan kekuatan nozzle & reinforcement. Perhitungan kekuatan saddle & support. Perhitungan MAP dan MAWP.

5 Sistematika Pembahasan Adapun sistematika pembahasan yang digunakan adalah: BAB I Pendahuluan. Berisi latar belakang penulisan laporan, maksud dan tujuan penulisan, ruang lingkup pembahsan, metode penilitian, dan sistematika pembahasan. BAB II Tinjauan Pustaka. Memberikan teori - teori dasar yang menjadi landasan dalam menyelesaikan laporan. BAB III Pengolahan Data. Berisi pengumpulan data - data yang dibutuhkan serta perhitungan analitik untuk dapat memecahkan masalah yang ada. BAB IV Pembahasan. Berisi analisa terhadap permasalahan berdasarkan kumpulan data dan hasil perhitungan analitik. BAB V Penutup. Berisi kesimpulan dan saran penulis terhadap pemasalahan.

6 6 BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Jenis Pembebanan pada Presuure Vessel Pembebanan yang berbeda akan menimbulkan tegangan yang berbeda pula. Pembebanan pada bejana tekan dapat dijabarkan sebagai berikut: A. Tipe Pembebanan. 1. Sustain Load Bejana tekan harus mampu menahan pembebanan ini secara kontinyu selama waktu penggunaannya. Termasuk pembebanan jenis ini adalah: Tekanan internal/external. Massa bejana tekan kosong. Isi bejana tekan. Pembebanan akibat terpasang pipa dan peralatan. Pembebanan dari dan oleh penyangga bejana. Pembebanan oleh panas. Pembebanan oleh angin. 2. Occasional Load Bejana tekan akan mendapat pembebanan pada waktu yang berbeda - beda dan terjadi secara diskontinyu. Contohnya: Field hydrotests Gempa bumi. Transportasi Pembebanan panas Start up/shut down. B. Kategori Pembebanan. 1. Uniform Load Pembebanan jenis ini bekerja secara seragam di seluruh bagian bejana tekan. Tegangan yang timbul akan lebih kecil karena seluruh bagian bejana akan menahan beban tersebut. Termasuk uniform load: Beban akibat tekanan. Disebabkan oleh tekanan dari dalam dan luar bejana. Beban akibat momen. Disebabkan oleh angin, getaran, dan transportasi.

7 7 Beban tarik/tekan. Disebabkan oleh berat bejana sendiri, peralatan yang terpasang pada bejana, tangga (bila ada), pipa, dan isi dari bejana tekan. Beban akibat panas. Disebabkan oleh hot box dari pemasangan skirthead. 2. Non-uniform Load. Pembebanan terjadi pada daerah yang relatif kecil dari bejana. Adanya pembebanan pada bejana mengakibatkan terjadi pelenturan, namun pelenturan tersebut tidak terjadi di semua bagian. Termasuk non-uniform load: Pembebanan radial. Pembebanan radial yang kedalam maupun keluar. Pembebanan geser. Pembebanan longitudinal maupun circumferential. Pembebanan torsi. Pembebanan tangensial. Pembebanan momen lentur. Pembebanan longitudinal maupun circumferential. Pembebanan oleh panas.

8 Komponen- Komponen Pressure Vessel Pressure vessel tersusun dari part-part internal dan eksternal. Part-part tersebut dapat dilihat pada gambar dibawah: Gambar 2.2.a. Pressure Vessel Vertikal dan partnya.

9 9 Gambar 2.2.b. Pressure Vessel Horizontal dan partnya STRESS DAN TEORI KEGAGALAN PRESUURE VESSEL Bejana Tekan Berdinding Tipis (Thin Wall Pressure Vessel) Dinding tipis dimaksudkan pada bejana tekan dengan rasio jari - jari dalam terhadap ketebalannya 10 atau lebih (. Saat rasio, maka hasil analisis bejana tekan akan meleset sekitar 4%. Semakin besar rasion bejana tekan, kesalahan analisis akan semakin kecil. Dalam menganalisis bejana tekan berdinding tipis distribusi tegangan tidak berubah secara signifikan, sehingga dapat diasumsikan bahwa distribusi tegangan pada bejana tekanan berdinding tipis adalah konstan dan seragam. Di dunia industri, bejana tekan biasanya digunakan sebagai boiler atau tangki dengan bentuk silider atau berbentuk bola.

10 Bejana Tekan Silinder (Cylindrical Pressure Vessel). Pada bagian silinder, tegangan normal yang terjadi pada bagian longitudinal disebut dengan axial stress (σ a ), sedangkan tegangan yang terjadi pada bagian keliling selinder disebut hoop stress (σ h ). Gambar a. Analisis Tegangan pada Silinder Akibat Internal Pressure. Pada diagram benda bebas diatas juga diasumsikan bahwa axial stress dan hoop stress bekerja secara konstan dan seragam di sepanjang didinding bejana tekan. Tegangan Longitudinal (axial stress). Tegangan pada arah longitudinal dapat diperoleh dengan penggambaran diagram benda bebas diatas. Dengan menggunakan azas statika, jumlah kan semua gaya yang bekerja pada arah x, maka akan diperoleh:

11 11 ΣF x = 0 σ a A a - pa a = 0 σ a [π(r + t) 2 - πr 2 ] - pπr 2 = 0 σ a = Tegangan Keliling (hoop stress), Tegangan pada arah keliling silinder diperoleh dengan penggambaran diagram benda bebas dan menggunakan azas statika. ΣF h = 0 σ h A h - pa ph = 0 dengan A h = 2tΔx dan A ph = 2rΔx, maka σ h = Bejana Tekan Bentuk Bola (Spherical Pressure Vessel). Bejana tekan jenis ini memiliki bentuk yang simetri. Tegangan normal bejana akan sama pada segala arah bejana. Tegangan normal yang terjadi dapat diturunkan dengan menggunakan azas statika. Gambar a. Analisa Tegangan pada Bola Akibat Internal Pressure. σ s =

12 Bejana Tekan Berdinding Tebal (Thick Wall Pressure Vessel) Bejana tekan tipe ini memiliki rasio Pada bejana tekan berdinding tebal yang mendapatkan tekanan dari bagian dalam, hoop stress dan radial stress adalah maksimum di permukaan bagian dalam. Pada tipe ini, kegagalan pada selubung (shell) bejana terjadi dari permukaan bagian luar. Permukaan selubung bagian dalam akan mendapatkan beban maksimum, namun selubung ini tidak boleh gagal. Circumferencial Stress, σ υ: σ υ = (1+ ) (+) Radial stress,σ r: σ r = (1- ) (-) Tegangan geser maksimum, τ: τ = = 2.4. Teori Kegagalan Material Ductile Struktur logam diklasifikasikan sebagai ductile dan brittle. Material ductile diklasifikasikan memiliki ε f 0,05. Material ductile memiliki kekuatan yield yang besarnya sama dengan kekuatan tarik dan kekuatan tekannya. (S y = S yt = S yc ). Material brittle diklasifikasikan memiliki ε f 0,05. Material ini tidak dapat dengan pasti diketahui kekuatan yieldnya, biasanya diketahui kekuatan tarik ultimate (S ut ) dan kekuatan tekan ultimate (S uc ). Maximum Shear Stress Theory. Teori kegagalan ini memprediksikan yield dimulai ketika tegangan geser maksimum mencapai/melampaui tegangan geser maksimum saat material di uji tarik. Teori MSS juga disebut dengan Teori Tresca atau Teori Guest.

13 13 Berdasarkan Mohr's circle, tegangan geser maksimum, τ max muncul saat, τ max =. Secara matematis, Teori MSST memprediksikan yield saat: τ max = Demi kegunaan dalam desain, teori MSS dapat dimodifikasikan dengan mempertimbangkan faktor keamanan (n). τ max = Ada beberapa kasus yang terjadi pada bidang tegangan. Kasus I: σ A > σ B > 0. Kasus II: σ A > 0 > σ B. Kasus III: 0 > σ A > σ B. Gambar berikut merupakan penjabaran tegangan bidang untuk teori maximum shear stress. Gambar 2.4.a. Failure Hexagon untuk Maximum Shear Stress Theory (Based on Tension Test)

14 Kegagalan pada Pressure Vessel Kegagalan pada bejana tekan dapat dikelompokkan menjadi 4 katagori besar. 4 katagori besar ini merepresentasikan mengapa sebuah bejana bertekanan dapat gagal. Keempat katagori ini yaitu: 1. Kesalahan dalam pemilihan material 2. Kesalahan dalam desgin dan perhitungan 3. Kesalahan akibat fabrikasi dan kontrol kualitas yang buruk. 4. Ketidak sesuaian antara desaign dan penggunaan

15 15 BAB III ANALISA DAN PENGOLAHAN DATA Tahapan-tahapan analisa perancangan ulang (re-design) pressure vessel adalah sebagai berikut: Data Sheet Process Data Sheet Mechanical Design Specification Material Selection Load Weight Calculation Support Design MAP & MAWP Calculation Sustain Load Occasional Load Saddle Support Dimension Shell Static Head Load Internal Pressure Load Wind Load Saddle SUpport Location Head Nozzle Head Shell Seismic Load Angle Of COntact Nozzle Neck Nozzle Loads Load & Stress Analysis Reinforcement Pad Maximum Horizontal Force Strength Of Reinforcement Stiffener Ring Analysis Gambar 3.a. Pressure Vessel Design Analysis

16 16 DESIGN DATA Item No. Service : 11-V-102 : Overhead Accumulator Capacity : 63 m 3 Process Fluid Design Code : Hydrocarbon : ASME Section VIII Div. 1, 2001 Edition Specification : S Inside Diameter (ID) Length (T/T) Design Pressure Design Temperature Corrosion Allowance Orientation Type of Support Type of Head : 2500 mm : mm : 3.5 kg/cm 2 g : 85 C (185 F) : 6 mm : Horizontal : Saddle : 2:1 Ellipsoidal MATERIAL SELECTION Dalam rangka analisa pressure vessel terkait, penulis mengasumsikan material material yang akan dipakai adalah sebagai berikut: Component Material Min. Tensile Strength Min. Yield Strength Maximum Allowable Stress < 200 F psi ( kg/cm 2 ) psi ( kg/cm 2 ) psi Shell A psi psi ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) Head A psi psi ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) Nozzle psi psi A 106 Gr. B Neck ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) Saddle psi psi psi A 283 C Support ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) ( kg/cm 2 ) Sumber: Table 1A. Sec. VIII, Div 1 & Sec. XII. S for Ferrous Materials

17 17 WELDED JOINT CATAGORY Joint weld yang digunakan ref. to UW 3 yaitu Catagory A, B, C, dan D. Tidak dilakukan Spot Radiography di intersection Shell to Head. Tidak comply dengan Code ASME UW-11(a)(5)(b), sehingga sambungan di-examine dengan Spot Radiography dan berdasarkan tabel UW-12 E = Sustain Load & Stress Analysis Static Head Pressure Ref. to Eugene F. Megyesey a. Dibawah HLL : 983 kg/m 3 b. Diatas HLL : 744 kg/m 3 Inside Diameter Height of Process Liquid : 2500 mm : 1900 mm Head Statik pada main vessel = 0,0612 kg/cm 2 (Dapat diabaikan) Internal Pressure Load Shell PERHITUNGAN KETEBALAN SHELL AKIBAT INTERNAL PRESSURE Ref. to (UG - 27) Tekanan Total (design)(p) : 3.5 kg/cm 2.g Radius Dalam (R) : 1250 mm Tegangan maksimum pada shell (S) : kg/cm 2 Efisiensi sambungan (E) : 0,85 Toleransi korosi (C) : 6 mm 1. Minimum Required Thickness (UG - 27 C) Stress yang paling besar terjadi pada longitudinal joint akibat circumference stress sehingga treq dihitug menggunakan UG-27(c)(1): t = = = 0,43 cm = 4.3 mm

18 18 2. Thickness Minimum Shell (t min ). t min = t + C = 4.3 mm + 6 mm = 10.3 mm. Nominal Thickness of shell, t n = t min x 6% MUT = 10.3 mm + (6% x 10.3 mm) = 10.9 mm Head PERHITUNGAN KETEBALAN HEAD AKIBAT INTERNAL PRESSURE Ref. to (UG - 32) Tekanan Total (design + static head) (P) : 3.5 kg/cm 2.g Diameter Dalam (D) : 2500 mm Tegangan Maksimum shell (S) : kg/cm 2 Efisiensi Sambungan (E) : 0.85 Toleransi Korosi (C) : 6 mm : 0,6 cm 1. Thickness required (treq) ellipsoidal head ref. UG-32(d) Ketebalan head minimum yang dibutuhkan, t r : t r = = = 0.43 cm = 4.3 mm 2. Thickness minimum head (t min ) Ketebalan head minimum yang dibutuhkan + korosi, t min : t min = t r + C = 4.3 mm + 6 mm = 10.3 mm Nominal thickness of head;t n, t n = t min x 6% MUT = 10.3 mm + (6% x 10.3 mm) = 10.9 mm: Nozzle PERHITUNGAN KETEBALAN NOZZLE NECK Ref. to (UG - 45) Design Internal Pressure : 3.5 kg/cm 2.g Ketebalan Shell yang dibutuhkan + korosi Ukuran Nossel : 10.9 mm : 8 NPS Diameter Luar dari Nossel (d) : 219 mm : 21.9 cm Jari - jari Luar dari Nossel (r) : mm : cm Ketebalan Standar dari Nossel (ts) : 8,2 mm ( Efisiensi Sambungan (E) : 0.85

19 19 Toleransi Korosi (C) : 6 mm Tegangan Maksimum pada Nossel : kg/cm 2 1. Nozzle neck minimum thickness (Appendix 1-1) t m1 = + C = + 6 = 6.04 mm. Ketebalan minimum dari vessel + korosi, t m2 = t s = 10.3 mm Ketebalan standar minimum dinding pipa, t m3 = (0,875 x standard nozzle thickness ) + C = mm. The smaller value t m2 or t m3 = t m4 = 10.3 mm. The larger value t m1 or t m4 = t m = 10.3 mm. Ketebalan Leher Nossel yang Dibutuhkan = t m = 10.3 mm. 2. Nozzle neck nominal thickness Schedule = Sch. 80 Tebal Nominal t n = 12.7 mm Nozzle neck nominal thickness, t a = 0,875 x 12.7 mm = mm. Tabulasi Nozzle Neck Thickness pada Shell Conn. No. Size Service Remarks 1 20" Manhole 3 8" Liquid/Vapor Inlet 4 8" H/C Liquid Outlet Water Breaker 5 4" Vapor Outlet 6 4" Sour Water Outlet 7 2" Vent 8 2" utility Conn. Vortex Breaker 9A/B 2" Lq/Lt Standpipe Interface 10 2" Deleted 11A/B 2" Lq/Lt Standpipe 12 2" Deleted 13 2" Liquid draw from V " Ventilation

20 20 Description Unit N3, N4,N14 N5, N6 N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13 Nozzle Size NPS 8" 4" 2" 20" Nozzle Material A 106 Gr. B A 106 Gr. B A 106 Gr. B A 106 Gr. B Allowable Stress of Nozzle Material kg/cm Design Internal Pressure kg/cm 2.g Outside Diameter mm Standard Thickness mm Outside Radius mm Joint Efficiency Corrosion Allowance mm Nozzle Neck Thickness Required Min. Thickness of nozzle (tm1) mm Min. Thickness of vessel + Corrosion (tm2) mm Min. Standard thickness of pipe + Corrosion mm Allowance (tm3) The Smaller Value of tm2 or tm3 (tm4) mm Min. Nozzle Thickness required (The larger value of tm1 or tm4) mm Nozzle Neck Thickness Available Schedule Sch. 80 Sch. 160 Sch. XXS Sch. 30 Nominal Thickness mm Nozzel Neck thickness available mm Acceptance Criteria OK OK OK OK Maximum Allowable Working Pressure New and Cold kg/cm 2.g Hot and Corroded kg/cm 2.g M1

21 Nozzle Loads (Eugene F. Megysey simplified Welding Research Council (WRC) 107) Untutk shell tipe cylindrical dan round attachment. Maka: β = 0,875( ) γ = σ = ( ) ( ) F RRF = ( ) M RCM = M RLM = ( ) Description Unit N3, N4,N14 N5, N6 N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13 Nozzle Size NPS 8" 4" 2" 20" Nozzle Material A 106 Gr. B A 106 Gr. B A 106 Gr. B A 106 Gr. B Yield Strength of Nozzle kg/cm Design External kg/cm 2.g Pressure Outside Diameter mm Outside Radius mm Pressure Stress, σ kg/cm β γ α* Σ* Δ* F RRF Kgf M RCM Kg.cm M RLM Kg.cm Force Maximum Kgf Moment Maximum Kg.cm *nilai α, Σ, dan Δ Ref. to Nozzle Loads Fig. 1, Fig 2, Fig. 3. M1

22 Reinforcement Pad Analysis ANALISA PENGGUNAAN REINFORCEMENT PAD Ref. to (UG 37) Gambar a Reinforcement Pad Nomenclature A A 1 A 2 A 3 A 4 A 5 D p d = Area required = Area in excess thickness in shell thickness = Area in excess thickness in the nozzle thickness = Area of nozzle extend inside vessel = Area of weld = Area of reinforcement pad = Outer diameter of reinforcement = finished diameter of openings E = 1 E 1 = 0.85 F f r f r1 = Correction factor thickness of pressure vessel less corrosion Ref. to Fig. UG-37 = Strength reduction factor = 1. nozzle wall not inserted through vessel wall f r2 = S n /S v

23 23 f r3 = S p /S v f r4 h K 1 P R R n` S S n S p S v t t i t n t r t rn = S p /S v = distance nozzle project beyond inner surface = Spherical radius factor = Internal design pressure = Inside radius of shell = Inside radius of the nozzle = Allowable stress value = Allowable stress in nozzle = Allowable stress in reinforcing element = Allowable stress in vessel = Specified vessel wall thickness without corrosion = Nominal thickness of internal projection of nozzle wall = Nozzle wall thickness = Required thickness of seamless shell based on circumferential stress = Required thickness of seamless nozzle wall Areq. = dt r F+ 2t n t r (1-f r1 ) Aav 1. = A 1 + A 2 + A 3 + A 41 + A 43 (Without Reinf. Pad) Aav 2. = A 1 + A 2 + A 3 + A 41 + A 42 + A 43 + A 5 (With Reinf. Pad) A1 = d (E 1 t-ft r ) 2 t n (E 1 t-ft r ) (1-f r1 ),or = 2 (t + t n ) (E 1 t Ft r ) 2 t n (E 1 t Ft r ) (1-f r1 ) A 2 = 5t f r2 (t n -t rn ), or = 5 (t n - t rn ) f r2 t n A 3 = 5t t 1 f r2 A 41 = (leg 2 ) f r3 A 42 = (leg 2 ) f r4 A 43 = (leg 2 ) f r2

24 24 Reinforcement Pad Requirement The limit of reinforcement (UG-40) (normal to the vessel wall) = 2.5t (parallel to the vessel wall) = (R n + t+ t n )2 Width of reinforcement pad = (D p - D o )/2 Size of element weld throat of weld = 0.7 x leg leg = 3 mm (EN section 4.5.2,) Area Available in element; A 5 = (D p - d - 2t n )t e f r4 Area available with reinforcement = A 1 +A 2 +A 3 +A 4 +A 5 Description Unit N3, N4,N14 N5, N6 N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13 Nozzle Size NPS 8" 4" 2" 20" Nozzle Material A 106 Gr. A 106 Gr. A 106 Gr. A 106 Gr. B B B B Schedule Sch. 80 Sch. 160 Sch. XXS Sch. 30 Outside Diameter mm Nominal Thickness mm Outside Radius mm t mm tr mm Sn kg/cm Sv kg/cm Sp kg/cm Dp mm Nozzle Neck Thickness trn mm tn mm ti mm h mm d mm Rn mm E C mm F E Size of welds M1

25 25 fr fr fr fr Areq mm A1 mm mm Use larger value mm A2 mm mm Use Smaller value mm A3 mm A41 mm A43 mm Aav 1 mm , Is there any reinforcement required? YES YES YES YES Limit of reinforcement Normal to vessel mm Parallel to vessel mm Width of reinforcement pad mm Size of element weld Throat of weld mm Leg mm Area available with reinforcement, A5 mm A42 mm Aav 2 mm , Is the reinforcement are fulfilled adequately? Adequate Adequate Adequate Adequate

26 Strength of Reinforcement Pad ANALISA KEKUATAN REINFORCEMENT PAD Ref. to (UG 41(b)) Stress value of weld Gambar a. Nozzle Detail with Neck Abutting the Vessel Wall Fillet weld shear = 0.49 x S v = 589.1kg/cm 2 Stress of nozzle wall shear = 0.7 x S n = kg/cm 2 W W 1-1 W 2-2 : Total weld Load [UG-41(b)(2)] : Weld load for strength path 1-1 [UG-41(b)(1)] : Weld load for strength path 2-2 [UG-41(b)(1)] W = (A A 1 ) S v W 1-1 = (A 2 + A 5 + A 41 + A 42 )S v W 2-2 = (A 2 + A 41 ) S v W W 1-1 W kgf kgf kgf

27 Occasional Load Wind Load & Stress Analysis Ref. to. ASCE A f C f V G q z F M S I h K z : Projected Area : Shape factor : Wind speed : Gust factor : Velocity Pressure : Design Wind Pressure : Maximum moment at base : Stress value of material : Importance factor : lever arm : Velocity pressure coefficient V = m/s h = 1.55 m I = 1 (Low hazard) q z = K z (IV) 2 = x 0.8 x (1 x 3.576) 2 = A f = D x H = 12 m x 2.5 m = 30 m 2 C f = 0.8 for cylindrical vessel G = 1.32 (Exposure C) K z = 0.8 (Exposure C) F = q z x G x C f x A f = x 1.32 x 0.8 x 30 = 0.82 kgf M = F x h = 0.82 x 155 cm = 127 kg.cm S = 12M/ R 2 πt = 0.05 kg/cm 2

28 Seismic Load Analysis Ref. to. UBC Code 1991 C C t F t H I M R w S T V W Z : Numerical Coefficient : Numerical Coefficient : Total horixontal seismic forceat top : Length of vessel : Importance coefficient : Maximum moment : Numerical coefficient : Site coefficient for soil characteristic : Fundamental period of vibration : Total seismic shear at base : Total weight of tower : Seismic Zone Factor C t = I = 1 (for Vessel) S = 1 H = 2.5 m = 8.2 ft R w = 4 (for vessel) T = C t x H 3/4 = 0.18 s C = 1.25 S/T 2/3 = 2.75 W = kg (Operating Weight) Z = (Zona 1) V = Z x I x C x W/R w = 7082 lb = 3212 kg F t = 0.07 x T x V = 89 M = [F t x H + (V- F t ) x (2 H/3)] = ft-lb = kgf.m

29 Weight Calculation Ref. to (Dennis R. Moss p,95) Diameter Dalam Bejana Utama Panjang Shell Bejana Utama Ketebalan Shell Ketebalan Head : 2500 mm : mm : 10.9 mm : 10.9 mm Massa Jenis Baja : 7.84 g/cm 3 : kg/cm 3 Massa Jeniis Cairan Kerja : 0,983 g/cm 3 : kg/cm 3 Massa Jenis Air : 1 g/cm 3 : kg/cm 3 Shell Weight, W s = = kg Ellipsoidal Head Weight, W h = = kg Nozzle Weight, W n : Nozzle 2" 150# = 9 x 3.6 kg = 32.4 kg Nozzle 4" 150# = 2 x 9.5 kg = 19 kg Nozzle 8" 150# = 3 x 24.5 kg = 73.5 kg Nozzle 20" 150# = 593 kg W n = kg Weight of Saddle = kg Weight of flanges (weld neck type) (2 ) 9 x 4.1 kg = 36.9 kg (4 ) 2 x 7.3 kg = 14.6 kg (8 ) 3 x kg = kg Total weight = kg

30 30 Additional Weight by Welding = 10% x kg = kg Weight of Proces Liquid, W l = cm 3 x kg/cm 3 = kg ( Weight of full water, W wt = cm 2 x kg/cm 2 = kg Weight of Pressure Vessel Erection, W e = kg Operating, W o = kg Hydrotest (Full of Water), W t = kg 3.4. Support Design Saddle Support Dimension Ref to Eugene F. Megyesey p, 100 Bila Diameter nominal main vessel 2500 mm = 8 ft-3 in. Maka: A = 7 ft 4,5 in = 2250 mm B = 5 ft = 1530 mm C = 9 in = 230 mm D = 18 in = 458 mm E = 2 ft 10 in = 864 mm Bolt Diameter = 1 in Base Plate, G = 1 in = 25,4 mm Web Flange, Ribs, H = 0,5 in = 12,7 mm

31 Saddle Support Location Ref. to Eugene F. Megyesey Jarak antara tangent line head dan saddle support shell 0,2L. Penulis menggunakan asumsi jarak 0,2L dari tangent line head. Maka, jarak antara tangent line head ke saddle support : 0,2 x mm = mm Angle of Contact Ref. to ASME Code Angle of contact minimum adalah 120. Penulis merancang pressure vessel ini dengan angle of contact Load & Stress Analysis Due to Internal Pressure Ref. to L. P. Zick s Analysis Karena beban akibat Wind Load dan Seismic kecil, maka dapat diabaikan Q = kg (Hydrotest Weight) Internal Pressure (P) : 3.5 kg/cm 2 Jari - jari dalam shel (R) Panjang shell (L) Tebal shell (t) : 1250 mm : 1200 cm : 1,09 cm Efisiensi sambungan (E) : 0,85 Tegangan maksimum shell : kg/cm 2 Tegangan luluh shell : kg/cm 2 Tebal saddle pad (b) Jarak tangent line ke saddle (A) Panjang horizontal head (H) : 458 mm : 2400 mm : 625 mm Dengan asumsi, Sudut saddle : 150

32 32 Untuk θ = 150, maka ( Design & Construction of Pressure Vessel, Eugene F. Megysey) K 1 = 0,505 K 6 = 0,032 (A/R Ratio = 2,45) K 11 = 0,259 (θ =150 ) K 2 = 0,799 K 7 = 0,673 K 3 = 0,319 K 8 = 0,876 K 4 = 0,485 K 5 = 0,295 K 9 = 0,3 (Stiffener Ring) K 10 = 0,032 (Stiffener Ring) Longitudinal Bending ( ) Pada Saddles = S 1 = = ( ) = kg/cm 2 ( ) Pada Midspan = S 1 = = kg/cm 2 Tegangan akibat tekanan dari dalam = = kg/cm 2 Maka, Tegangan tarik maksimum = kg/cm 2 Tegangan kompres tidak dianggap karena t/r > 0,005; t/r = 12/2500 = 0,0052 Tegangan tarik maksimum ( kg/cm 2 ) > 0,85 x Tegangan maksimal ( kg/cm 2 ), maka bejana bertekanan dianjurkan menggunakan stiffener ring. Tangential Shear Saddles away from head (A > R/2) In Shell = S 2 = ( ) = kg/cm 2 Tegangan geser < 0,8 x tegangan maksimal. Maka, bejana bertekanan aman terhadap pengaruh tegangan geser.

33 33 Circumferential Stress (Stiffened) At the horn of saddle = S 4 (L (12000 mm) > 8R (10104 mm) S 4 = = kg/cm 2 At the Bottom of Shell = S 5 = = kg/cm 2 Circumferential Bending > Allowable Stress (1167 kg/cm 2 ). Maka Shell harus menggunakan stiffener ring Maximum Horizontal Force at Saddle Ref. to Eugene F. Megyesey Gaya horizontal yang diterima pada area dasar saddle F = K 11 x Q = 0,259 x kg = kg Untuk dapat menahan gaya tersebut, Max. effective area pada web plate, A : R/3 x 1.27 mm = 52.9 cm 2 S Working = F/A = kg/52.9 cm 2 = kg/cm 2. S Allowable = 2/3 x S Allowable of Material = 2/3 x kg/cm 2 = kg/cm 2. Karena, S Working < S Allowable, Maka, saddle dalam kondisi aman.

34 Stiffener Ring Analysis Ref. to (UG - 29) Penulis akan menggunakan stiffener ring T-Type pada bagian luar vessel. A C = Cross sectional area of composite area A r = Cross sectional area of ring A S = Cross sectional area of shell D in = Mean diameter of shell E = Modulus Elasticity in design temperature F y = Minimum specified yield strength at design temperature K 9, K 10 = Zick s Coefficient I C = Moment of inertia of composite section P = Internal pressure P X = External pressure Q = Load at saddle R m = Mean radius in shell R = Inside radius of shell S 13 = Circumferential stress in shell due to load Q S 14 = Circumferential stress in ring due to load Q t = Shell thickness v = poisson ration σ S = Stress in shell due to internal pressure = Stress in shell due to external pressure σ T Menggunakan Tabel 2-1c (Dennis R. Moss, p. 27) Tipe 3 Tipe H W t1 t

35 35 Area 1 Area 2 Area 3 L = 1.56 = cm I 1 = ; I 2 = ; I 3 = C = ΣI = I 1 + I 2 + I 3 I C = ΣA n Y n 2 + ΣI C ΣA n Y n Part Area A (cm2) Y (cm) Y 2 AY AY 2 I (cm4) Total C (cm) I (mm4) Stress in shell due to external pressure σ S = (P x L R m )/A C = kg/cm 2 Stress in shell due to internal pressure σ T = [(P Rm)/t][A S /A C ] = kg/cm 2 Stress in shell S 13 = (-) (K 9 Q)/A C + (K 10 Q R C)/I C = kg/cm 2 Stress in ring S 14 = (-) (K 9 Q)/A C (-) (K 10 Q R ((H+ t 2 )/2)/I C = kg/cm 2 Combined Stress S 13 is positive, so: (+)S 13 (+)σ T = kg/cm 2 ; 1.5 S = kg/cm 2 (+)S 13 (+)σ T < 1.5 S OK!

36 MAP & MAWP Calculation Maximum Allowable Working Pressure for Shell a. New and Cold MAP = = = kg/cm 2.g b. Hot and Corroded MAWP = = = 4 kg/cm 2.g Maximum Allowable Working Pressure for Head a. New and Cold MAP = = = 8.9 kg/cm 2.g b. Hot and Corroded MAWP = = = 4 kg/cm 2.g Maximum Allowable Working Pressure for Nozzle Neck a. New and Cold MAP = b. Hot and Corroded MAWP = Nozzle Size 8" 4" 2" 20" MAP kg/cm kg/cm kg/cm kg/cm 2 MAWP 5.49 kg/cm kg/cm kg/cm kg/cm 2

37 37 BAB VI PEMBAHASAN Analisa struktur bejana tekan dilakukan dengan menggunakan teori kegagalan statik dan mengacu pada design code ASME Sec.VIII Div. 1. Saat beroperasi, bejana tekan 11-V-102 pada kondisi full vacuum. Bejana tekan akan menerima tekanan dari dalam oleh fluida kerja, tekanan dari luar oleh tekanan atmosfer, angin, dan gempa, dan beban akibat head statik. Selain bejana utama, seluruh komponen bejana tekan juga menerima pembebanan. Komponen - komponen seperti nossel, manhole, dan saddle support menyebabkan terjadinya konsentrasi - konsetrasi tegangan pada bejana tekan. Untuk itu, maka perlu adanya upaya pencegahan terjadinya kegagalan pada pressure vessel. Pembebanan pada pressure vessel dapat dikelompokkan menjadi longitudinal bending, tangential shear, dan circumferential stress. Ketiga kelompok pembebanan ini harus dapat ditahan oleh bejana tekan dan support. dari hasil perhitungan, diperoleh bahwa Tangential Shear masih dalam zona aman operasi. Namun Longitudinal stress dan Circumferential Stress yang terjadi pada bejana tekan melampaui kekuatan batas material shell dan head. Untuk menanggulangi masalah ini, equipment harus menggunakan stiffener ring dan reinforement pad. Pada tinjauan lapangan pada Pressure Vessel 11-V-102 Overhead Accuumulator, equipment sudah menggunakan stiffener ring dan reinforcing pad. Hal ini berarti telah dilakukannya upaya pencegahan kegagalan bejana tekan 11-V-102.

38 38 BAB IV PENUTUP 4.1 Kesimpulan 1. Overhead accumulator 11-V-102 di Crude Distillation Unit hasil rancangan Penulis beroperasi dengan kondisi struktur yang baik. Hal tersebut dapat dilihat dari adanya tindakan pencegahan kegagalan seperti penggunaan stiffener ring dan reinforcing pad pada bejana tekan tersebut. 2. Setiap opening yang ada pada pressure vessel akan mengalami pembebanan akibat external load & moment. Maka dari itu, harus diberikan batas maksimum load & moment yang diizinkan agar pressure vessel tidak gagal. 4.2 Saran 1. Perlu dilakukan inspeksi terhadap bejana tekan secara berkala untuk memantau remaining life equipment. Remaining life equipment dapat diketahui dengan mengetahui remaining thickness equipment tersebut. 2. Ketinggian fluida didalam overhead accumlator 11-V-102 rancangan Penulis harus dikontrol agar berada dibawah HLL. 3. Tekanan operasi harus selalu diperhatikan dan dijaga tidak melampaui nilai Maximum Allowable Working Presure (MAWP) untuk semua komponen pressure vessel.

39 39 BAB V DAFTAR PUSTAKA ASME Boiler and Pressure Vessel Code, Section VIII. Division I, 2007 Edition. American Society of Mechanical Engineers Callister Jr, William D. (2007). Materials Science and Engineering "An Introduction", New York: John Wiley & Sons. Craig Jr, Roy R. (2011). Mechanics of Materials, New Jersey: John Wiley & Sons. Bednar, Henry H. (1981). Pressure Vessel Design Handbook, Canada: Van Nostrad Reinhold Ltd. Megyesy, Eugene F. (1995). Pressure Vessel Handbook, Oklahoma: Pressure Vessel Publiashing, Inc. Moss, Dennis R. (2004). Pressure Vessel Design Manual: Ilustrated Procedures for Solving Major Pressure Vessel Design Problems, Burlington: Gulf Proffesional Publishing.

40 BAB VI LAMPIRAN 40