ANALISA TEGANGAN STATIK PIPA YANG TERHUBUNG DENGAN TANGKI MINYAK (OIL TANK) MENGGUNAKAN SOFTWARE CAESAR II

1

ANALISA TEGANGAN STATIK PIPA YANG TERHUBUNG DENGAN TANGKI MINYAK (OIL TANK) MENGGUNAKAN SOFTWARE CAESAR II Oleh: Muhammad attariq1), Iman Satria 2), Duskiardi 3) Jurusan Teknik Mesin, Fakultas - Teknologi Industri Universitas Bung Hatta Padang Kampus [email protected]

Abstrak System pemipaan sangat penting pada suatu industry terutama pada industry minyak. System pemipaan dibuat untuk menghantarkan minyak dari komponen ke komponen lainnya. System pemipaan ini dirancang untuk mampu menahan beban static. Untuk itu perlu dilakukan analisa tegangan oleh engineer agar system pemipaan tidak terjadi tegangan berlebihan (overstress) dan pembebanan berlebih (overloading) pada komponen. Untuk menganalisa system pemipaan tersebut saat ini terdapat beberapa perangkat lunak guna membantu melakukan analisa tegangan. Pada penulisan ini dilakukan studi kasus dengan bantuan perangkat lunak CAESAR II. Pada system pemipaan tegangan static yang terhubung dengan tank ini didapatkan hasil oleh CAESAR II tegangan axial tertinggi terjadi pada node 28 dengan nilai 646 kPa, tegangan bending pada node 135 dengan nilai 69737.8 kPa dan tegangan torsi 5187.2 kPa pada node 14. Dari hasil simulasi diketahui tegangan batas ijin dari material pipa high carbon tipe A53B yang digunakan pada system pemipaan tank terhadap tegangan yang di hasilkan yaitu sebesar : 137895.1 kPa. Dengan hasil simulasi system pemipaan yang terhubung dengan tanki yang telah distandarisai sesuai standar pemipaan ASME B1.31 dapat disimpulkan aman. Kata Kunci : system pemipaan, CAESAR II, tegangan static. Abstract System piping is very important in an industry, especially in the oil industry. System pipeline to deliver oil made from components to other components. Piping System, is designed to withstand a static load. It is necessary for stress analysis by the engineer that the system piping does not happen over-voltages (overstress) and charging of excess (overloading) component. To analyze the piping system there are currently several software to help perform stress analysis. At this writing the case studies with the help of software CAESAR II. Static stress on the piping system connected to this tank by CAESAR II showed the highest axial tension occurs in node 28 with a value of 646 kPa, bending stress at the node 135 with a value of 69737.8 kPa and 5187.2 kPa torsional stress on the node 14. From the simulation results are known allowable stress boundary of the pipe material A53B high carbon types used in the system piping tanks to the stress at yield is equal to: 137895.1 kPa. With the results of the simulation system piping connected to the tank that has distandarisai according to standards ASME B1.31 piping can be concluded safely Keywords : Learning system pemipaan, CAESAR II, tegangan static

1. Pendahuluan Perkembangan industri pada era globalisasi saat ini sangat pesat sebab adanya teknologi.Penggunaan teknologi tentunya memiliki sistem untuk menjaga keoptimalisasiannya dan juga agar proses produksi dapat beroperasi dengan lancar. Sistem pemipaan suatu industri juga menjadi aspek penting untuk proses produksi. Pada mulanya

sistem pemipaan memanfaat manusia untuk memindahkan fluida menggunakan ember, lalu berpikir untuk mengefesiensikan waktu dan tenaga maka dibuatlah distribusi melalui sistem pemipaan. Saat ini sistem pemipaan sudah amat maju, sebagai contoh sistem pemipaan yang dibuat untuk mengantar minyak dari suatu negara ke negara lain melalui sistem pemipaan bawah laut (offshore) sehingga dengan sistem ini akan

2 Jurnal Teknik Mesin 2017.

menghemat waktu lebih banyak, walaupun kendala yang dihadapi lebih banyak. Sistem pemipaan juga digunakan untuk mengangkut cairan, bahan kimia, campuran kimia dan uap pada industri makanan, pabrik kimia dan industri lainnya. Sistem pemipaan juga digunakan untuk instalasi pemadam kebakaran, untuk keperluan mesin-mesin dan lain – lain. Dalam suatu perancangan plant tidak terlepas dari pada sistem pemipaan yang mana berfungsi sebagai jalur transportasi fluida yang ingin dialirkan dari satu komponen ke komponen yang lain. Sistem pemipaan ini di rancang untuk mampu menahan beban statis dan beban dinamis yang terjadi. Untuk itu perlu dilakukannya analisa tegangan tersebut oleh engineer agar sistem pemipaan tanpa tegangan berlebih (overstress) dan pembebanan berlebih (overloading) pada komponen pemipaan dengan komponen yang terhubung. Kemampuan sistem pemipaan untuk menahan beban yang bekerja sehingga tidak menyebabkan kegagalan disebut fleksibilitas sistem pemipaan. Kegagalan pada sistem pemipaan ini dapat mengganggu proses operasi yang berlangsung. Maka dari itu, analisa fleksibilitas dan tegangan pada sistem pemipaan perlu dilakukan untuk memastikan bahwa sistem pemipaan pada kondisi aman saat dioperasikan. Sistem pemipaan harus mempunyai fleksibilitas yang cukup, agar pada saat terjadi pemuaian termal dan kontraksi, pergerakkan dari penyangga dan titik persambungan pada sistem pemipaan tidak akan menyebabkan: 1. Kegagalan sistem pemipaan akibat tegangan yang berlebihan 2. Kebocoran pada sambungan 3. Beban berlebih pada sambungan dengan komponen Pada umumnya kegagalan pada sistem pemipaan terjadi akibat adanya tegangan yang berlebih pada pipa yang disebabkan adanya beban maksimum dan terkonsentrasi yang tidak diatur dengan sistem penumpu yang baik, tegangan yang berlebih tersebut dihasilkan karena adanya pembebanan yang terjadi secara terus menerus dan dapat berubah yang diberikan kepada sistem pemipaan, sehingga dapat merubah sifat dan keadaan pipa tersebut. Maka dalam merancang atau membangun sistem pemipaan yang baik seharusnya dilakukan analisa tegangan terlebih dahulu untuk mengantisipasi dan mengatasi jika terjadi tegangan yang berlebih.

Saat ini terdapat beberapa perangkat lunak guna membantu melakukan analisis tegangan pipa. Perangkat lunak tersebut telah memenuhi kaidah persyaratan sebuah alat bantu analisis karena telah berdasarkan pada kode dan standar yang baku untuk pemipaan. Pada penulisan ini dilakukan studi kasus dengan bantuan perangkat lunak Caesar II dimana pada hasil akhirnya didapatkan besarnya gaya-gaya dan momen yang bekerja pada pipa, dan tegangan yang bekerja pada pipa.

2. Landasan Teori 2.1 Teori Dasar Tegangan Pipa Tegangan pada pipa dikategorikan menjadi dua kategori dari tegangan. Pertama tengan yang diakibatkan oleh tekanan baik dari dalam pipa maupun dari luar pipa. Kedua, tegangan yang datang dari gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja pada sumbu x, y dan z yang diakibatkan oleh berat total, pemuaian panas, angin, gempa bumi dan yang lainnya. Elemen dari suatu dinding pipa dihubungkan dengan empat tegangan yang dapat dilihat pada gambar 2.1

Gambar 2.1 Arah Tegangan Dalam Pipa 2.2.1 Tegangan Longitudinal ( Longituginal stress ) Longituginal stress adalah tegangan yang mana arah tegangannya sejajar dengan sumbu pipa atau tegangan ke arah panjang pipa terlihat pada gambar 2.2. Nilai pada tegangan ini negatif jika mengalami tekan dan positif jika mengalami tarik. Tegangan logituginal disebabkan oleh gaya aksial, tekanan pipa, momen lentur Tegangan dalam yang terjadi pada pipa disebabkan oleh beban luar seperti berat mati, tekanan dan pemuaian termal (displacemen), dan bergantung pada geometri pipa serta jenis material pipa. Sedangkan tegangan batas lebih banyak ditentukan oleh jenis material, dan metode produksinya. Kedua besaran ini dibandingkan dengan menerapkan teori kegagalan (failure theory) yang ada.

3

Gambar 2.2 Tegangan Longitudinal Pressure ( Sumber : LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009 ) ∑F = 0 Fax = F P. Ai = SL. Am P.𝑟𝑖2 SL = 2𝑡.rm

( 2.1)

Dimana : P = Tekanan pada pipa (Kg/mm2) Ai = Luas penampang dalam pipa ( mm2 ) Am= Luas rata-rata penampang pipa ( mm2 ) SL=Tegangan Logituginal akibat gaya aksial (KPa) Am = π( 𝑟02 - 𝑟𝑖2 ) Dimana : t = Tebal pipa ( mm ) ri = Jari-jari dalam pipa (mm) ro = Jari-jari luar pipa (mm) rm = Jari-jari rata-rata pipa (mm) Dari persamaan 2.1 gaya stres untuk menyeimbangkan kekuatan tekanan, dapat dihitug dengan parameter sebabagai berikut ; SL =

P.𝑟𝑖2

2𝑡.rm Atau P.𝑑𝑖 SL = 4𝑡

<

2 P.𝑟𝑚

2𝑡.rm

=

2 P.𝑟𝑚

2𝑡

<

P.𝑟𝑜2 2𝑡

Gambar 2.3 Tegangan Tangensial (hoop stress ) (Sumber : LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) Dari gambar 2.3 maka terbentuk persamaan sebagai berikut ; ∑F = 0 F = 2 Ft P. di. l = 2 SH. A P. di. l. = 2. SH. t. l P. di. = 2 SH. t P.di SH = 2𝑡 (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) Dimana ; SH = Tegangan Tangensial (Hoop Stress ) 2.2.3 Gaya tegangan yang diakibatkan momen Gaya(2.2) yang terjadi pada pipa tidak hanya bidang tegak lurus gaya yang diberikan, tetapi juga pada semua bidang. Gambar 2.4 menunjukkan stres yang dihasilkan pada bidang yang tidak tegak lurus dengan gaya yang diterapkan. Untuk mempermudah, kita mempertimbangkan spesimen menjadi prisma empat persegi panjang kecil. Pada sebuah bidang sudut, , dari normal bidang m-n, gaya yang diberikan, F, terurai menjadi gaya normal, Fm dan gaya geser, Fs. Normal gaya tegak lurus terhadap bidang dan gaya geser berjalan sejajar dengan bidang ( LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009).

(2.3)

2.2.2 Tegangan Tangensial (Hoop Stress ) Tegangan ini disebabkan oleh tekanan dalam pipa yang mana tekanan ini bersumber dari fluida dan nilainya selalu positif jika tegangan cenderung membela pipa menjadi dua. Besar tegangan ini dapat dihitung berdasarkan persamaan Lame’s, dimana tekanan Sirkumferensial atau Tegangan Tangensial (Hoop Stress ) dapat dilihat pada gambar 2.3 (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009).

Gambar 2.4 Tegangan pada bidang miring ( Sumber : LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) Sehingga persamaan nya (Ling Chuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) ; Sn= Ss =

Fn

=

F cos θ

=S cos2ϴ

Am A/ cos𝜃 Fs F sin θ Am

=

A/ cos𝜃

1

= S sin ϴ cos ϴ = 2 S sin 2 ϴ

4 Jurnal Teknik Mesin 2017. 𝐹𝑎

𝐹𝑠

Tegangan gesar maksimum, besaran tegangan normal dan tegangan geser di bidang diberikan tergantung pada sudut kemiringan. Untuk tegangan geser, nilai maksimum tercapai saat sin 2 ϴ sama dengan 1. Artinya, tegangan geser adalah terbesar ketika 2 ϴ = 90o . dengan ϴ = 45, maksimum tegangan geser sama dengan satu-setengah dari tegangan normal maksimum, S, seperti yang ditunjukkan pada Persamaan (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009 ) 1 Smaks= S (2.7) 2 Tegangan geser adalah tegangan yang bekerja dalam penampang pipa atau luas permukaan pipa, tegangan ini diakibatkan oleh gaya geser dan momen puntir (Peng, Ling-Chuan, dan Tsen Long Peng, 2009). Gaya geser Rasio dari nilai maksimum dan nilai rata-ratanya disebut dengan faktor distribusi gaya geser, untuk pipa menggunakan nilai faktor distribusi tegangan geser adalah 2, dengan demikian dapat ditulis dengan persamaan dibawah. Gambar gaya bekerja dapat dilihat pada gambar 2.5 (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009).

Slf = , τf = 2 , A= 2πrmt, (2.10) A A Dimana; Slf = Tegangan longitudinal akibat gaya τf = Tegangan geser akibat gaya Beban dibagi menjadi dua kategori: momen lentur dan torsi. Momen lentur dibagi lagi menjadi dua komponen, momen pada sumbu y dan sumbu z, Sebagaimana dibahas bending saat menimbulkan distribusi pada tegangan lurus dengan stres tertinggi terjadi pada permukaan luar, maka persamaan (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009);

τxy, maks = 2

2 2 Sb = √𝑆𝑏𝑦 + 𝑆𝑏𝑧 =

τxz, maks = 2

𝐹𝑦

A 𝐹𝑧 A

,

,

A = 2πrmt dengan A= π (

(a)

𝑟02 - 𝑟𝑖2 )

( 2.8 )

(b)

Gambar 2.5 ( a ) Gaya geser, ( b ) Tegangan Longitudinal Akibat Momen Bending. ( Sumber : Ling Chuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009 ) Karena τxy dan τxz saling tegak lurus, komponen tersebut dapat digabungkan dengan membentuk resultan gaya ( Fs ) sehingg persamaanya (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009); Fs =√𝐹𝑦2 + 𝐹𝑧2 ( 2.9) Untuk gaya aksial, Fa = Fx, tegangan bisa berupa tegang normal, tergantung pada gaya. Tegangan aksial yang dihasilkan adalah yang diberikan penampang pipa. Oleh karena itu, pada penampang dari pipa memiliki tekanan karena gaya sebagai (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) ;

Sby= Z=

𝑀𝑦 Z 𝜋

4ro

, Sbz =

𝑀𝑧 Z

,

(𝑟𝑜4 -𝑟𝑖4 )

( 2.11 )

Sby dan Sbz berada pada permukaan bagian terluar dari pipa, tetapi dalam sudut 90o, maka kedua bending tersebut dikombinasikan bersama sehingga menjadi tegangan bending total (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009); 1 𝑧

√ 𝑀𝑦2 + 𝑀𝑧2 (2.12)

Dimana: Sb = tegangan longitudinal akibat momen lentur ( KPa) 𝑀𝑦2 , 𝑀𝑧2 = momen lentur pada penampang pipa (N.mm) I = momen inersia dari penampang pipa (mm4) ro = radius luar pipa (mm) Z = modulus permukaan pipa 2.2.4 Tegangan Utama (Principal Stress ) Tegangan maksimum atau minimum pada suatu batang dapat digambarkan pada sebuah elemen yang mendapat beban. Dimana penjabaran tegangan yang terjadi dapat diuraikan seperti terlihat pada gambar 2.6, sehingga nantinya mendapatkan persamaan minimum dan maksimum untuk mencari nilai suatu tegangan. Tegangan tarik utama adalah tegangan yang dibentuk dari gaya tarik utama pada tiap – tiap sumbu yaitu tegangan tarik pada sumbu x dan tegangan tarik terhadap sumbu y, dimana persamaan untuk tegangan tarik utama diperoleh dengan menjumlahkan tiap tegangan pada satu sumbu yang sama dan segaris. Dengan penjumlahan secara vektor maka akan diperoleh persamaan untuk tegangan tarik utama yang terlihat pada gambar dan persamaan 2.13 berikut :

5

Gambar 2.6 Hubungan tegangan dua dimensi ( Sumber : LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009 ) Sehingga persamaan dari gambar diatas adalah ; ∑F = 0 Sy. Ay. Cos + Sx. Ax Sin + xy Ay. Sin  + xy. Ax.Cos  – S. A = 0 Sy. A cons . Cos +Sx. A.Sin  Sin+ xy Acos.Sin + xy.A.SinCos  – S. A = 0 S = Sy. cos2 + Sx. Sin2  + 2 xy cos . Sin  𝐶𝑜𝑠 2 𝜃 1−𝐶𝑜𝑠 2 𝜃 S = Sy 2 + Sx 2 + xy Sin 2 ( 𝑆𝑦+ 𝑆𝑥 )

( 𝑆𝑦− 𝑆𝑥 )

S 2  2  Cos 2+ xy Sin 2  ∑F = 0 Sx Ax cos xyAy. cos xy. Ax. sinSy Ay sin  A = 0 x A sin  cos xy A cos . cos xy. sin . siny A cos  sin  A 1 2SxSyxy A cos 2 Bidang tegangan normal maksimum dan minimum dapat ditemukan dengan membedakan persamaan (2.13) Jika nilai , turunan ke nol. Tegangan maksimum kemudian dihitung dengan substitusi ke dalam persamaan (2.13). Tegangan geser maksimum juga dapat ditentukan dengan cara yang sama. Namun, dapat dikembangkan oleh Persamaan. (2.13) ke sisi kiri, dan kemudian mengkuadratkan kedua (2.13) dan (2.14) dan menjumlahkan mereka bersama-sama sebagai berikut (Ling Chuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009): [𝑆 −

1 2

2

1

(𝑆𝑥 + 𝑆𝑦 )] +[2 (𝑆𝑥 − 𝑆𝑦 ) cos 2𝜃 −

𝜏𝑥𝑦 sin 2𝜃]

2 2

[1 (𝑆

2

𝜏𝑥𝑦 sin 2𝜃] [𝑆 − 𝑆𝑥 +𝑆𝑦 ( ) 2

𝑥

− 𝑆𝑦 ) cos 2𝜃 +

1 2

2

(𝑆𝑥 + 𝑆𝑦 )] +

2 𝜏xy 

2.2.5 Lingkaran Mohr untuk Tegangan Gabungan Persamaan (2.15) adalah persamaan umum lingkaran di Skoordinat. Ini menunjukkan bahwa hubungan antara tegangan

normal, S, dan tegangan geser, , di setiap bidang yang diberikan dapat dinyatakan dengan lingkaran. pusat lingkaran terletak di (Sx + Sy) 1/2 jauh dari asal pada sumbu S, dan jari-jari lingkaran adalah akar kuadrat tersebut yang kanan sisi dari persamaan (2.16). Hubungan ini dapat dinyatakan dengan tegangan lingkaran Mohr seperti ditunjukkan pada Gambar. 2.7. Prosedur untuk menggambar lingkaran adalah sebagai berikut: (1) Menggambar sumbu horisontal sebagai titik koordinat S dan sumbu vertikal sebagai titik koordinasi. (2) Cari Sx dan Sy titik koordinasi S. Di sini, Sx diasumsikan lebih besar dari Sy. (3) Pada Sx atau Sy poin, menggambar garis vertical yaitu sebesar xy. (4) Cari titik tengah antara Sx dan Sy untuk menentukan titik pusat, dan menggambar lingkaran dengan jarak antara titik pusat dan titik xy didefinisikan dalam (3) sebagai jari-jari. Dari angka dan persamaan, tegangan normal maksimum dan minimum ditemukan dengan menetapkan = 0, dan mengambil akar kuadrat. Maka hasilnya dengan persamaan sebagai berikut:

Gambar 2.7 Lingkaran mohr kombinasi tegangan (LingChuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) S1 = S2 =

(𝑆𝑥 +𝑆𝑦 ) 2 (𝑆𝑥 +𝑆𝑦 ) 2

(𝑆𝑥 −𝑆𝑦 )

+ √(

2

(𝑆𝑥 −𝑆𝑦 )

- √(

2

2 ) + 𝜏𝑥𝑦

(2.16)

2 ) + 𝜏𝑥𝑦

(2.17)

Tegangan geser maksimum sama dengan jari-jari lingkaran. Sebagai beikut (Ling Chuan Peng, dan Tsen Long Peng, 2009) ; max = √ (

(𝑆𝑥 −𝑆𝑦 ) 2

2 = ) + 𝜏𝑥𝑦

(𝑆𝑥 −𝑆𝑦 ) 2

(2.18)

Dimana: S1= tegangan utama maksimum (KPa) S2 = tegangan utama minimum (KPa) Sx = tegangan yang bekerja pada arah sumbuh X (SL) (KPa) Sy = tegangan yang bekerja pada arah sumbu Y (SH ) (KPa) Tegangan yang bekerja pada sumbu X sama dengan tegangan logitudinal dan tegangan yang bekerja pada sumbu Y sama dengan tegangan hoop stress .

6 Jurnal Teknik Mesin 2017.

2.2.6 Analisa Kegagalan Dalam suatu rekayasa teknik, hal yang mendasar adalah menentukan batasan tegangan yang menyebabkan kegagalan dari material tersebut. Dalam menggunakan teori kegagalan yang terpenting adalah menentukan tegangan utama (principal stress ). Tegangan yang telah dihitung dibandingkan dengan tegangan yang diijinkan oleh kekuatan material yang didapat dari hasil pengujian. Jika tegangan yang dihitung melebihi tegangan yang diijinkan oleh material, kegagalan dari material akan terjadi. Ada tiga teori kegagalan yang sering digunakan, yaitu : a) Teori Tegangan Normal Maksimum Teori ini menyatakan bahwa kegagalan terjadi bila salah satu dari tegangan utama (principal stress ) sama dengan kekuatan dari material. b) Teori Tegangan Geser Maksimum Teori ini mengatakan bahwa kegagalan akan terjadi bila tegangan geser maksimum pada setiap elemen mesin sama dengan kekuatan geser dari material. c) Teori Tegangan Von Misses Teori ini memperkirakan suatu kegagalan mengalah dalam tegangan geser yang memadai lebih besar dari yang diperkirakan oleh teori tegangan geser maksimal. Untuk analisis perancangan akan lebih mudah jika kita menggunakan tegangan Von Misses yaitu persamaan yang berkaitan dengan suatu tegangan dalam tiga sumbu.

8

Modulus elastisitas (C)

9

Tolerasni pipa

2.0340E+008 KPa 12.500%

Data fluida ini akan digunakan untuk proses analisa dengan menggunakan CAESAR II spesifikasi fluida tersebut dapat dilihat pada table 3.2 Tabel 3.2 Spesifikasi Fluida No.

Spesifikasi Fluida

1

Jenis fluida

Crude Palm Oil (CPO)

2

Temperature fluida

60ºC

3

Berat jenis fluida pada temp. 30ºC

0,0008843 kg/cm3

4

Faktor koreksi

1.0005916

Secara garis besar pelaksanaan penelitian ini akan dilaksanakan berurutan dan sistematis seperti ditunjukkan pada gambar 3.1

3. Metodologi Penelitian Penelitian ini menggunakan software CAESAR II untuk menganalisa tegangan system pemipaan yang terjadi pada pipa yang terhubung dengan tank. Hal pertama yang ini dilakukan studi kasus perhitungan tegangan pada sebuah sistem pemipaan untuk menentukan aman atau tidaknya sebuah sistem pemipaan yang dirancang menggunakan data-data yang didapat apakah telah disesuaikan dengan standar pemipaan yang ada yaitu ASME B1.31. Spesifikasi pipa yang digunakan dalam skripsi ini dapat dilihat pada table 3.1. Tabel 3.1 Spesifikasi Pipa No. Spesifikasi Pipa 1 Panjang pipa 69 m 2 Schedule pipa 40 3 Densitas pipa 0.00785 kg/cm3 4 Material pipa A53 B 5 Poison rasio pipa 0.2920 mm 6 Diameter luar pipa (OD) 219.0750 mm 7 Ketebalan pipa 8.179 mm

4. Analisa dan Hasil Simulasi Perhitungan pembebanan pipa meliputi pembebanan oleh pipa dan fluida dalam hal ini jenis fluida adalah Crude Palm Oil (CPO), berat yang di hitung adalah berat untuk pipa dan fluida per satuan meter, dengan demikian jika dihitung secara keseluruhan maka akan diperoleh

7

beban keseluruhan dengan mengakalikan seluruh panjang pipa.

Tabel 4.3 hasil simulasi tegangan pipa mendatar ( penumpu)

Berat pipa (W1) = ρ x volume pipa = 0,00783 kg/cm3 x 5416,2437 cm3 = 42,40918 kg = 424,0918 N ( berat dalam satuan meter ) Berat (W2)= ρ x volume CPO = 0,0008843 kg/cm3 x 32258,9329 cm3 x 10 m/s2 = 285,26 N Perhitungan Tegangan Pipa Menggunakan Software dan Teori Tabel 4.1 hasil simulasi tegangan pipa vertikal

Nilai tegangan bending menggunkan teori didapat :

pada

node

45

𝑀. 𝐶 𝐼 3192,075 . 0,1095375 𝜎𝑦 = 3016 𝑥 10−8 𝜎𝑦 = 11593,2332 𝐾𝑃𝑎 𝜎𝑦 =

Tabel 4.4 Perbandingan Hasil Simulasi Dengan Perhitungan Teoritis

Dari data tersebut kita dapat melihat hasil perhitungan tegangan axial yang digunakan dengan metode analisa software sebelumnya, nilai tegangan axial tersebut adalah 86.4 kPa.

Grafik persentase galat hasil software dengan teori

Perhitungan dengan menggunkan teori 424,091 N 𝜎𝑦 = 0,006 𝑚2 𝜎𝑦 = 70,7 𝐾𝑃𝑎 Table 4.2 hasil simulasi mendatar ( anchor )

Perhitungan tegangan bending meggunakan teori

tegangan

pipa

pada node 10

10342,33758 . 0,1095375 𝜎𝑦 = ( ) 3016 𝑥 10−8 𝜎𝑦 = 37562,1287 𝐾𝑃𝑎

5. Kesimpulan 1. Letak tegangan maksimum yang terjadi di sepanjang pipa pada sistem perpipaan Oil Tank dengan menggunakan software Caesar II didapat dengan rincian data sebagai berikut :  Axial stress: 646.0 kPa node 28  Bending stress: 69737.8 kPa node 135  Torsion stress : 5187.2 kPa node 14 2. Dari hasil simulasi diketahui tegangan batas ijin dari material pipa high carbon tipe A53B yang digunakan pada system pemipaan tank terhadap tegangan yang di hasilkan yaitu sebesar : 137895.1 kPa 3. Tabulasi yang diperoleh dengan simulasi cukupmendekatidenganhasilperhitungan secara teori, dengan demikian pendekatan persamaan untuk perhitungan pipa pada kondisi tegak mempunyai galat sebesar 22,2

8 Jurnal Teknik Mesin 2017.

% dan mendatar dengan kondisi dianchor galatnya sebesar 9,3% dan untuk kondisi pipa mendatar ( ditumpu ) galatnya sebesar 5,9 %. 4. Dengan hasil simulasi system pemipaan yang terhubung dengan tanki yang telah distandarisai sesuai standar pemipaan ASME B1.31 dapat disimpulkan aman. 6. Saran 1. Saran agar dalam analisa dikemudian hari jika menggunkan software agar dapat meng-upgrade software Karena dari hasil upgrade tersebut ada standar-standar yang telah diperbaharui oleh pihak pengembang.

2. Analisa dengan menggunkan software analisa tegangan yang lain juga dapat menjadi bahan perbandingan.

Daftar Pustaka Bisht, Shweta and Farheen Jahan. An Overview on Pipe Design using caesar III. International Journal on Emerging Technologies 5(2): 114-118. 2014. J. P. Development of calculation metodologies for the design of piping systems. (2005). M. B. Optimitation of piping layout with respect to pressure and temperature using caesarlI. (2013). Miranda, J. l., & l. a. Piping Design the fundamentals. (2011). Munson. Bruce R. Mekanika Fluida Edisi keempat Jilid 2. Jakarta. 2003. Peng, Ling-Chuan, dan Tsen Long Peng. Pipe Stress Engineering. USA: ASME Press. 2009. Popov, Prof Egor dan Zainul Astamar. mekanikal kekuatan material. edisi kedua terbitan Erlangga. 1989. SharmaA, P., Tiwaria, M., & SharmaA, K. Design and analysis of process plant piping system. (2014). Shetty, s. k., & raghunandanak. vibration analysys of a piping system attached with pumps and subjected to resonance. certified journal. (2014). sivanagaraju, a. k., & D. m. (2015). stress analysis of process pipe line systems (ASME B31.3) in a plant using caesar. Syaputra Priade. Upgrading Sistem Pemipaan Pada Instalasi Pengolahan Limbah Pabrik Baja Berdasarkan Asme B31.3. 2016. The American Society of Mechanical Engineering. ASME B31.3 Process Piping. New York: ASME Press. 2010. US Army Corps of Engineers. Liquid Process Piping. Engineer manual. 1999