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

Daftar Isi

BAB I PENDAHULUAN 4 1.1. LATAR BELAKANG 4 1.2. TUJUAN 4 1.3. RUANG LINGKUP 4 1.4. SISTEMATIKA PEMBAHASAN 5

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 6

2.1. JENIS PEMBEBANAN PADA PRESUURE VESSEL 6

2.2. KOMPONEN-KOMPONEN PRESSURE VESSEL 8

2.3. STRESSDANTEORIKEGAGALANPRESUUREVESSEL. 9

2.3.1. BEJANA TEKAN BERDINDING TIPIS (THIN WALL PRESSURE VESSEL) 9

2.3.2. BEJANA TEKAN BERDINDING TEBAL (THICK WALL PRESSURE VESSEL) 12

2.4. TEORI KEGAGALAN MATERIAL DUCTILE 12

2.5. KEGAGALAN PADA PRESSURE VESSEL 14

BAB III ANALISA DAN PENGOLAHAN DATA 15

3.1. SUSTAIN LOAD &STRESS ANALYSIS 17

3.1.1 STATIC HEAD PRESSURE 17

3.1.2. INTERNAL PRESSURE LOAD 17

3.2. OCCASIONAL LOAD 27

3.2.1 WIND LOAD &STRESS ANALYSIS 27

3.2.2 SEISMIC LOAD ANALYSIS 28

3.3. WEIGHT CALCULATION 29

3.4. SUPPORT DESIGN 30

3.4.1. SADDLE SUPPORT DIMENSION 30

3.4.2. SADDLE SUPPORT LOCATION 31

3.4.3. ANGLE OF CONTACT 31

3.4.4. LOAD &STRESS ANALYSIS DUE TO INTERNAL PRESSURE 31

3.4.5. MAXIMUM HORIZONTAL FORCE AT SADDLE 33

3.4.6. STIFFENER RING ANALYSIS 34

3.5. MAP&MAWPCALCULATION 36

3.11.1. MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR SHELL 36

3.11.2. MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR HEAD 36

BAB VI PEMBAHASAN 37

BAB IV PENUTUP 38

4.1 KESIMPULAN 38

4.2 SARAN 38

BAB V DAFTAR PUSTAKA 39

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.

1.2. Tujuan

Melakukan perancangan ulang (re-design) pressure vesseloverhead accumulator 11-V-102 pada Crude Distillation Unit PT. PERTAMINA (PERSERO) RU VI.

1.3. 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.

1.4. 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.

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 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.

2.2. Komponen- Komponen Pressure Vessel

Pressure vessel tersusun dari part-part internal dan eksternal. Part-part tersebut dapat dilihat pada gambar dibawah:

Gambar 2.2.b. Pressure Vessel Horizontal dan partnya.

2.3. STRESS DAN TEORI KEGAGALAN PRESUURE VESSEL. 2.3.1. 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.

2.3.1.1. Bejana Tekan Silinder (Cylindrical Pressure Vessel).

Pada bagian silinder, tegangan normal yang terjadi pada bagian longitudinal disebut dengan axial stress (σa), sedangkan tegangan yang terjadi pada bagian keliling selinder disebut hoop stress

(σh).

Gambar 2.3.1.1.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:

ΣFx = 0 σaAa - pAa = 0

σa[π(r + t)2 - πr2] - pπr2 = 0

σ

_{a =}

Tegangan Keliling (hoop stress),

Tegangan pada arah keliling silinder diperoleh dengan penggambaran diagram benda bebas dan menggunakan azas statika.

ΣFh = 0 σhAh - pAph = 0

dengan Ah = 2tΔx dan Aph = 2rΔx, maka

σ

_h

=

2.3.1.2. 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 2.3.1.2.a. Analisa Tegangan pada Bola Akibat Internal Pressure.

σ

s

=

2.3.2. 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.

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: σA > σB > 0.

Kasus II: σA > 0 > σB.

Kasus III: 0 > σA > σB.

Gambar berikut merupakan penjabaran tegangan bidang untuk teori maximum shear stress.

2.5. 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.

BAB III ANALISA DAN PENGOLAHAN DATA

Tahapan-tahapan analisa perancangan ulang (re-design) pressure vessel adalah sebagai berikut:

Data Sheet Process Material Selection Load Sustain Load Static Head Load Internal Pressure Load Nozzle Nozzle Loads Reinforcement Pad Strength Of Reinforcement Head Shell Occasional Load Wind Load Seismic Load Weight

Calculation Support Design Saddle Support Dimension Saddle SUpport Location Angle Of COntact Load & Stress

Analysis Maximum Horizontal Force

Stiffener Ring Analysis

MAP & MAWP Calculation Shell Head Nozzle Neck Data Sheet Mechanical Design Specification

DESIGN DATA

Item No. : 11-V-102

Service : Overhead Accumulator

Capacity : 63 m3

Process Fluid : Hydrocarbon

Design Code : ASME Section VIII Div. 1, 2001 Edition

Specification : S - 00 - 1351 - 0013

Inside Diameter (ID) : 2500 mm

Length (T/T) : 12000 mm

Design Pressure : 3.5 kg/cm2g

Design Temperature : 85°C (185°F)

Corrosion Allowance : 6 mm

Orientation : Horizontal

Type of Support : Saddle

Type of Head : 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 Shell A-516-60 60.000 psi

(4218.4 kg/cm2)

32.000 psi (2249.8 kg/cm2)

17.100 psi (1202.2 kg/cm2) Head A-516-60 60.000 psi

(4218.4 kg/cm2) 32.000 psi (2249.8 kg/cm2) 17.100 psi (1202.2 kg/cm2) Nozzle Neck A 106 Gr. B 60.000 psi (4218.4 kg/cm2) 35.000 psi (2460.7 kg/cm2) 17.100 psi (1202.2 kg/cm2) Saddle Support A 283 C 55.000 psi (4077.8 kg/cm2) 30.000 psi (2531. 1 kg/cm2) 15.700 psi (1167.1 kg/cm2) Sumber: Table 1A. Sec. VIII, Div 1 & Sec. XII. S for Ferrous Materials

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 = 0.85.

3.1. Sustain Load & Stress Analysis

3.1.1 Static Head Pressure Ref. to Eugene F. Megyesey

a. Dibawah HLL : 983 kg/m3

b. Diatas HLL : 744 kg/m3

 Inside Diameter : 2500 mm

 Height of Process Liquid : 1900 mm

Head Statik pada main vessel = 0,0612 kg/cm2 (Dapat diabaikan) 3.1.2. Internal Pressure Load

3.1.2.1. Shell

PERHITUNGAN KETEBALAN SHELL AKIBAT INTERNAL PRESSURE Ref. to (UG - 27)

Tekanan Total (design)(P) : 3.5 kg/cm2.g

Radius Dalam (R) : 1250 mm

Tegangan maksimum pada shell (S) : 1202.2 kg/cm2

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 =

=

2. Thickness Minimum Shell (tmin).

tmin = t + C = 4.3 mm + 6 mm = 10.3 mm.

Nominal Thickness of shell, tn = tmin x 6% MUT = 10.3 mm + (6% x 10.3 mm) = 10.9 mm

3.1.2.2. Head

PERHITUNGAN KETEBALAN HEAD AKIBAT INTERNAL PRESSURE Ref. to (UG - 32) Tekanan Total (design + static head) (P) : 3.5 kg/cm2.g

Diameter Dalam (D) : 2500 mm

Tegangan Maksimum shell (S) : 1202.2 kg/cm2

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 (tmin)

Ketebalan head minimum yang dibutuhkan + korosi, tmin:

t

min =

t

r

+ C =

4.3 mm + 6 mm = 10.3 mm

Nominal thickness of head;tn, tn = tmin x 6% MUT = 10.3 mm + (6% x 10.3 mm) = 10.9 mm:

3.1.2.3. Nozzle

PERHITUNGAN KETEBALAN NOZZLE NECK Ref. to (UG - 45)

Design Internal Pressure : 3.5 kg/cm2.g

Ketebalan Shell yang dibutuhkan + korosi : 10.9 mm

Ukuran Nossel : 8 NPS

Diameter Luar dari Nossel (d) : 219 mm : 21.9 cm

Jari - jari Luar dari Nossel (r) : 109.5 mm : 10.95 cm

Ketebalan Standar dari Nossel (ts) : 8,2 mm (http://www.engineeringtoolbox.com)

Toleransi Korosi (C) : 6 mm

Tegangan Maksimum pada Nossel : 1202.2 kg/cm2

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 = 13.15 mm.

The smaller value

t

m2 or

t

m3 =

t

m4

=

10.3 mm

.

The larger value

t

m1or

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 tn = 12.7 mm

Nozzle neck nominal thickness, ta = 0,875 x 12.7 mm = 11.11 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 Vortex

Breaker

7 2" Vent

8 2" utility Conn.

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-103

Description Unit N3, N4,N14 N5, N6 N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13 M1 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 2 1202.2 1202.2 1202.2 1202.2

Design Internal Pressure kg/cm2.g 3.5 3.5 3.5 3.5

Outside Diameter mm 219 114.3 60.3 508

Standard Thickness mm 8.2 6.02 4 9.53

Outside Radius mm 109.5 57.15 30.15 254

Joint Efficiency 0.85 0.85 0.85 0.85

Corrosion Allowance mm 6 6 6 6

Nozzle Neck Thickness

Required

Min. Thickness of

nozzle (tm1) mm 6.04 6.02 6.01 6.09

Min. Thickness of vessel

+ Corrosion (tm2) mm 10.3 10.3 10.3 10.3

Min. Standard thickness of pipe + Corrosion Allowance (tm3)

mm 13.15 11.3 9.5 14.3

The Smaller Value of

tm2 or tm3 (tm4) mm 10.3 10.3 9.5 10.3

Min. Nozzle Thickness required

(The larger value of tm1

or tm4) mm 10.3 10.3 9.5 10.3

Nozzle Neck Thickness

Available

Schedule Sch. 80 Sch. 160 Sch. XXS Sch. 30

Nominal Thickness mm 12.7 13.48 11.07 12.7

Nozzel Neck thickness

available mm 11.11 11.8 9.7 11.11

Acceptance Criteria OK OK OK OK

Maximum Allowable

Working Pressure

New and Cold kg/cm2.g 152.2 333.9 517.4 72.5

3.1.2.3.1. 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 M1 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 2 1202.3 1202.3 1202.3 1202.3 Design External Pressure kg/cm 2 .g 1 1 1 1 Outside Diameter mm 219 114.3 60.3 508 Outside Radius mm 109.5 57.15 30.15 254 Pressure Stress,

σ

kg/cm2 681.3 681.3 681.3 681.3

β

0.076 0.04 0.021 0.21

γ

96.15 96.15 96.15 96.15

α*

8000 12000 14000 30000

Σ*

6000 7000 7500 4200

Δ*

4000 4500 5500 2000 FRRF Kgf 3475.97 2317.31 1986.27 926.93 MRCM Kg.cm 70176.95 31394.22 15458.15 232549.85 MRLM Kg.cm 76123.88 35315.92 15243.73 353159.22 Force Maximum Kgf 3475.97 2317.31 1986.27 926.93 Moment Maximum Kg.cm 70176.95 31394.22 15243.73 232549.85

3.1.2.3.2. Reinforcement Pad Analysis

ANALISA PENGGUNAAN REINFORCEMENT PAD Ref. to (UG – 37)

Gambar 3.1.2.3.2..a Reinforcement Pad Nomenclature

A = Area required

A1 = Area in excess thickness in shell thickness

A2 = Area in excess thickness in the nozzle thickness

A3 = Area of nozzle extend inside vessel

A4 = Area of weld

A5 = Area of reinforcement pad

Dp = Outer diameter of reinforcement

d = finished diameter of openings

E = 1

E1 = 0.85

F = Correction factor thickness of pressure vessel less corrosion Ref. to Fig. UG-37 fr = Strength reduction factor

fr1 = 1. nozzle wall not inserted through vessel wall

fr3 = Sp/Sv

fr4 = Sp/Sv

h = distance nozzle project beyond inner surface K1 = Spherical radius factor

P = Internal design pressure R = Inside radius of shell Rn` = Inside radius of the nozzle

S = Allowable stress value Sn = Allowable stress in nozzle

Sp = Allowable stress in reinforcing element

Sv = Allowable stress in vessel

t = Specified vessel wall thickness without corrosion ti = Nominal thickness of internal projection of nozzle wall

tn = Nozzle wall thickness

tr = Required thickness of seamless shell based on circumferential stress

trn = Required thickness of seamless nozzle wall

Areq. = dtrF+ 2tntr(1-fr1)

Aav1. = A1 + A2 + A3 + A41 + A43 (Without Reinf. Pad)

Aav2. = A1 + A2 + A3 + A41 + A42 + A43 + A5 (With Reinf. Pad)

A1 = d (E1t-Ftr) – 2 tn (E1t-Ftr) (1-fr1) ,or = 2 (t + tn) (E1t – Ftr) – 2 tn (E1 t – Ftr) (1-fr1 ) A2 = 5t fr2 (tn-trn), or = 5 (tn- trn) fr2 tn A3 = 5t t1 fr2 A41 = (leg2) fr3 A42 = (leg2) fr4 A43 = (leg2) fr2

Reinforcement Pad Requirement

 The limit of reinforcement (UG-40) (normal to the vessel wall) = 2.5t

(parallel to the vessel wall) = (Rn+ t+ tn )2

 Width of reinforcement pad = (Dp - Do)/2

 Size of element weld throat of weld = 0.7 x leg

leg = 3 mm (EN 1993-1-8 section 4.5.2,)

 Area Available in element; A5 = (Dp - d - 2tn)te fr4

 Area available with reinforcement = A1+A2+A3+A4+A5

Description Unit N3, N4,N14 N5, N6 N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13 M1 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 Schedule Sch. 80 Sch. 160 Sch. XXS Sch. 30 Outside Diameter mm 219 114.3 60.3 508 Nominal Thickness mm 12.7 13.48 11.07 12.7 Outside Radius mm 109.5 57.15 30.15 254 t mm 4.9 4.9 4.9 4.9 tr mm 4.3 4.3 4.3 4.3 Sn kg/cm2 1202.2 1202.2 1202.2 1202.2 Sv kg/cm2 1202.2 1202.2 1202.2 1202.2 Sp kg/cm2 1202.2 1202.2 1202.2 1202.2 Dp mm 412.6 201.64 98.46 990.6

Nozzle Neck Thickness

trn mm 6.04 6.02 6.01 6.09 tn mm 12.7 13.48 11.07 12.7 ti mm 0 0 0 0 h mm 0 0 0 0 d mm 206.3 100.82 49.23 495.3 Rn mm 103.15 50.41 24.615 247.65 E 1 1 1 1 C mm 6 6 6 6 F 0.5 0.5 0.5 0.5 E1 0.85 0.85 0.85 0.85 Size of welds

fr1 1 1 1 1 fr2 1 1 1 1 fr3 1 1 1 1 fr4 1 1 1 1 Areq mm2 754.03 368.50 179.94 1810.32 A1 mm2 415.69 203.15 99.20 998.03 mm2 70.93 74.07 64.36 70.93

Use larger value mm2 415.69 203.15 99.20 998.03

A2 mm2 163.17 182.77 123.97 161.945

mm2 422.91 502.80 280.07 419.74

Use Smaller value mm2 163.17 182.77 123.97 161.945

A3 mm2 0 0 0 0

A41 mm2 9 9 9 9

A43 mm2 9 9 9 9

Aav1 mm2 596.86 403.92 241.17 1,177.97

Is there any reinforcement

required? YES YES YES YES

Limit of reinforcement

Normal to vessel mm 12.25 12.25 12.25 12.25

Parallel to vessel mm 241.5 137.58 81.17 530.5

Width of reinforcement pad mm 96.8 43.67 19.08 241.3

Size of element weld

Throat of weld mm 2.1 2.1 2.1 2.1

Leg mm 3.00 3.00 3.00 3.00

Area available with

reinforcement, A5 mm2 379.89 155.106 56.889 986.79

A42 mm2 9 9 9 9

Aav2 mm2 985.75 568.03 307.06 2,173.76

Is the reinforcement are fulfilled

3.1.2.3.3. Strength of Reinforcement Pad

ANALISA KEKUATAN REINFORCEMENT PAD Ref. to (UG – 41(b))

Gambar 3.1.2.3.3.a. Nozzle Detail with Neck Abutting the Vessel Wall Stress value of weld

 Fillet weld shear = 0.49 x Sv = 589.1kg/cm2

 Stress of nozzle wall shear = 0.7 x Sn = 841.5 kg/cm2

W : Total weld Load [UG-41(b)(2)]

W1-1 : Weld load for strength path 1-1 [UG-41(b)(1)]

W2-2 : Weld load for strength path 2-2 [UG-41(b)(1)]

W = (A –A1) Sv W1-1 = (A2+ A5 + A41+ A42)Sv W2-2 = (A2+ A41) Sv W 4067.43 kgf W 1-1 6745.06 kgf W 2-2 2069.83 kgf

3.2. Occasional Load

3.2.1 Wind Load & Stress Analysis Ref. to. ASCE 7-93-1994

Af : Projected Area

Cf : Shape factor

V : Wind speed

G : Gust factor qz : Velocity Pressure

F : Design Wind Pressure

M : Maximum moment at base

S : Stress value of material I : Importance factor h : lever arm

Kz : Velocity pressure coefficient

V = 3.576 m/s h = 1.55 m

I = 1 (Low hazard)

qz = 0.00256 Kz (IV)2 = 0.00256 x 0.8 x (1 x 3.576)2 = 0.026

Af = D x H = 12 m x 2.5 m = 30 m2

Cf = 0.8 for cylindrical vessel

G = 1.32 (Exposure C) Kz = 0.8 (Exposure C)

F = qz x G x Cf x Af = 0.026 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/ R2πt = 0.05 kg/cm2

3.2.2 Seismic Load Analysis Ref. to. UBC Code 1991 C : Numerical Coefficient Ct : Numerical Coefficient

Ft : Total horixontal seismic forceat top

H : Length of vessel I : Importance coefficient

M : Maximum moment

Rw : Numerical coefficient

S : Site coefficient for soil characteristic T : Fundamental period of vibration V : Total seismic shear at base W : Total weight of tower Z : Seismic Zone Factor Ct = 0.035 I = 1 (for Vessel) S = 1 H = 2.5 m = 8.2 ft Rw = 4 (for vessel) T = Ct x H3/4= 0.18 s C = 1.25 S/T2/3= 2.75 W = 62307.2 kg (Operating Weight) Z = 0.075 (Zona 1) V = Z x I x C x W/Rw = 7082 lb = 3212 kg Ft = 0.07 x T x V = 89 M = [Ft x H + (V- Ft) x (2 H/3)] = 17802.2 ft-lb = 2461.2 kgf.m

3.3. Weight Calculation

Ref. to (Dennis R. Moss p,95)

Diameter Dalam Bejana Utama : 2500 mm

Panjang Shell Bejana Utama : 12000 mm

Ketebalan Shell : 10.9 mm

Ketebalan Head : 10.9 mm

Massa Jenis Baja : 7.84 g/cm3 : 0.00784 kg/cm3

Massa Jeniis Cairan Kerja : 0,983 g/cm3 : 0.000983 kg/cm3

Massa Jenis Air : 1 g/cm3 : 0.001 kg/cm3

 Shell Weight, Ws =

= 8085.05 kg

 Ellipsoidal Head Weight, Wh = = 1157.93 kg

 Nozzle Weight, Wn: 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 Wn = 717.9 kg  Weight of Saddle = 526.2 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 18.14 kg = 54.42 kg Total weight = 105.92 kg

 Additional Weight by Welding = 10% x 10593 kg = 1059.3 kg

 Weight of Proces Liquid, Wl = 51.530.900 cm3 x 0.000983 kg/cm3 = 50654.9 kg

(http://checalc.com/calc/vessel.html)

 Weight of full water, Wwt = 62.995.500cm2 x 0.001 kg/cm2 = 62995.5 kg

Weight of Pressure Vessel

 Erection, We = 11652.3 kg

 Operating, Wo = 62307.2 kg

 Hydrotest (Full of Water), Wt = 74647.8 kg

3.4. Support Design

3.4.1. 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

3.4.2. 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 12.000 mm = 2.400 mm.

3.4.3. Angle of Contact Ref. to ASME Code

Angle of contact minimum adalah 120°. Penulis merancang pressure vessel ini dengan angle of contact 150°.

3.4.4. 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 = 74647.8 kg (Hydrotest Weight)

Internal Pressure (P) : 3.5 kg/cm2

Jari - jari dalam shel (R) : 1250 mm

Panjang shell (L) : 1200 cm

Tebal shell (t) : 1,09 cm

Efisiensi sambungan (E) : 0,85

Tegangan maksimum shell : 1202.7 kg/cm2

Tegangan luluh shell : 4219.4 kg/cm2

Tebal saddle pad (b) : 458 mm

Jarak tangent line ke saddle (A) : 2400 mm Panjang horizontal head (H) : 625 mm Dengan asumsi, Sudut saddle : 150

Untuk θ = 150°, maka ( Design & Construction of Pressure Vessel, Eugene F. Megysey) K1 = 0,505 K6 = 0,032 (A/R Ratio = 2,45) K11 = 0,259 (θ =150°) K2 = 0,799 K7 = 0,673 K3 = 0,319 K8 = 0,876 K4 = 0,485 K9 = 0,3 (Stiffener Ring) K5 = 0,295 K10 = 0,032 (Stiffener Ring) Longitudinal Bending Pada Saddles = S1 = ( ) = ( ) = 1079.3 kg/cm2 Pada Midspan = S1 =

(

)

= 186.7 kg/cm2

Tegangan akibat tekanan dari dalam =

= 446.43 kg/cm

2

Maka, Tegangan tarik maksimum = 1525.73 kg/cm2

Tegangan kompres tidak dianggap karena t/R > 0,005; t/R = 12/2500 = 0,0052

Tegangan tarik maksimum (1525.73 kg/cm2) > 0,85 x Tegangan maksimal (1021.9 kg/cm2), maka bejana bertekanan dianjurkan menggunakan stiffener ring.

Tangential Shear

Saddles away from head (A > R/2)

In Shell = S2 =

(

)

= 218.12 kg/cm

2

Tegangan geser < 0,8 x tegangan maksimal. Maka, bejana bertekanan aman terhadap pengaruh tegangan geser.

Circumferential Stress (Stiffened)

At the horn of saddle = S4 (L (12000 mm) > 8R (10104 mm)

S4 = _√

= - 15579.8 kg/cm

2

At the Bottom of Shell = S5 =

√ = - 1767.43 kg/cm

2

Circumferential Bending > Allowable Stress (1167 kg/cm2). Maka Shell harus menggunakan stiffener ring.

3.4.5. Maximum Horizontal Force at Saddle Ref. to Eugene F. Megyesey

Gaya horizontal yang diterima pada area dasar saddle F = K11 x Q = 0,259 x 74647.8 kg = 19333.8 kg

Untuk dapat menahan gaya tersebut,

Max. effective area pada web plate, A : R/3 x 1.27 mm = 52.9 cm2 SWorking = F/A = 19333.8 kg/52.9 cm2 = 365.5 kg/cm2.

SAllowable = 2/3 x SAllowable of Material = 2/3 x 1167.1 kg/cm2 = 778.07 kg/cm2.

3.4.6. Stiffener Ring Analysis Ref. to (UG - 29)

Penulis akan menggunakan stiffener ring T-Type pada bagian luar vessel.

AC = Cross sectional area of composite area

Ar = Cross sectional area of ring

AS = Cross sectional area of shell

Din = Mean diameter of shell

E = Modulus Elasticity in design temperature

Fy = Minimum specified yield strength at design temperature

K9, K10 = Zick’s Coefficient

IC = Moment of inertia of composite section

P = Internal pressure

PX = External pressure

Q = Load at saddle

Rm = Mean radius in shell

R = Inside radius of shell

S13 = Circumferential stress in shell due to load Q

S14 = Circumferential stress in ring due to load Q

t = Shell thickness

v = poisson’ ration

σS = Stress in shell due to internal pressure

σT = Stress in shell due to external pressure

Menggunakan Tabel 2-1c (Dennis R. Moss, p. 27) Tipe 3

Tipe H W t1 t2

L = 1.56 √ = 25.06 cm I1 = ; I2 = ; I3 = C = ΣI = I1+ I2+ I3

IC = ΣAnYn2+ ΣI –C ΣAnYn

Part Area A (cm2) Y (cm) Y2 AY AY2 I (cm4) 1 25.81 0.52 0.27 13.42 6.97 0.23 2 9.68 6.11 37.33 59.14 361.35 83.29 3 12.90 11.8 139.24 152.22 1796.2 1.73 Total 48.39 224.78 2164.52 85.25 C (cm) I (mm4) 4.65 1204.54

Stress in shell due to external pressure

σS = (Px L Rm)/AC = 64.72 kg/cm2

Stress in shell due to internal pressure

σT = [(P Rm)/t][AS/AC] = 226.57 kg/cm2 Stress in shell S13 = (-) (K9 Q)/AC + (K10 Q R C)/IC = 358.8 kg/cm2 Stress in ring S14 = (-) (K9 Q)/AC (-) (K10 Q R ((H+ t2)/2)/IC = - 813.74 kg/cm2 Combined Stress S13 is positive, so: (+)S13 (+)σT = 585.37 kg/cm2 ; 1.5 S = 1803.3 kg/cm2 (+)S13 (+)σT < 1.5 S OK! Area 1 Area 2 Area 3

3.5. MAP & MAWP Calculation

3.11.1. Maximum Allowable Working Pressure for Shell

a. New and Cold MAP = = = 15.45 kg/cm 2 .g

b. Hot and Corroded

MAWP = = = 4 kg/cm 2 .g

3.11.2. 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

3.11.3. Maximum Allowable Working Pressure for Nozzle Neck

a. New and Cold MAP =

b. Hot and Corroded

MAWP = Nozzle Size 8" 4" 2" 20" MAP 10.42 kg/cm 2 11.07 kg/cm2 9.08 kg/cm2 13.97 kg/cm2 MAWP 5.49 kg/cm 2 6.13 kg/cm2 4.15 kg/cm2 9.02 kg/cm2

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.

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.

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.