1
Daftar Isi BAB I PENDAHULUAN
4
1.1. 1.2. 1.3. 1.4.
4 4 4 5
LATAR BELAKANG TUJUAN RUANG LINGKUP SISTEMATIKA PEMBAHASAN
BAB II TINJAUAN PUSTAKA
6
2.1. JENIS PEMBEBANAN PADA PRESUURE VESSEL 2.2. KOMPONEN- KOMPONEN PRESSURE VESSEL 2.3. STRESS DAN TEORI KEGAGALAN PRESUURE VESSEL. 2.3.1. BEJANA TEKAN BERDINDING TIPIS (THIN WALL PRESSURE VESSEL) 2.3.2. BEJANA TEKAN BERDINDING TEBAL (THICK WALL PRESSURE VESSEL) 2.4. TEORI KEGAGALAN MATERIAL DUCTILE 2.5. KEGAGALAN PADA PRESSURE VESSEL
6 8 9 9 12 12 14
BAB III ANALISA DAN PENGOLAHAN DATA
15
3.1. SUSTAIN LOAD & STRESS ANALYSIS 3.1.1 STATIC HEAD PRESSURE 3.1.2. INTERNAL PRESSURE LOAD 3.2. OCCASIONAL LOAD 3.2.1 WIND LOAD & STRESS ANALYSIS 3.2.2 SEISMIC LOAD ANALYSIS 3.3. WEIGHT CALCULATION 3.4. SUPPORT DESIGN 3.4.1. SADDLE SUPPORT DIMENSION 3.4.2. SADDLE SUPPORT LOCATION 3.4.3. ANGLE OF CONTACT 3.4.4. LOAD & STRESS ANALYSIS DUE TO INTERNAL PRESSURE 3.4.5. MAXIMUM HORIZONTAL FORCE AT SADDLE 3.4.6. STIFFENER RING ANALYSIS 3.5. MAP & MAWP CALCULATION 3.11.1. MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR SHELL 3.11.2. MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR HEAD 3.11.3. MAXIMUM ALLOWABLE WORKING PRESSURE FOR NOZZLE NECK
17 17 17 27 27 28 29 30 30 31 31 31 33 34 36 36 36 36
2 BAB VI PEMBAHASAN
37
BAB IV PENUTUP
38
4.1 KESIMPULAN 4.2 SARAN
38 38
BAB V DAFTAR PUSTAKA
39
BAB VI LAMPIRAN
40
3
This Page Left Blank Intentionally
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.
1.2. Tujuan Melakukan perancangan ulang (re-design) pressure vessel overhead 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.
Perhitungan MAP dan MAWP.
5
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. Berisi kesimpulan dan saran penulis terhadap pemasalahan.
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
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
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.a. Pressure Vessel Vertikal dan partnya.
9
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.
10
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:
11
ΣFx = 0
σaAa - pAa = 0 σa[π(r + t)2 - πr2] - pπr2 = 0
σa = 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
σh = 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.
σs =
12
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, συ:
συ =
(1+
) (+)
σr =
(1-
) (-)
Radial stress,σr:
Tegangan geser maksimum, τ:
τ=
=
2.4. Teori Kegagalan Material Ductile Struktur logam diklasifikasikan sebagai ductile dan brittle. Material ductile diklasifikasikan memiliki εf
0,05. Material ductile memiliki kekuatan yield yang besarnya sama dengan
kekuatan tarik dan kekuatan tekannya. (Sy = Syt = Syc). Material brittle diklasifikasikan memiliki
εf
0,05. Material ini tidak dapat dengan pasti diketahui kekuatan yieldnya, biasanya diketahui
kekuatan tarik ultimate (Sut) dan kekuatan tekan ultimate (Suc). 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
Berdasarkan Mohr's circle, tegangan geser maksimum, τmax muncul saat, τmax =
⁄ . Secara
matematis, Teori MSST memprediksikan yield saat:
τmax = Demi kegunaan dalam desain, teori MSS dapat dimodifikasikan dengan mempertimbangkan faktor keamanan (n).
τmax = 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.
Gambar 2.4.a. Failure Hexagon untuk Maximum Shear Stress Theory (Based on Tension Test)
14
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. 4. Ketidak sesuaian antara desaign dan penggunaan
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
Weight Calculation
Load
Occasional Load
Sustain Load
Static Head Load
Internal Pressure Load
Nozzle
Head
Shell
Support Design
MAP & MAWP Calculation
Saddle Support Dimension
Shell
Wind Load
Saddle SUpport Location
Head
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
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
Shell
A-516-60
Head
A-516-60
Nozzle Neck Saddle Support
A 106 Gr. B A 283 C
Min. Tensile Strength
Min. Yield Strength
60.000 psi (4218.4 kg/cm2) 60.000 psi (4218.4 kg/cm2) 60.000 psi (4218.4 kg/cm2) 55.000 psi (4077.8 kg/cm2)
32.000 psi (2249.8 kg/cm2) 32.000 psi (2249.8 kg/cm2) 35.000 psi (2460.7 kg/cm2) 30.000 psi (2531. 1 kg/cm2)
Maximum Allowable Stress < 200°F 17.100 psi (1202.2 kg/cm2) 17.100 psi (1202.2 kg/cm2) 17.100 psi (1202.2 kg/cm2) 15.700 psi (1167.1 kg/cm2)
Sumber: Table 1A. Sec. VIII, Div 1 & Sec. XII. S for Ferrous Materials
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 = 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=
=
= 0,43 cm = 4.3 mm
18
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, tr:
tr =
=
= 0.43 cm = 4.3 mm
2. Thickness minimum head (tmin) Ketebalan head minimum yang dibutuhkan + korosi, tmin:
tmin = tr + 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)
Efisiensi Sambungan (E)
: 0.85
19
Toleransi Korosi (C)
: 6 mm
Tegangan Maksimum pada Nossel
: 1202.2 kg/cm2
1. Nozzle neck minimum thickness (Appendix 1-1)
tm1 =
+C
+ 6 = 6.04 mm.
=
Ketebalan minimum dari vessel + korosi, tm2 = ts = 10.3 mm Ketebalan standar minimum dinding pipa, tm3 = (0,875 x standard nozzle thickness ) + C = 13.15 mm. The smaller value tm2 or tm3 = tm4 = 10.3 mm. The larger value tm1or tm4 = tm = 10.3 mm. Ketebalan Leher Nossel yang Dibutuhkan = tm = 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. 1 3 4 5
Size
Service
20" 8" 8" 4"
Manhole Liquid/Vapor Inlet H/C Liquid Outlet Vapor Outlet
6
4"
Sour Water Outlet
7 8 9A/B 10 11A/B 12
2" 2" 2" 2" 2" 2"
13
2"
14
8"
Vent utility Conn. Lq/Lt Standpipe Deleted Lq/Lt Standpipe Deleted Liquid draw from V-103 Ventilation
Remarks
Water Breaker Vortex Breaker
Interface
20
Description Nozzle Size Nozzle Material Allowable Stress of Nozzle Material Design Internal Pressure Outside Diameter Standard Thickness Outside Radius Joint Efficiency Corrosion Allowance Nozzle Neck Thickness Required Min. Thickness of nozzle (tm1) Min. Thickness of vessel + Corrosion (tm2) Min. Standard thickness of pipe + Corrosion Allowance (tm3) The Smaller Value of tm2 or tm3 (tm4) Min. Nozzle Thickness required (The larger value of tm1 or tm4) Nozzle Neck Thickness Available Schedule Nominal Thickness Nozzel Neck thickness available Acceptance Criteria Maximum Allowable Working Pressure New and Cold Hot and Corroded
Unit NPS
N3, N4,N14
N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13
N5, N6
M1
8"
4"
2"
20"
A 106 Gr. B
A 106 Gr. B
A 106 Gr. B
A 106 Gr. B
kg/cm2
1202.2
1202.2
1202.2
1202.2
kg/cm2.g mm mm mm mm
3.5 219 8.2 109.5 0.85 6
3.5 114.3 6.02 57.15 0.85 6
3.5 60.3 4 30.15 0.85 6
3.5 508 9.53 254 0.85 6
mm
6.04
6.02
6.01
6.09
mm
10.3
10.3
10.3
10.3
mm
13.15
11.3
9.5
14.3
mm
10.3
10.3
9.5
10.3
mm
10.3
10.3
9.5
10.3
mm
Sch. 80 12.7
Sch. 160 13.48
Sch. XXS 11.07
Sch. 30 12.7
mm
11.11
11.8
9.7
11.11
OK
OK
OK
OK
152.2 82.8
333.9 167.4
517.4 216.76
72.5 51.2
kg/cm2.g kg/cm2.g
21
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( σ = ( )( FRRF =
γ= )
(
)
MRCM = MRLM =
( Description
Nozzle Size Nozzle Material Yield Strength of Nozzle Design External Pressure Outside Diameter Outside Radius Pressure Stress, σ
β γ α* Σ* Δ*
) Unit NPS kg/cm2
N3, N4,N14
N5, N6
8" 4" A 106 Gr. B A 106 Gr. B
N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13
M1
2" A 106 Gr. B
20" A 106 Gr. B
1202.3
1202.3
1202.3
1202.3
1
1
1
1
mm mm
219 109.5
114.3 57.15
60.3 30.15
508 254
kg/cm2
681.3
681.3
681.3
681.3
0.076 96.15
0.04 96.15
0.021 96.15
0.21 96.15
8000
12000
14000
30000
6000 4000 3475.97 70176.95 76123.88
7000 4500 2317.31 31394.22 35315.92
7500 5500 1986.27 15458.15 15243.73
4200 2000 926.93 232549.85 353159.22
1986.27
926.93
15243.73
232549.85
kg/cm2.g
FRRF Kgf MRCM Kg.cm MRLM Kg.cm Force Maximum Kgf 3475.97 2317.31 Moment Maximum Kg.cm 70176.95 31394.22 *nilai α, Σ, dan Δ Ref. to Nozzle Loads Fig. 1, Fig 2, Fig. 3.
22
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
fr2
= Sn/Sv
23
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
24
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 Nozzle Size
N7, N8, N9A/B, N10, N11A/B, N12, N13
Unit
N3, N4,N14
NPS
8" 4" 2" 20" A 106 Gr. A 106 Gr. A 106 Gr. A 106 Gr. B B B B Sch. 80 Sch. 160 Sch. XXS Sch. 30 219 114.3 60.3 508 12.7 13.48 11.07 12.7 109.5 57.15 30.15 254 4.9 4.9 4.9 4.9 4.3 4.3 4.3 4.3
Nozzle Material
N5, N6
M1
Schedule Outside Diameter Nominal Thickness Outside Radius t tr
mm mm mm mm mm
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 Nozzle Neck Thickness trn tn ti h d Rn E C F E1 Size of welds
mm
412.6
201.64
98.46
990.6
mm mm mm mm mm mm
6.04 12.7 0 0 206.3 103.15 1 6 0.5 0.85
6.02 13.48 0 0 100.82 50.41 1 6 0.5 0.85
6.01 11.07 0 0 49.23 24.615 1 6 0.5 0.85
6.09 12.7 0 0 495.3 247.65 1 6 0.5 0.85
mm
25
fr1 fr2 fr3 fr4 Areq A1 Use larger value A2 Use Smaller value A3 A41 A43 Aav1 Is there any reinforcement required? Limit of reinforcement Normal to vessel Parallel to vessel Width of reinforcement pad Size of element weld Throat of weld Leg Area available with reinforcement, A5 A42 Aav2 Is the reinforcement are fulfilled adequately?
mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2 mm2
1 1 1 1 754.03 415.69 70.93 415.69 163.17 422.91 163.17 0
1 1 1 1 368.50 203.15 74.07 203.15 182.77 502.80 182.77 0
1 1 1 1 179.94 99.20 64.36 99.20 123.97 280.07 123.97 0
1 1 1 1 1810.32 998.03 70.93 998.03 161.945 419.74 161.945 0
9 9
9 9
9 9
9 9
596.86
403.92
241.17
1,177.97
YES
YES
YES
YES
mm mm mm
12.25 241.5 96.8
12.25 137.58 43.67
12.25 81.17 19.08
12.25 530.5 241.3
mm mm
2.1 3.00
2.1 3.00
2.1 3.00
2.1 3.00
379.89 9 985.75
155.106 9 568.03
56.889 9 307.06
986.79 9 2,173.76
mm2 mm2 mm2
Adequate Adequate Adequate Adequate
26
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 W 1-1 W 2-2
4067.43 kgf 6745.06 kgf 2069.83 kgf
27
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
28
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
29
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
:
Shell Weight, Ws =
Ellipsoidal Head Weight, Wh =
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
0.001 kg/cm3
= 8085.05 kg = 1157.93 kg
30
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 = 62.995.500 cm2 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 B C D E Bolt Diameter Base Plate, G Web Flange, Ribs, H
= 7 ft 4,5 in = 5 ft = 9 in = 18 in = 2 ft 10 in = 1 in = 1 in = 0,5 in
= 2250 mm = 1530 mm = 230 mm = 458 mm = 864 mm = 25,4 mm = 12,7 mm
31
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
32
Untuk θ = 150°, maka ( Design & Construction of Pressure Vessel, Eugene F. Megysey) K1 = 0,505
K6 = 0,032 (A/R Ratio = 2,45)
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)
K11 = 0,259 (θ =150°)
Longitudinal Bending
(
)
Pada Saddles = S1 =
=
(
) = 1079.3 kg/cm2
(
) = 186.7 kg/cm2
Pada Midspan = S1 = Tegangan akibat tekanan dari dalam =
= 446.43 kg/cm2
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/cm2
Tegangan geser < 0,8 x tegangan maksimal. Maka, bejana bertekanan aman terhadap pengaruh tegangan geser.
33
Circumferential Stress (Stiffened) At the horn of saddle = S4 (L (12000 mm) > 8R (10104 mm) S4 =
√
= - 15579.8 kg/cm2
At the Bottom of Shell = S5 =
= - 1767.43 kg/cm2
√ 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. Karena, SWorking < SAllowable, Maka, saddle dalam kondisi aman.
34
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 3
H 101.6
W 101.6
t1 9.53
t2 12.7
35
Area 1
Area 2 Area 3
L = 1.56 √
= 25.06 cm
I1 =
; I2 =
; I3 =
ΣI = I1+ I2+ I3
C= 2
IC = ΣAnYn + ΣI –C ΣAnYn 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 Part
C (cm) 4.65
I (mm4) 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!
36
3.5. MAP & MAWP Calculation 3.11.1. Maximum Allowable Working Pressure for Shell
a. New and Cold MAP = = 15.45 kg/cm2.g
= b. Hot and Corroded MAWP =
= 4 kg/cm2.g
=
3.11.2. Maximum Allowable Working Pressure for Head
a. New and Cold MAP = = 8.9 kg/cm2.g
=
b. Hot and Corroded MAWP = =4
=
kg/cm2.g
3.11.3. Maximum Allowable Working Pressure for Nozzle Neck
a. New and Cold MAP = b. Hot and Corroded MAWP = Nozzle Size MAP MAWP
8" 10.42 kg/cm
2
5.49 kg/cm2
4" 2" 20" 2 2 11.07 kg/cm 9.08 kg/cm 13.97 kg/cm2 6.13 kg/cm2
4.15 kg/cm2
9.02 kg/cm2
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
BAB IV PENUTUP 4.1 Kesimpulan 1.
2.
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. 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.
2. 3.
Perlu dilakukan inspeksi terhadap bejana tekan secara berkala untuk memantau remaining life equipment. Remaining life equipment dapat diketahui dengan mengetahui remaining thickness equipment tersebut. Ketinggian fluida didalam overhead accumlator 11-V-102 rancangan Penulis harus dikontrol agar berada dibawah HLL. Tekanan operasi harus selalu diperhatikan dan dijaga tidak melampaui nilai Maximum Allowable Working Presure (MAWP) untuk semua komponen pressure vessel.
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
