PELAIIHAN DASAR ANALISA TEGANGAN PIPA MENGGUNAKAN SOFTWARE COADE-CAESARII PEBRUARI 2004 HOTEL IBIS SLIPI,..JAKARTA DISELENGGARAKAN OLEH:

I-

PELAIIHAN

DASAR

ANALISA

TEGANGAN

PIPA

~ MENGGUNAKAN

SOFTWARE

COADE-CAESARII

)1 '\

1 6-1 8

1

HOTEL

PEBRUARI

IBIS

SLIPI,

2004

..JAKARTA

' ..... --i

DISELENGGARAKAN OLEH: PT TI.JARA BEKER..JASAMA DENGAN IDes

COADE,lnc 12777 Jones Rd. Suite 480 Houston, Texas 77070 Tel. : (281) 8904566 Fax: (281) 890 3301 Website: WWW.coade.com }

PRATAMA

ASIA PTE. LTD (SINGAPORE) DAN eDADE USA

lOCS Asia Pte Ltd 71 Ayer Rajah Crescent #05-25 Singapore 139951 Phone: (65) 6779 5122 Fax: (65) 6778 9200 Website: www.iocsasia.com

INC.,

PT T!JARA PRATAMA JL Duren Tiga Raya No. 39 Jakarta 12760, Indonesia Phone: (62-21) 79196175 Fax: (62-21) 7980027 Website: WWN.tijara.co.id

BAB 1

ANALISA TEGAN'GAN PIPA

1

1.1 PENDAHULUAN 1.1) Kode Standar desain pipa 1.1.2 Analisa Tegangan dalam Tahapan Perancangan Pipa 1.2 TEORI DASAR TEGANGAN PIPA 1.2.1 Tegangau Dahlin Prinsipal pada Pipa 1.2.2 Rangkuman formulasi tegangan pipa 1.2.3 Kombinasi tegangan pada dindingpipa 1.2.4 Teori Dasar Kegagalan 1.3

1.3.3

;....J.. "

)

;]

12

12

Fenomena Fatigue Faktor Reduksi Tegangan Berulang EfekBeban Sustained pada Fatigue Stress Intesification Factor (SIF)

1.3.4 1.4 TEGANGAN KODE 1.4.1 Tegangan Primer dan Sekunder 1.4.2 Persamaan Tegangan kode ASMFJANS[ B31.3 1.4.3 Persamaan Tegangan Kode ASME fANSI B31.1..

'J

3 4 5 9 9 10

KELELAHAN METAL (FATIGUE)

1.3.1 1.3.2

)

1

2

13

14 15 17

17 ;

18 19

Bab 1 Analisa Tegangan Pipa 1.1 Pendahuluan Untuk merancang sistem pipa dengan benar, enjiniir harus memahami perilaku sistem . pipa akibat pembebanan dan memahami regulasi (kode standard desain) yang mengatur perancangan sistem pipa. Perilaku sistem pipa ini antara lain digambarkan oleh parameter-parameter fisis, seperti perpindahan, percepatan, tegangan, gaya, momen dan besaran lainnya. Kegiatan enjiniring untuk memperoleh perilaku sistem pipa ini dikenal sebagai analisa tegangan pipa atau dahulu disebut juga analisa fleksibilitas. Kode standard desaill dikembangkan di negara-negara industri sebagai jawaban dari berbagai kecelakaan/kegagalan pada sistem pipa di pabrik-pabrik yang tidak dirancang dengan aman, Karena itu tujuan utama dari kode standar desain adalah keamanan ("safety").

,I

Analisa fleksibilitas yang diharuskan oleh kode standar juga dimaksud untuk kepentingan keamanan. Secara umum tujuan dari analisa flexibilitas (analisa tegangan pipa) antara Iainadalah: • menghitung tegangan pada pipa agar tetap masuk dalam harga tegangan yang diperbolehkanberdasarkan kode standar desain pipa yang dipakai;

,

/

•

menghitung gaya yang bekerja pada nozzle dari peralatan seperti bejana tekan, tanki dan lainnya, untuk kemudian dibandingkan dengan kekuatan (strength) dari nozzle tersebut; .

•

menghitung beban perancangan pada tumpuan pipa (piping support) agar tetap berada dalam batas beban yang diizinkan ;

• menghitung perpindahan pipa terbesar untuk interferensi antarpipa atau pipa dengan struktur;

mengantisipasi

kemungkinan

•

meneari solusi untuk masalah dinamis seperti getaran mekanis dari peralatan,jIuid hammer, transient flow dan sebagainya;

•

mengoptimasikan

peraneangan tata letak pipa.dan tumpuan pipa.

Analisa tegangan pipa ini pada umumnya menuntut perhitungan yang rumit dan diperlukan spesialis analis untuk melakukan perhitungan manual dengan tangan. Dalam tiga dasa wars a terakhir ini, beberapa piranti lunak komputer untuk analisa tegangan pipa telah dikembangkan dan memungkinkan generalis enjinir dengan latar belakang sistem pip a yang memadai dapat melakukan analisa tegangan pipa dengan mudah.

)

Tujuan dari buku ini untuk memberikan pengetahuan sistem pipa yang cukup agar dapat melakukan analisa tegangan pipa dengan menggunakan piranti lunak komputer seperti CAESAR II.

I

fJ

Analisa Tegangan Pipa

1-1

1.1.1 Kode Standar Desain pipa Kode standard desain dibuat sebagai kompilasi dari pengalaman, kompromi dan simplifikasi selama lebih sepuluh dasa wars a di negara industri maju terutama Amerika Serikat. Akhir 1800-an dan awal 1900-an, terj adi ledakan pada pipa dan bej ana tekanan secara berturut-turut. Pipa pemanas meledak di kapal uap Sultana ketika sedang berlayar di sungai Mississippi pada tanggal 27 April 1865, mengakibatkan kapal tenggelam dalam 20 menit dan 1500 tentara meninggaldalam perjalanan pulang sehabis perang. Bencana .seperti ini berlanjut sampai awal 1900.,.an. Dalam 1905, terjadi ledakan pipa pemanas di pabrik sepatu di Brockton, Massachusetts, menelan korban meninggal 58 orang dan luka-luka 117 orangserta kerugian fisik sebesar $400,000. Tahun 1906, ledakan lainnya terjadi .di pabrik sepatu di Lynn, Massachusetts, mengakibatkan kematian, luka-Iuka dan: .kerusakan bangunan. Sesudah kejadian ini, pemerintah Massachusetts membentuk Board of Boiler Rules. Undang-undang pertama kali dibuat untuk rancangan dan konstruksi pipa (bejana tekan) di keluarkan di Massachusetts pada 30 Agustus, 1907. Perundangan ini terdiri dari 3 halaman: Tahun 1911, Kolonel E.D. Meier, Presiden American Society of Mechanical Engineers, mendirikan suatu komite untuk membuat perundangan tentang rancangan dan .konstruksi pipadan bejana tekanan. Pada 13 Februari, 1915,ASMEBoiler Code (perundangan pipajdikeluarkan. Di beri nama "Boiler Construction Code, 1914 Edition." Ini merupakan perrnulaan dari beberapa bagian ASME Boiler dan Pressure 'Vessel Code, yang diubah menjadi Section I, Power Boiler. Pada tahun 1926, ASA (American Standards Association), atas permintaan ASME '(The. American Society of Mechanical Engineers) memulai project B31 untuk . mengernbangkan Kode standar desain pemipaan bertekanan. ANSIIASME Boiler dan Pressure Vessel Code di keluarkan oleh American Society or Mechanical Engineers dengan persetujuan oleh American National Standards Institute (ANSI) sebagai dokumen .resmi ANSII ASME. Pada tahun 1978, American' Standard Comitte B31 resmi diperkenalkan sebagai ASME Code yang terakreditasi oleh ANSI. _)

J

Di Amerika Serikat hampir semua sistem pemipaan di bangun sesuai ANSII ASME Code B3'1 untuk Pemipaan Bertekanan, Terdapat beberapa perbedaan dari seksi perundangan pemipaan untuk sistem dengan tipe yang berbeda. Seksi pemipaan yang digunakan untuk pipa (boiler) yang dikombinasikan dengan Section 1 ASME Boiler and Pressure Vessel Code rnerupakan Power Piping Code, B31.I. Seksi pemipaan yang seringkali digunakan dengan Section VIII, Division 1 untuk bejana tekan, merupakan Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping Code, E3l.3, yang sejak 1996 diganti namanya menjadi Process Piping B3l.3. Pada saat ini ada beberapa buah kode standard dari komite B31 ini yang sering dipakai sebagai acuan di Indonesia sesuai dengan kebutuhan bidang industri, yaitu: • ASMEI ANSI B31.1 untuk sistem perpipaan di industri pembangkit listrik; • ASME/ANSI B31.3 untuk sistem perpipaan di industri proses dan petrokimia; • ASMEI ANSI B31.4 untuk pipa transport minyak dan zat cair lainnya; • ASME/ANSI B31.5 untuk sistem perpipaan pendingin; • ASME/ANSI B31.8 untuk pipa transport gas.

Analisa Tegangan Pipa .

1-2

Selain ASME Code B31 ada beberapa Kode standard pipa yang lain baik dari Amerika maupun negara lain seperti:

• ASME Boiler and Pressure Vessel, Section III, subsection NB, NC, ND, untuk sistern perpipaan di indusri pembangkit listrik tenaga nukIir; • API kode seri untuk industri dibidang migas. • Stoomwezen dari Belanda; • SNCT kode dari Perancis untuk petrokima; • Canadian 2662 dari Kanada; • BS7159 dari Inggris • NORWEGIAN dan DNV dari Norwegia Pemilihan kode yang akan digunakan pada perancangan sistem pipa pada prinsipnya tergantung pada pemilik pabrik, terkecuali pada beberapa negara seperti Canada, Ada kemungkinan sebuah sistem pipa dapat dirancang berdasarkan dua buah kode yang berbeda, sebagai contoh Cogeneration Plants pada pabrik penyulingan dapat dirancang berdasarkan Kode B31.1 ataupun B31.3. Perbedaan kode yang dipilih antaralain berpengaruh pada usia pabrik. Pabrik yang dirancang berdasarkan Kode B31.3 umumnya, memiliki usia 20 sarnpai dengan30 tahun, sedangkan dengan B3 L 1 pabrik dapat diharapkan beroperasi sampai umur 40 tahun. Perbedaan ini terletak pada . Faktor Keamanan (Safety Factor) yang berbeda, yaitu Kode B31.3 menggunakan Faktcr Keamanan yang lebih rendah (SF=3:1) dibanding B31.1 (SF=4:1). Dampak dari perbedaan ini antara lain adalah perbedaan harga pabrik. Kode standard pipa.biasa mengacu pada.kode standard khususnya untuk kornponen komponen pipa. Sebagai contoh dalam kode standard pipa B31.3 terdapat lebih dari 80 tabel standard seperti antara lain: • ANSI B 16.5 yang meliput perancangan flanges • ANSI B16.9 yang meliput butt-welded fitting .)

• ANSI B 16.11 yang meliput socket-weld dan threaded fitting • Tabel material yang mengacu kepada standardASTM Yang perlu diperhatikan disini ialah kode standar desain bukanlah buku petunjuk perancangan yang memberikan instruksi bagaimana caranya merancang sistem pipa. Kode standard hanyalah sebuah alat untuk mengkaji sebuah rancangan sistem perpipaan dengan memberikan persamaan-persamaan yang disederhanakan untuk menentukan besarnya tegangan dan menjamin keamanan pada sistern pipa.

1.1.2 Analisa Tegangan dalam Tahapan Perancangan Pipa Analisa flexibilitas. dan tegangan pipa adalah salah satu bagian proses perancangan sistem perpipaan dan pipa transport, dan berkaitan erat dengan perancangan tata letak pipa dan perancangan sistem spesifikasi pipa, serta perancangan tumpuan pipa (piping support). Berikut ini hubungan antar beberapa disiplin ilmu yang berkaitan dengan analisa flexibilitas dan tegangan pipa; Analisa Tegangan Pipa

1-3

Perancangan tata letak pipa

diagram proses dan instrumentasi

sistem spesifikasi pipa

Analisa flexibilitas dan tegangan pipa

perancanqan tumpuan plpa

,

Laporan analisa tegangan

Gambar akhir tata letak pipa

Dokumentasi yang, dihasilkan oleh kelompok analisa tegangan pipa biasanya mencakup juga garribar isometrik pipa dengan informasi tegangan, gaya dan perpil1dahan,sertadata input dan ouput dari piranti lunak, berikut asumsi-asumsi yang dipakai, Dokumentasi ini dipakai sebagai acuan perubahan tata letak pipa dan, tumpuan pipa, atau bahkan perubahan dati rancangan penguatan (reinforcement) 'dari nozzle, '

1.2 TEORI DASAR TEGANGAN PIP A

)

Dalam menerapkan kode standard desain, enjiniir harus mengerti prinsip dasar dari tegangan pipa dan, hal-hal yang berhubungan dengannya. Sebuah pipa dinyatakan rusak jikategangan dalam yang terjadi pada pipa .melebihi tegangan batas material yang "diizinkan". Dari definisi yang sederhana ini ada dua buah isti1ah yang harus dipahami dengan benar, yaitu tegangan dalam pipa dan tegangan batas yang "diizinkan' . , I .-'

Tegangan dalam yang terjadi pada pipa disebabkan oleh beban luarseperti berat mati, tekanan dan .pemuaian termal, dan bergantung pada geometri pipa serta jenis materila pipa. Sedangkan tegangan batas lebih banyak ditentukan oleh jenis material, dan metode produksinya, Kedua besaran ini dibandingkan dengan rnenerapkan teori kegagalantfailure theory) yang ada. Dalam rnembahas kClde standard kita harus membedakan pengertian tegangan pipa rnenjadi dua, yaitu: 1

Tegangan pipa aktual, yaitu tegangan hasil pengukuran dengan strain gauge atau perhitungan analisa secara manual ataupun dengan piranti lunak komputer.

2

Tegangan pipa kode, yaitu tegangan hasil perhitungan dengan menggunakan persaman tegangan yang tertera dalam kode standard tertentu.

- j /

Teori dasar tegangan pipa aktual akan segera dibahas lebih banyak dalam bab ini. Tegangan pipa kode didefinisikan berdasarkan hasil kompromi dan penyederhanaan yang dimulai sepuluh dekade yang laiu dan terkompilasi pada standar kode desain pipa yang telah disebut diatas. Dalam buku ini akandibahas lebih detail tegangan pipa kode B31. '

" ,/J' "


1-4

---,,-,

_

_"-

-_-."'-_ ,-------.,-~-....

_--_

_-,

--.

-

....._---_ -_ .-------- ,---.~~ ....- -. --- ...•.~-

---

..-~-.-.-------.~.-.--.~-_ --_ .. -_--

-_

---.------.~....------,--.--- .~-.--~ - ...-----~,..-.---.----, -~.-. _-

9.!~~~ ilJ[~ I TI.JARA

I

Tegangan adalah besaran vektor yang selain memiliki nilai juga memerlukan arah, Nilai dari tegangan didefinisikan sebagai gaya (F) per satuan luas (A). Untuk mendefinisikan arah pad a tegangan pipa, sebuah sumbu prinsip pipa dibuat saling tegak lurus seperti terlihat pada gam bar dibawah ini.

,~-'\"'---------.---- - -

t"

"

:

,1

,I i 1

radial

\ \\

\I

I

:

I I

\

I

-1--..-

II

f-'

I I I I I I I

I I I

I

longitudinal

I I I

,~- ----------~------\

/CiX IG\ L.-

slrkumferensial

z" t O!/\(jfl'l.''-I)Ll

Sumbu ini terletak di bidang tengah dinding pipa dan salah satu arahnya yang sejajar Sumbu yangtegak lurus terhadap dinding pipa dengan arahnya bergerak dari pusat pip a menuju luar pipa disebutsumbu .radial. Sumbu yang sejajar dengan dinding pipa tapi tegak lurus dengan .sumbu axial disebut sumbu tangensial.atau sirkumferensial.

.denganpanjang' pipa disebut sumbu axial atau longitudinal.

1.2.1 Tegangan Dalam Prinsipal pada Pipa Tegangan dalam pipa dapat diuraikan berdasarkan arahnya sesuai dengan arah sumbu prinsip ini sebagai berikut: 1. Tegangan yang arahnya sejajar dengan sumbu longitudinal disebut tegangan longitudinal (SL ) atau tegangan aksial. Nilai tegangan ini dinyatakan positif j ika tegangan yang tertjadi adalah tegangan tarik dan negatif jika tegangannya berupa tegangan tekan (kompresi). Tegangan longitudinal pada sistem pipa disebabkan oIeh gaya-gaya aksial, tekanan dalam pipa, dan bending. 1.1. Akibat gaya dalam aksial :

SL

= Fa

x~

lA m

(1.1)

"',

Dimana Fax = gaya dalam aksial Am = luas penampang material pipa

, f

}

= 'It dm t

dm de) d,

= diameter rata-rata = (d, + do)/2

pipa

= diameter luar pipa

= diameter

dalam pipa

Fax

f J

1

",J

'}

)J


1-5

'J

1.2. Akibat tekanan pipa (pressure gauge): (1.2) Dimana P == tekanan dalam aksial (pressure gauge) A;' == luas penampang dalam pipa == TC d? 14 Jadi tegangan longitudinal karen a tekanan dalam pipa: SL ==

Pd;%:. I

m

Untuk sederhananya, rumus yang terakhir sebagai berikut:

s. I. -

Pdn

(1.3)

4d t irn

ditulis secara konservatif (i .4)

/

/4t

Am

1.3. Akibat moment lendutan (bending moment): S I.

= Mb·c

(1.5)

1

dimana M, = moment lendutan pad a sebuah penampang pipa c = jarak dari sumbu netral ke titik yang diperhatikan. = moment inersia dari penarnpang pipa = 1C(d: -d;4)/64 Tegangan ini disebut juga tegangan lendutan (bending stress). Tegangan ini paling besar jika c=R, yaitu: S = M"Rn = Mb

(1.6)

LIZ

dimana

R, Z

radius Iuar pipa = Modulus permukaan (section modulus) =

=

(Ro


1-6

I

I

I I I I I I I I , \ \ \ \ ,

.

,,--~~---------------------- \

'_4

'"

I

'"

\

\ \ \ I I I I I I I I I I

~_

_

1.4. Tegangan Longitudinal keseluruhannya menjadi: (1.7)

2.

Tegangan yang arahnya sejajar dengan sumbu sirkumferensial disebut tegangan sirkumferensial, terkadang juga disebut tegangan tangensial atau tegangan hoop (SH). Tegangan ini disebabkan oleh tekanan dalam pipa, dan bernilai positif jika tegangan cenderung membelah pipa menjadi dua. Besar tegangan ini menurut persamaan Lame adalah: (1.8) SH =P(r/ +r/r02/r2)/(r02 -r/) dimana ro= radius luarpipa rj = radius dalam pipa r = jarak radius ke titik yang sedang diperhatikan. Secara konservatif, untuk pipa yang tipis dapat dilakukan penyederhanaan penurunan rumus tegangan pipa tangensial ini dengan mengasumsikan gaya akibat tekanan dalam bekerja sepanjang pipa yaitu: F = PdJ ditahan oleh dinding pipa seluas: Am = 2lZ sehingga rumus untuk tegangan tangential dapat ditulis sebagai berikut: SH = Pdj 121 atau lebih konservatif lagi: SH'= Pdo 121

Analise

(1.9)

. 1-7

I 3. Tegangan yang arahnya sama dengan sumbu radial disebut tegangan radial. Tegangan ini berupa tegangan kompresi (negatif) jika ditekan dari dalam pipa akibat tekanan dalam (pressure gauge), dan berupa tegangan tarik (positif) jika didalam pipa terjadi tekanan hampa: (vacuum pressure) (1.10) karena jika r=r, maka SR=Odan jika r=r, maka SR=-P yang artinya tegangan ini nil pada titik dimana tegangan lenduntan maksimum, karena itu tegangan ini biasanya diabaikan. 4. Tegangan geser adalah tegangan yang arahnya paralel dengan dengan penampang ,permukaan pipa, terjadi j ika dua atau lebih tegangan normal yang diuraikan diatas bekerja pada satu titik. Tegangan geser pada sistem pipa antara laia akibat gaya dari tumpuan pipa (pipe support) dikombinasikan dengan gaya bending. 4.1. Akibat gaya geser V .max = VQI Am dimana Q = faktor bentuk tegangan geser = 1.33 untuk silinder solid V =gaya geser.

(1.11)

Tegangan ini maksimum di sumbu netral (di sumbu simetri pipa) dan nihil pada titik dimana tegangan lendut maksimum (yaitu pada permukaarrIuar dinding pipa). Karena hal ini dan juga karen a besamya tegangan ini biasanya sangat kecil, maka tegangan ini diabaikan.

v

I I I I I ,

I

~

~--,,-------------------~--, \ \ \ \ I I I

, I I I \ \

,I I I I

\ \ ,


,

I

,

~

~-~ - ---------------------I

1-8

C'll-E' •I[J[~ r_TlwARAI ... '~ .....

4.2. Akibat moment

n •• HW...

puntir (torsional moment)= MT

(1.12) ,

Tegangan ini maksirnurn pada titik yang sama dimana tegangan lendut maksimum.

MT

1.2.2 Rangkuman form ulasi tegangan pipa Tegangan longitudinal =

S _Fax/. +Pdo/ +Mb/ L I Am 74t 7Z

Tegangan hoop = Tegangan geser=

1.2.3 Kombinasi tegangan pada din ding pipa

Dari teori .mekanika tegangan dalam tiga dimensi berlaku tegangan prinsip orthogonal yang menyatakan: Sf. + S H + SII = S, + S2 + S3 dimana SI >S2 >S3 Dan juga berlaku

(1.13)

.

~!!\~~.I[J[~

. --1 1:...

1

1".']• "._

I TI..JARA

I

(1.14) Nilai dari SI dan S3 dapat ditentukan dengan bantuan lingkaran Mohr. Dalam sistem teganganZ dimensi dimana salah satu komponen tegangan prinsip diabaikan, (dalam kasus tegangan pipa SR=O) maka berlaku lingkaran Mohr sebagai berikut ini

Tmnx

-T

(1.15)

Dimana

:J

S. =(SL +SH)/2+~[(SL

-SH)/2]2 +1"2

S2 =(SL +SH)/2-~[(SL

-SH)/2]2 +1"2

Tmax

=~[(SL -SH)/2]2 +T2

1.2.4. Teori Dasar Kegagalan

]

.~J . '] i

'.J .,J ..:_J

I

.~.:J

Tegangan yang telah dihitung di atas dibandingkan dengan tegangan yang diizinkan oleh kekuatan material yang didapat dari hasil test. Jika tegangan yang dihitung melebihi tegangan yang diizinkan oleh material diasumsikan kegagalan dari material (materialfailure) terjadi. Ada tiga teori kegagalan yang sering dipergunakan, yaitu: I.

Teori kegagalan VON MISES atau Teori Tegangan Geser Oktahedral, yang menyatakan: "Kegagalan terjadi jika tegangan geser oktahedral pada suatu titik di. .pipa sama atau lebih besar dari tegangan geser oktahedral pada saat material leleh (yield) di test beban tarik uniaxial" . Tegangan geser oktahedral didefinisikan sebagai berikut:

,

TOCI

1/.

2

2

=- -y(S. -S 2) +(S2 -S3) +(S3 3 . -SI)

2

(1.16)

.

Untuk test beban tarik uniaxial berlaku SI=SYield dan S2=S3=0, sehingga kegagalan diasumsikan terjadi jika pertidaksamaan berikut ini berlaku: (1.17)


1-10

Q~!\~J.i;l'J[~ I 2.

TI.JA RA

Teori kegagalan TRESCA atau Teori Kegagalan Tegangan Geser Maximum, yang menyatakan: "Kegagalan terjadi jika tegangan geser maximum pada suatu titik di pipa sama atau lebih besar dari tegangan geser maximum pada saat material leleh (yield) di test beban tarik-uniaxial" Tegangan geser maximum didefinisikan sebagai berikut: ( 1.18)

Untuk test beban tarik uniaxial berlaku Sj=SYield clan S2=S3=0, sehingga kegagalan diasumsikan terjadi jika pertidaksamaan berikut ini berlaku: (1.19)

,j

3.

Teori kegagalan RANKINE atau Teori Kegagalan Tegangan Maximum, yang rnenyatakan: "Kegagalan terjadi jika tegangan tarik maximum pada suatu titik di pipa sam a atau lebih besar dari tegangan tarik maximum pada saat material leleh (yield) di test beban tarik uniaxial ". Tegangan tarik maximum menurut definisi adalah tegangan prinsip positif terbesar = SI. Untuk test beban tarik uniaxial berlaku Sj=SYield dan S2'=S3=0,sehingga kegagalan diasumsikan terjadijika pertidaksamaan berikut iniberlaku: r,',

,.

.. -",C';{,

, ,~-

... ".,-;

.1

:

(1.20)

Kebanyakan standard kode perpipaan menggunakan Teori kegagalan TRESCA dengan sedikit modifikasi, yaitu teori kegagalan TRESCA, dikali dua dan setelah tegangan prinsip ditulis dalam term Si, SH dan "t teori kegagalan menjadi: (1.21)

'\

"_

_:J ; )j ..-

~./

Dengan mempertimbangkan kegagalan karena kelelahan material (metalfatigue) maka tegangan karen a tekanan dapat diabaikan dan tegangan yarig diizinkan dikalikan denganfaktorkeamanan (Safety Factor=SF), ASME/ANSI B31J menspesifikasikan Maximum Stress Intensity Criterion sebagai berikut: ~(Sb)2 +4(S/)2 <SA

(1.22)

dimana

= SL(tegangan logitudinal) hanya karen a moment lendutan MB

= r (tegangan geser) karena moment puntir MT = tegangan yang diizinkan untuk kasus beban tertentu = SF


* SYield

1-11

I

1.3 J{elelahan Metal (Fatigue) 1.3.1 Fenomena Fatigue Modus .Kegagalan yang diuraikan diatas cukup teliti untuk memprediksi kegagalan yang bersifat katastrofis yang diakibatkan oleh beban sekali kerja. Sementara itu pipa, bejana, dan peralatannya sering mengalami kerusakan yang terjadi setelah beroperasi bertahun-tahun. Kegagalanjenis yang terakhir ini dikenal dengan fenomena kelelahan metal (metal fatigue) yang diakibatkan oleh beban berulang yang besarnya relatif rendah. Yang perlu diperhatikan pada kegagalan karena metal lelah ini adalah kegagalan bahkan dapat terajadi dimana tegangan pipa lebih rendah dari pada tegangan leleh (Yield Stress SYield).Ini dapat terjadi karen a konsentrasi tegangan lokal yang besar menyebabkan deformasi plastis yang pada akhirnya menyebabkan timbulnya .retakan-retakan halus sementara tegangan rata-rata pada keseluruhan penampang.pipaatau bejana tekanjauh dibawah tegangan leleh. Jika beban ini terjadi berulang kali maka retakan halus itu akan merambat sampai kegagalan yang menyeluruh pada dinding pipa terjadi. Kekuatan material menghadapi metal lelah dapat dinyatakan dalam jumlah siklus beban berulang yang diperlukan untuk mengakibatkan kerusakan yang menyeluruh terjadi pada material. Kekuatan ini biasa digarnbarkan oleh kurva kelelahan metal (Fatigue Curve). Parameter lain yang menjelaskan sifat kekuatan material terhadap metal lelah ini adalah "tegangan batas" (Fatigue Limit/Fatigue Endurance), yaitu besar tegangan tertentu dimana tidak akan terjadi .kegagalan karen a metal lelah berapapun jumlah siklus beban berulang terjadi. Kurva fatigue untuk baja karbon dan bajaalloy diambil dari ASME VIII-2 diperlihatkan dalam gambar berikut wort.:

11I'('.:",,'tO",.., -

.. UUlO-llS.... CI,'tIlb4t""'M.t...,.... ..........

m.......",..."

~

.....,•.,......

.' .... .,.,._;.~~

... w...~

o

'. /

,. Kurva fatigue untuk tiap metal berbeda, dan biasanya diperoleh melalui percobaan (fatigue test). Buku teks seperti [Ertas1996] memberikan teknik pendekatan yang bisa digunakan untuk mendapatkan kurva fatigue, atau dibuku teks disebut kurva S-N (Stress-Number of cycles);

)


1-12

f]

" Secara Ul11l1ll1 kelelahan metal disebabkan oleh bebanperipindahan, bukannya beban gaya (force load). Beban perpindahan (displacement load) mempunyai karakteristik "self-limiting", yaitu besar tegangan yang terjadi akibat beban perpindahan akan membatasi diri sendiri oleh mekanisme yang disebut relaksasi atau Elastic shakedown. Jika beban perpindahan menyebabkan tegangan lokal di material pipa yang melebihi titik plastis (tegangan luluh/yield stress), sehingga akibat fenomena plastis, setelah beban perpindahan ini hiIang dan sistem kembali ke kondisi awal maka akan terjadi dua hal yang penting. Pertama tegangan residu (sisa) terjadi pada saat beban telah dihilangkan. Kedua, titik plastis dari material pindah karena efek hardening. .Jika beban perpindahan ini diulang, maka tegangan residu hams dilawan dahulu baru tegangan luluh yang baru dapat dilampaui, Hal ini bisa berulang selama beban perpindahan tidak melebihi maksimum strain dimana kerusakan katastrofis akan terjadi. Fenomena ini rnenghasilkan tegangan absolut yang lebih rendah dad pada beban perpindahan yang sama besar seperti terlihat pada gambar berikut dimana maksimum range dari tegangan dibatasi sebesar dua kali tegangan luluh (2Sy)

,

"'J

,

.

!

,_, J

. -,f

'-J

J

- ;',',1· "

j"

-"J

Stress

Berdasarkan fenomena ini, besar maksimum dari perbedaan tegangan ekspansi (Stress espansion range) pada pipa adalah dua kali tegangan leleh atau lebih tepatnya jumlah . dari teganganIeleh pada kondisi dingin (Sc) dan teganganleleh pada kondisi panas '" (SH). Dengan rnemperhatikan faktor keamanan F, tegangan ekspansi yang dizinkan adalah: SE::!:F,(SC+SH)

(1.23)

1.3.2 Faktor Reduksi Tegangan Berulang Kurva: kelelahan metal (Fatigue Curve) memperlihatkan bahwa kekuatan fatigue berkurang jika jumlah siklus beban semakin banyak. Karena ini tegangan ijin untuk tegangan ekspansi (range) juga harus dikurangi. Sebuah faktor reduksifyang nilainya tergantung pada jumlah siklus beban diterapkan dalam rumus untuk tegangan ijin ekspansi, yaitu: (1.24)


1-13

Nilai dari faktor reduksi ini diberikan di kode pipa seperti tabel beikut dari ANSI B313paragraf302.3.5 .

Faktor f

.' Jumlah Siklus Beban N t,·

7000

1.0

7001

14000

0.9

14001

22000

0.8

22001

45000

0.7

45 001

100000

0.6

100001

200 000

0.5

200001

700000

0.4

700001

2000000

0.3

'..·".""1·'·

r~l ,

.."".j;

]

Nilai faktor reduksi ini ditampilkan kembali dalam betuk grafik berikut denganjuga .konversi jumlah siklus beban dalam periode 20 tahun umur instalsi pipa. 2

~

..

0

U

~

3

6

12

24 ~'Cles per day for 20 year life

.8

c:

-= 0 U ::J -0 0 11

.

.7

~

.!::l

(I)

./

.6

.5

, 5

10' Total number of cycles

1.3.3 Efek Behan Sustained pada Fatigue Pada umumnya, kurva kelelahan metal dibuat untuk tegangan rata-rata (Sm) sama ."," 1

,) )

, dengan no1. Eksperimen membuktikan bahwa tegangan rata-rata menyebabkan berkurangnya kekuatan material terhadap metal lelah. Ada beberapa teori yang dikenal untuk memperhitungkan efek tegangan rata-rata yang tidak nol pada fatigue seperti persamaan Soderberg:


'j

7]

1-14

(1.25)

= SF(R=-I)

SSOclarbarg

(1- ~m) y

Dimana R = Smin/ Smax SF(R=-I)=Tegangan Fatigue untuk R=-1 Smin = tegangan absolut minimum (Cold Stress) Smax = tegangan absoIut minimum (Hot Stress)

atau persamaan Goodman:

SGoodman

(1.26)

Sy = S1'(/1=-1)(S _ S ) J'

m

Kode pipa ASME TTl untuk Nuclear Power Piping, telah menyimpulkan bahwa efek dari tegangan rata-rata ini bam penting untuk jumlah siklus beban diatas 50000 dan untuk material dengan kekuatan tinggi (ultimate strength > 100 000 psi) seperti material uritukbaut. Untuk analisa kelelahan metal pada sistem pipa, efek tegangan rata-rata. ini diterapkan secara konservatif, yaitu tegangan karena beban tetap (sustained load) seperti bobot rnati dan tekanan diasumsikan sebagai tekanan rata-rata dan tegangan yang diijinkan untuk ekspansi dikurangi dengan tegangan tetap (Ssus)ini menjadi: (1.27)

1.3.4 Stress Intesification Factor (SIF)

t I,."

Eksperimen mengenai kelelahan metal pada pipa pertama kali dilakukan oleh Markl dan kawan-kawan di awal tahun 50-an. Hasil penelitian ini memperlihatkan bahwa ....kegagalan karena metal Ielah tidak terjadi ditengah-tengah segmen pipa lurus, melainkan didaerah dekat fitting (daerah dikontiI1uitas geometri). Selain itu fatigue terjadi pada kombinasi tegangan dan jumlah siklus yang lebih rendah dari pada kegagalan yang terjadi pacta pipa lurus. Penjelasan dari fenomena ini terletak pada kenaikan tegangan lokal didaerah dekat fitting (elbow, tees, butt welded dan Iainya) dibandingkan dengan pipa lurus. . Laporan eksperimen dari Markl dan kawan-kawan menjadi dasar penerapan Stress Intensification Factor (SIF) daIam kode pipa. SIF ini didefiniskan sebagai rasio tegangan lokal rnaksimum yang terjadi terhadap tegangan nominal. Istilah lain dari SIP ini yang lebih sering dipakai di buku teks adalah faktor konsentrasi tegangan K (Stress Concentration Factor SCF) [Timoshenko97]. Gambar berikut memperlihatkan distribusi tegangan akibat adanya diskontinutas geometri.

./

p-o(--

(a)

AnaIisa Tegangan

1-15 (b)

Nilai faktor konsentrasi ini tergantung pada parameter geometri dari dimensi nominal sistem dan dimensi diskontinuitasnya, misalnya untuk kasus diatas nilai K diperlihatkan dalam grafik berikut

K

K '" CTIbW

CT

(1nu,k.

_rm

'"

J:... cl

t = ketebalan

d

Ii

SIP. untuk komponen pipa karena bending dibedakan menurut arah bebannya yaitu in plane dan out of plane seperti diperlihatkan dalam gambarberikut

D ""

,. Girth bUlt weld

--0. .

Range of imposed displacements to Impose complete stress reversal.

~ I.

tl

,]

?

RangeOfinPlane. .~.: ..'...... '. .....•

.displacements

.

)1 'r

J

""-~_...--

-J

~

~..-.... R.a. ngeof autpla ne displacements

-.': " -8 ~

;I-

JF

ang.

"Range

eo.,.inPlana/.··.~ ~. displacements?-.-

/ »

j

j.•<J?.(-L. Inp!a~: .: ,~

1 ..

.....I .

01outplane

....

displacements

-8.. - .. - . . . .

~ a ng . e of ""R'angeofoutplane . dlsplacements displacements

. '. ~'W /'

Nilai SIF untuk untuk elbow besarnya adalah menurut kode pipa ANSI B31.3 adalah: (1.28) i.I =O.9Ih2/3 dimana 10 11

h t

out-of-plane intensification factor in-plane intensification factor = karakteristik fleksibilitas = t R Ir2 = tebal dinding pipa =

=u

R R

= radius

elbow = radius rata-rata pipa


.~] J.]. '7

1-16

Untuk lengkapnya

SIF dapat dilihat di Tabel D-l,

Appendix

D dari ASME/ANSI

B31.3 Process Piping. Penelitian mengenai SIF untuk komponen pipa ini tidak berhenti pad a hasil

karya monumental dari Mark!. Keterbatasan konfigurasi pipa yang dites oleh Markl terbukti penyebab tidak akuratnya SIF untuk kasus seperti Reducing tee. Selain itu diabaikannya SIP untuk torsi juga menjadi masalah untuk kasus tertentu. Upaya untuk memperbaiki nilasi SIF terus dilakukan seperti yang dirangkum 016h Rodabaugh dalam buletin Welding Research Council (WRC) nom or 330. Rodabaugh menyimpulkan faktor kesulitan yang ditemui dalam llpaya memperbaiki SIP ini sangat tinggi. Menurut dia untuk menentukan nilai SIF elbow lima kali lebih sulit dari pipa lurus, sedangkan untuk branch 500 kali lebih sulit.

1.4 Tegangan I(ode 1.4.1 Tcgaugan

Pr'imcr dan Sckunder

Tegangan kode diturunkan dari teori dasar tegangan clan teori kegagalan yang telah diuraikan di atas dengan memperhatikan hasil penelitian serta percobaan bertahun .tahun. Tegangan kode memberikan standar kriteria kegagalan untuk perancangan sistem pipa. Ada clua kriteria kegagalan. yang berbecla, yaitu: , 1. Kegagalan katastrofis yang disebabkanoleh beban primer 2. Kegagalan metal lelah yang disebabkanoleh beban sekunder Karaketeristik beban primer aclalah: .•

Beban primer biasanya disebabkan oleh gaya (force), seperti tekanan, gaya berat (bobot mati), gaya spring, gaya dari relief valve clan fluicl hammer.

• Beban primer tidak bersifat membatas diri sendiri (self-limiting), .maksudnya, setelah deforrnasi plastis terjadi, selama beban itu bekerja maka deformasi akan berlanjut terus sampai kesetimbangan gaya tercapai atau terjadinya patah/kerusakan .. • Beban primer sifatnya tidak berulang (kecuaIi beban karena pulsasi dan variasi tekanan, yang selain dikategorikan beban primer, juga merupakan beban sekunder.),

)

.•

Batas tegangan yang diizinkan untuk tegangan primer didapat melalui teori kegagalan seperti teori Von Mises, Tresca dan Rankine berdasarkan tegangan leleh (Syiled), tegangan patah (Sultimate), atau tegangan rupture (creepy.

• Kegagalan dapat terjadi oIeh satu beban tunggal yang menimbulkan deformasi plastis total menyeluruh atau patah . . Karaketeristik beban sekunder adalah: • Beban sekunder biasanya disebabkan oleh perpindahan (displacement), seperti ekspansi tennal, getaran, perpindahan anchor dan settlement. • Beban sekunder selalu bersifat membatas diri sendiri (self-limiting), maksudnya, setelah deformasi plastis terjadi, deformasi tidak berlanjut terus karena tegangan berkurang dengan sendirinya clan cenderung menghilang. •

-j .:

Beban sekunder sifatnya berulang (kecuali settlement)

-

. ,.

)

../


1-17

• Batas tegangan yang diizinkan untuk tegangan sekunder didapat berdasarkan jumlah siklus beban dari kegagalan kelelahan metal (kurva metal lelah). • Kegagalan tidak dapat terjadi oleh satu beban tunggal, tetapi kerusakan yang katastrofis dapat terjadi setelah sejumlah beban berulang bekerja pada sistem pipa. Oleh karen a itu walaupun sebuah sistem pipa telah dengan sukses beroperasi bertahun-tahun, ini tidak menjamin perancangan pipa yang baik dipandang dari kacamata beban sekunder.

1.4.2 Persamaan Tegangan kode ASME/ANSI B31.3 1.

Tegangan karena Beban Tetap (Sustained Load), yaitu

= Fax + -~'-(i-i-M..i.):2 +.. h SI ( i oMo ) 2 .: - ~ ..+;,.-P_d:-o_-5: S Am Z # _Tegangan Longitudinal pipa disebabkan oleh bobot berat dan tekanan: dimana; Fax = gaya axial !carena beban tetap (lb) MI = moment Iendutan dalam bidang (in-plane) karen a beban tetap (in-Ib) M, = moment Iendutan Iuar bidang (out-plane) karen a beban tetap (in-lb) ij,io = faktor intensifikasi (SIP) in-plane dan out-plane Sh = tegangan dasar yang diizinkan oleh material menurut Appendiks A dad ASMEI ANSI B31.3 Code

~-] )

] 2. )

Tegangan karen a beban ekspansi (Expansion Load), yaitu , SE

=

!(i M)2 +(i M )2 +4(M )2

'V

I

i

°z

0

_

_

'

T

5: SA = f(1.25Sc+ 1.25S" -S,)

Tegangan kombinasi pipa disebabkan oleh perbedaan ternperatur (beban ekspansi termal) dimana MI = perbedaan momentlendutan dalam bidang (in-plane) karen a beban ekspansi (in-Ib) M, = perbedaan moment Iendutan Iuar bidang (out-plane) karena beban ekspansi (in-Ib) MT = perbedaan moment puntir karena beban ekspansi (in-Ib) Sc< = tegangan dasar yang diizinkan oleh materialmenurut Appendiks A dari B31.3 Code pada temperatur terendah (dingin) Sh = tegangan dasar yang diizinkan oleh material rnenurut Appendiks A dari B31.3 Code pada temperatur tertinggi (panas) f =faktor reduksi dengan mempertimbangkan kelelahan material (beban dinamis yang berulang)

3.

] ,

J .J )

.J

Tegangan karena beban okasional (Occasional Load), yaitu SI + Socc 5:

1.33S" Tegangan kombinasi pipa karena beban perpindahan tumpuan, anchor misaInya karen a gempa bumi dan sebagainya.

Analisa Tegangan Pip a

1-18

1.4.3 Persamaan 1.

Tegangan Kode ASME fANSI B31.1

-Tegangan karen a Beban Tetap (Sustained Load), yaitu

1·0S SL = Pd" + O.75iMA < -' II 4t1l

Tegangan Longitudinal pipa disebabkan oleh bobot berat dan tekanan: adalah Persamaan nomor I1A direferensi (3), dimana; MA = Resultat moment karena beban tetap seperti bobot mati (in-Ib) = faktor intensifikasi tegangan tn = ketebalan nominal dari pipa Sh =tegangan dasar yang diizinkan oleh material menurut Appendiks A dari B31.1 Code

)

'

...•.

]

.\_

Z

"

"'] i~" ,;

.

2.

'··..····1···· .

Tegangan karen a beban ekspansi (Expansion Load), yaitu Si,;

=

if

5,SA

+ /(S" - SL)

Tegangan kombinasi pipa disebabkan olehperbedaantemperatur (beban ekspansi termal) adalah Persamaan nomor 13A direferensi (3), dimana; Me = Resultat perbedaan momentlendutan dalam bidang karen a beban termal ekspansi (in-Ib) SL = Tegangan Longitudinal total disebabkan oleh beban tetap (bobot mati dan tekanan) . . SA = tegangan yang diizinkan oleh material = f(I.25 Sc+O.25 Sh) Sc = tegangan dasar yang diizinkan oleh material menurutAppendiks A dari B31.1 Code pada temperatur terendah.Idingin) Sh = tegangan dasar yang diizinkan oleh material menurut Appendiks A dari B31.1 Code pada temperatur tertinggi (panas) f =faktor reduksi dengan mempertimbangkan kelelahan material (beban dinamis yang berulang) .

3.

Tegangan karen a beban okasional (Occasional Load), yaitu S. L

jJ .~] _,

.'

)

'-.-J....

+

0.751MB < kS Z - "

.. Tegangan kombinasi pipa karena bebanperpindahan tumpuan, anchor misalnya karen a gempa bumi dan sebagainya, adalah Persamaan nomor 12A direferensi (3), dimana; . MB ' = Resultat moment karena beban okasional seperti beban perpindahan tumpuan, anchor karen a gempa bumi,beban karena relief valve (in Ib) K =l.15 untuk tegangan okasional yang terjadi kurang dari 10% dari masa operasi K =1.2 untuk tegangan okasional yang terjadi kurang dari 1% dari masa operasi

L

.., 't

.: J . )..,..

,


<J

1-19

BAB 2

DESAIN PIPA DAN I(OMPONEN

PIPA

1

DESAIN KOMPONEN PIP A BERDASARKANTEKANAN 1 2.1.1 Tebal.Minimum Dinding Pipa Lurus ...•............................................................................ I 2.1.2 Tekanan Kerja yang Diijinkan-AWP (Allowable Working Pressure) 5 2.1.3 Desain Bend, Elbow dan Miter 5 2.1.4 Flanges dan Blanks · ; , 6 2.1.5 Sambungan Branch 8 2.1.6 Pengaruh.tekanan pada Expansion Joint 10 2.2 QESAIN SISTEM PIPA BERDASARKANBERAT (BOBOT MATI) 11 2.2.1' Tegangan.dan Defleksi karena Beban Bobot.Mati ; 11 2.2.2 Jarak antara support maksimum (maximum Pipe Span) 13 2.2.3 Pengaruhdari Tip Sagging yang berlebihan 14

2.1

2.3

2.3.1 2.3.2 2.3.3 2.3.4 2.3.5

'._

'.'~..'.J

--~t

..

)}

_,J

/

DESAIN SISTEM PIP A KARENA BEBAN EKSPANSI PANAS

Guided Cantilever Method ANSI Expansion Stress Check SpringHanger .First Rigid Criteria Sistem Pipa Fleksibel vs Sistem Pipa Kaku

14

;

16 18 19 21 22

Bab 2 Desain Pipa danKomponen Pipa . Sebagaimana telah disinggung sebelumnya, ada dua jenis beban yang harus diperhatikan dalam analisa tegangan pipa (PipeStress Analysis). Jenis beban pertama adalah beban primer, yaitu beban yang disebabkan oleh gaya mekanikal dan menyebabkan kegagalan yang bersifat katastrofis. Yang kedua adalah jenis beban sekunder, yaitu beban yang dipicunya tidak oleh gaya secara langsung melainkan oleh perpindahan atau deformasi pada sistem. Beban sekunder menyebabkan kegagalan fatigue yang efeknya terjadinya setela.h beban sekunder berulang kali diterima sistem pipa, Selain perbedaan penyebab dan beda sifat kegagalan yang diakibatkan, dua jenis beban inipun menuntut solusi perancangan pipa yang berbeda dan tidak jarang pula berlawanan karakternya.

. r.]

"):J

"] . c~l ;]

Beban primer selanjutnya diklasifikasikan lagi menurut durasi gaya beban ini bekerja. Untuk gaya-gayayang hampir selalu ada selama pengoperasian sistem pipa disebut beban tetap (sustained load). Gaya yang jarang terjadi disebut beban okasional (occasional-toady. Solusi perancangan dari dua sub-klas beban ini serupa, hanya saja . perancangan untuk beban okasional boleh menggunakan tegangan yang lebih tinggi.

2.1 Desain Komponen Pipa berdasarkan Tekanan Tekanan dalam pipatermasuk kategori beban primer-tetap. Selain tekanan, gaya berat semua komponen pipa dan gaya instalasi tumpuan pegas (spring hanger) juga termasuk beban tetap-primer. Gaya tekanan dalam sistem pipa secara umum menentukan ketebalan dari· komponen pipa. Paragraf ini akan membahas tebal minimum dad dinding pipa, elbow dan mitter, ukuran flanges dan blanks dan juga akan dibahas persaratan penguatan (reinforcement) pada koneksi branch akibat pelubangan yang dibuat.

2.1.1 Tebal Minimum Dinding Pipa Lurus

J

Sebelumnya telah dibahas bahwa tegangan tangensial/sirkumferensial (hoop stress) besarnyaduakali ·dari tegangan Iongitudinal/aksial pipa. Karena itu beban tangensial ini digunakan dalam perancangan pipa untuk menentukan persaratan tebal minimum dari dinding pipa (minimum wall thickness) akibat tekanan. Biasanya penentuan tebal pipa dilakuakn jauh sebelum kegiatananalisa tegangan pipa, yaitu tepatnya dikerjakan oleh enjiniir pemipaan ketika mendefinisikan spesifikasi kelas pipa. Piranti lunak untuk analisa tegangan pipa seperti CAESARlI tidak memasukkan ini dalam kriteria kegagalanya tetapi memberikan peringatan kepada pemakai jika tekanan pipa melebihi yang diijinkan untuk tebal pipa yang bersangkutan. Piranti lunak AUTOPIPE memasukan kegagalan ini setara dengan kriteria kegagalan tegangan kode seperti tegangan kode sustained, ekspansi dan okasional.

~

Semua kode pip a mensyaratkan tebal minimum pipa terdiri dari komponentebal pipa yang diharuskan .karena gaya tekan ditambah komponen tebal pipa untuk memperhatikan kemungkian korosi (corrosion allowancey; erosi, toleransi manufaktur (mill tolerance), kedalaman ulir dan sebagainya seperti rumus berikut:

OJ )

:]

}J r

•

)J

] r:

tl//

= t +c

Desain Pipa dan Komponen Pip a

dimana )

2-1

tm

= tebal minimum

dinding pipa t = tebal minimum dinding pipa akibat gaya tekanan c = toleransi (allowance) untukkorosi, erosi, kesalahan pabrik dan lainnya,

Desain Pipa dan Komponen Pip a

(2.1)

2-2

Penentuan nilai toleransi c diluar ruang lingkup tulisan ini, sebagai contoh saja, pipa API5L berdiameter 20 atau lebih kecil menggunakan mill tolerance 12.5% yang menjadi default piranti lunak CAESARII. Rumus penentuan tebal minimum pipa lurus karena tekanan untuk tiap kode pipa berlainan, walaupun prinsip dasar yang digunakan adalah sama yaitu tegangan tangensiallsirkumferensiallhoop dari pipa akibat tekanan yang telah dijelaskan sebelumnya, untuk pip a sangat tipis (t < do/20) adalah:

.

:-]

S "

(2.2)

= Pdo 2t

dimana S" = tegangan hoop do = diameter Iuar pipa

'}

Untuk pipa tebaLt>=do/20, rumus Lame yang dijelaskan penurunannya di [Jawad84] harus digunakan, yaitu:

S h = per?I + r?r2 /r2 )/(1'2 _ I 0 0 r.2)

(2.3) I

dimana

r,

r0

OJ

radius dalam pipa = radius luar pipa

=

Dengan menggunakan pedekatan yang lain, yaitu kesetimbangan tangensial/sirkumferensial dapat ditulis sebagai berikut: 2S" .t.! = P.(do

I.~

~_"J

-

gaya

diarah

2t)

atau setelah ditulis ulang menjadi:

t=

Pdo 2(S" +P)

(2.4)

o

"

..J....

i] "'J - )

--~I~------~/------~

. Dibawah ini alcan dibahas beberapa .rumus yang digunakan kode pipa dan bejana telcan untuk tebal minimum pipa lurus akibat gaya tekanan dalam. PerIu dicatat disini yang dimaksud dengan telcanan dalam adalah perbedaan positif antara tekanan dalam dengan tekanan luar atau istilah lainnya tekanan dalam relatif atau gauge (internal

pressure gauge).

)".,

.J

J ~] ~]

ASMEIANSI B31.3 Edisi 1999 Minimum tebal dinding pipa akibat tekanan dalam (internal pressure) menurut ANSI B31.3 adalah: t

(2.5)

r«: , ::

=

, 2(SE+PY) dimana

E

= Faktor kualitas produksi = Koefisien material

Y

-y-

.rt

Koefisien Yadalah koreksi dari kesalahan asumsi pipa berdindingtipis dan juga untuk memperhitungkan peranan jenis material dan temperatur. Untuk pipa tipis (t<do/6) nilai Y dapat dilihat di Tabel 304.1.1 dari ANSI B31.3 seperti diperlihatkan lagi dalam tabel berikut: Tabell. Material

Temperatur <482°C

510°C

538°C

566°C

593°C

>621°C

< 9000p

9500p

1000 of

10500P

1100 of

>1150°F

Ferritic {CS)

0.4

0.5

0.7

0.7

0.7

0.7

Austenitic (8S)

0.4

0.4

0.4

0.4

0.5

0.7

0.4

0.4

0.4

0.4

0.4

,

.:

Other ductile metals

0.4

Cast Iron

O.

v

Untuk pipa tebal (t>=do/6), nilai koefisiesnmaterial )

- d

-

Yuntuk t<do/6

Nilai KoefisienMaterial

Y

tersebut adalah: (2.6)

.+--2-.cI

d, +d" +c

dim ana di = diameter dalam = do-2t Nilai S adalah tegangan yang dij inkan material disebut SH Hot Allowable Stress). )

J

J

] )

pada temperatur

desain

(sering

Faktor E adalah faktor kualitas untuk memperhatikan perbedaan teknik produksi dari pipa, seperti efek perbedaan pengelasan, inspeksi las, faktor casting (pengecoran). Nilai E untukberbagai kode pipa antara 0.8 dan 1.0 dapat dilihat di Tabel A-IA dan A-IB dari ANSI B31.3. Misalnya untuk pipa API 5L tanpa sambungan (seamless) E=1.00, dengan sambungan spiral maupun lurus jenis EFW (Electric Fusion Weld) nilai E=0.95, dengan sambungan las longitudinal ERW (Electrical Resistance weld) nilai E=0.85, dengan sambungan las FWB nilai E=0.6.

J

ASMEIANSI B31.4 Edisi 1998 Minimum tebal dinding pipa akibat tekanan dalam (internal pressure) menurut ANSI B31.4: . t

.

(2.7)

P.d(} = -----"--

2FESy

dimana F = faktor keamanan = 0.72 Sy = kekuatan luluh (yield strength) Faktor E di ANSI B31.4 merupakan faktor efisiensi sambungan las, yang nilainya dapat diambil. .dari Tabel 402.4.3 ANSI B31.4. Efisiensi sambungan las ini bisa berbeda antarqB31A dengan B3I.3. Contohnya untuk API 5L, nilai E=l.O untuk pipa tanpa sambungan .las, dan juga E=1.0 untuk pipa las ERW (Electric Resistance Weld), dan E=0.6 untuk sambungan las FBW (Furnace Butt Weld).

~1

ASME/ANSI

B31.8

Minimumtebaldinding B31.8:

pipa akibat tekanan dalam (internal pressure) nienui"ufANSI . ..

)

(2.8)

t=

P .d

o

--- -- '" --2FETSy

dimana

T

=

Temperature DeratingFactor

Seperti halnyadi ANSI B31A, faktor keamanan F diANSI B3I.8 juga digunakan tapi dibedakan nilainya menurut jenis konstruksi dimana jalur pipa dipasang. Untuk jalur .pipa yang ditempatkan dikonstruksi yang padat dan gedung bertingkat, nilai faktor F=OA, untuk daerah residensial dan komersial .fator keamanan F=O.5 dipergunakan, untuk daerah yang kurang padat dapat digunakan F=0.6, dan untuk daerah yang tidak ada/jarang dihuni boleh digunakan nilai yang terbesar F=0.72 seperti pada ANSI B31.4. Perbedaan ini didasari asumsi bahwa jalur pipa gas akanlebih berbahaya bagi pendudukjika terjadi kebocoran dibandingkanjalur pipa oli/minyak cairo Faker T yaitu faktor temperatur diterapkan disini untuk menurunkan kekuatan pip a akibat .temperatur yang lebih tinggi. Nilai T adalah 1.0 untuk temperatur (-20F

sid

250F), dannilai ini berkurang sampai menjadi 0.867 untuk temperatur 450F.

ASME VIII-J Untuk perbandingan, kita berikan disini rumus tebal minimum dinding bejana tekan akibat tekanan menurut kode bejana tekan ASME VIII-I, yaitu:

rs , t = -~---" - --

(2.9)

2(SE + OAP)

Rumus ini mirip dengan yang digunakan dalam ANSI B31.3, hanya saja nilai Y=OA selalu digunakan untuk bejana tekan, dan tentunya nilai tegangan yang diijinkan untuk material yang sama bisa berbeda karena perbedaan faktor keamanan yang digunakan

Desain Pipa dan Komponen Pipa

2-4

dalam masing-masing

kode.


2-5

~!~~l;' il][5

I

TI ...A. RA

2.1.2 Tekanan Kerja yang Diijinkan-A WP (Allowable Working Pressure) Rumus tebal minimum pipa lurus dapat diubah untuk mendapatkan nilai tekanan kerja yang diijinkan dari pipa yang dirancang (AWP)-. Untuk rumus ASME/ANSI B31J, tekanan kerja yang diijinkan adaIah: AWP=

2SE.t do -2Yt

(2.10)

Harus dicatat disini t adalah tebaiminimum untuk tekanan diimana toleransi-toleransi untuk korosi, erosi dan sebagainya tidak diikut sertakan.

2.1.3 Desain Bend, Elbow dan Miter Pipa Bend dibuat dari pipa Iurus yang dilengkungkan dalam keadaan panas maupun dingin. Minimum tebal pipa bend setelah dilengkungkan harus sekurang-kurangnya sarna dengan minimum tebal dinding pipa lurus seperti yang telah dibahas diatas. Elbow adalalr, kornponen pipa lengkung yang dibuat di manufaktur. Ketebalan komponen elbow diatur dalam standar seperi MSS SP-75 standard atau ASME

BI6.9.

Jika dua buah potong pipa Iurus yang disambung dengan las dimana perubahan arah (offset) yangterbentuk lebih kecil dari 3° dari, maka metode desain pipa ini dianggap sama dengan.mendesain pipa lurus yang dibahas sebelum ini. Perubahan arah yang kecil ini tidak. menyebabkan kenaikan tegangan yang berarti. Lain hainya jika perubahan arah dua potong pipa lurus itu lebih besar dari 3° maka sambungan itu sudah dikategorikan sebagai miter bend seperti terlihat pada gambar berikut:

j

,

t--~~.

Sudut e disebut sudut potong miter (miter cut angle), sudut a merupakan sudut perubahan arah dimana q.=2e.

)

Menurut ANSI B31.3, miter dengan sudut potong miter e yang lebih keeil dari 22.5° .maka tekanan pipa harus dibatasi sehingga tegangan tangensial (hoop stress) tidak

1

melebihi 50% dari kekuatan luluh material pipa (yield stregth) pada temperatur desain. Hal ini dinyatakan dalam paragraf 304.2.3 dari ANSI B3l.3 yaitu tekanan maksimumyang diperbolehkan harus lebih kecil dari dua rumus tekananberikut:

= SECT-c)

p III

r2

(T -c)

(2.11)

(T - c) + 0.643 tan e~r2 (T - c)

dan

.p III

= SE(T - c) 1'2

RJ (RJ

-

-

r2

0.5r2)

Jika miter> dengan sudut potong miter 8 yang lebih besar dari 22.5° rnaka tekanan dalam pipa dibatasi sehingga tegangan tangensial tidak melebihi 20% dari kekuatan luluh material pipa pada temperatur desain yaitu:

p

= SECT -c) r2

(T-c)

(2.12)

(T - c) + 1.25 tan e~r2 (T -

c) Parameter S .dan E sama dengan yang telah dibahas diatas, dan parameter geometri seperti tertera dalam gam bar.

']

ANSI . B3l A. lebih konservatif

dalam hal penggunaan miter.' Miter ..t..idak boleh digunakanpada jalur pipa jika tegangan tangensial (hoop stressjmelebihi 20% dari kekuatan luluh material pipa pada temperatur desain. Jika tegangan ini lebih keeil dad . 20%.kekuatan luluh, maka sudut potong miter tidak boleh melebihi 12.5°.

2.1.4 Flanges dan Blanks Penggunaan standard flanges. seperti ANSI B 16.5, memudahkan enjinir pipa dalam pemilihan flanges menurut tekanan kerja, temperatur dan grup material. Dengan standar ini maka perhitungan perancangan flanges yang rumit tidak diperlukan. Sebagai contoh sebuah tabel dari standar ANSI B 16.5 terse but diperlihatkan sebagai berikut:

)

j

:.· ..··.1

J.


2-6

~-.:.

.'.·.·.-1 ASME

PIPE FLANGES AND FLANGED FliTlNGS

B16.6·1996

TABLES 2 PRESSURE-TEMPERATURE RATINGS FOR GROUPS 1.1 THROliGH 3.16 MATERIALS

]

TABLE 2-1.1 Nominal O••lgnltion

RATINGS FOR GROUP 1.1 MATERIALS

Forging'

Cuting.

C-Si

A 106 (I)

C-Mn-Si

A 360 Gr. LF2 (1)

Plates

A21a Gr. WCB (I)

A 615 Gr. 70 (1) A 616 Gr. 70 (1) (2) A 637 CI.1 (3)

NOTES:

(1) Upon prolonged exposure to temperatures above BOO"Ft,ile carbide phase of ateel may be converted to graphite. Permissible, but not recommended for prolonged use above

BOO'F. (2)Not to be used over S50'F. (3)Not to be used over 700'F.

.

WORKlrJG PRESSURES BY CLASSES, p.lg Cia ..

--: T.mp.. ~ -20 to 100 200 300 400 600 600

650 700 750 BOO

150

300

400

6OQ,

900

1500

2500

286 260 230 200 170

740 675 655 635 600

990

SOO

1480 1350 1315 1270 1200

2220 2025 1970 1900 1795

3705 3375 3280 3170 2995

6170 5625 5470 5280 4990

140 125 110

550 535 535 505 410

730 715 710 670 550

1095 10.7.5 1066 1010 825

1640 1810 1600 1510 1235

2736 2685 2665 2520 2060

4560 4475

270 170 105

355 230 140 70

535 345 205 105

805 515 310 155

95

80

8S0 900

65

50

950 1000

35

20

50

900

876 845

1340. 860 515 250

4440

4200 3430 2230 1430 860 430

Seandainya flanges ini menerima beban dari pipa, baik gaya maupun momen, seperti halnya yang sering terjadi pada flanges yang berhubungan dengan nozzle peralatan (equipment), maka analisa flanges harus dilakukan terhadap berbagai kemungkinan kegagalan seperti kebocoran, luluhnya sambungan baut, atau kerusakan bagian dari flanges itu sendiri". Salah satu darianalisa flanges yang sering digunakan didapat dalam .Apendix 2 dari ASME VIII-I, yaitu untuk flanges dengan gasket tipe ring. Untuk flanges, dimana metal ke metal kontak dengan gasket tipe "self-energizing type'" O-ring, metode kalkulasinya didapat dalam Apendix Y dari ASME VIII-I. Rumus ASME VIII ini dapat digunakan sebagaimana adanya dengan memperhatikan perbedaan tegangan yang dijinkan antara kode pipa dan ASME VIII. Analisa Flanges yang relatif rumit ini akan dibahas di bab lain. Dalam mendesain Blind Flange, kode pipa seperti ANSI B31.3 juga mengacu ke kode bejanatekan ASMEVIII-l. Dalam hal paragrafUG-34 dari ASME VIII-I, yaitu tebal blind flange karena tekanan adalah: CP +1.9 WhG 3 SE SEd dimana C = 0.3 (untuk jenis cover dengan baut (bolted) d = diameter rata-rata dari gasket W = total beban baut hg = lengan momen dari baut = (diameter lingkaran baut - d )/2 t=d

\

/


(2.13)

2-7

,]


2-8

-

-] -]

. Blanks dipergunakan untuk menahan aliran fluida dari atau menuju sebuah bagian sistem pipa. Seperti halnya blind flane, blanks juga hams dapat menahan seluruh gaya tekanan yang diterima. Kode pipa ANSI B31.3 menentukan bahwa tebal tekanan blanks adalah: (2.14)

-,

)

~<:!

t = d ~ 3P g 16.SE dimana dg = diameter dalam dari gasket untk RF (raised Face) dan FF (Flat Face) atau = diameter gasket pitch untk RJ (ring Joint) ;

' '' 1 ·

•

I ~

,.

~.•

".

~~]

.';]

,J.

..j

']

.

:'] -'.)

,] ..!

>

'.·.. ·.-.··1··.

-' .

Perlu dicatat, .tebal minimum blind flangedan blank dari persamaan diatas harus ditambahkan toleransi (allowance) c.

2.1.5 Sambungan Branch '.. Lubang pada pipa karena adanya sambungan branch, menyebabkan bagian dinding pipa yang seharusnya menahan tekanan dalam bentuk tegangan.tarik diarah tangensial SH=Pdo/2tm itu menghilang. Kehilangan material ini harus diganti agar dinding pipa tetap dapat rneneruskan "aliran tegangan". mengitari lubang. Selain itu penggantian material juga dibutuhkan untuk mendistribusikan tegangan puncak atau konsentrasi tegangan yang timbul akibat lubang. Mengenai konsentrasi tegangan (tegangan puncak) telah disinggung pada bagian SIF (Stress Intensification factor). ..Perlu tidaknya penambahan ekstra material atau penguatan (reinforcement) untuk penggantian material ini diatur dalarn kode pipa. Walaupun secara rinci pengaturan ini berbeda .antara kode pipa, tetapi secara prinsip mereka sarna. Yakni kelebihan material dalam tebal nominal pipa header maupun pipa branch setelah dikurangi segala toleransi dan tebal pipa yang dibutuhkan untuk menerirna tegangan akibat tekanan, yaitu rumus t yang dibahas sebelum ini, ditambahkan dengan .luas penampang sambungan las yang ada, jika jumlah luas ini melebihi luas penampang dari lubang yang dihilangkan maka penguatan (reinforcement) tidak dibutuhkan. Selain itu

~i!\~' iu[s

1

-~

c·.·.·..·.

I TILlARA

I

disebut juga jika sambungan branch menggunakan standar fitting yang diatur dalam kode MSS:-SP dan ANSI yang sesuai dengan rating tekanan-temperatur, maka tidak diperlukan penguatan tambahan.

:)

~]

Sebagai contoh disini diberikan kriteria penguatan pada sambungan difabrikasi menurut ANSI B31.3.

branch yang

--

·..'·.·1. ··.·

Unrein forced fabricated tee

Pad reinforced fabricated tee

J

Luas penampang materialyang

r]

AI

)

= til .d, (2 -

dihilangkan karena lubang adalah Al~ yaitu: (2.15)

sin f3)

dimana

--I .

~J. .

th

)J

d,

~

~;.

Db T,

tebal karena tekananpipa header sudut antara sumbu pipa header dan branch (minimal 45°) = panjang efektif dari lubang paralel sumbu pip a header = =

=

[D" -2(T" -c)]lsinf3

=

diameter Iuar pipa branch

= tebal pipa branch nominal atau hasilpengukuran

Luas .penampang Yang dibutuhkan (area required). Al ini harus diganti oleh luas material yang tersedia (available area), yaitu A2 (kelebihan material di pipa header), A3 (kelebihanmaterial.di pipa branch) dan Aaluas penampang material. las dan pelat penguatan (reinforcement pad), jika ada. Luas penampang yang tersedia di pipa header A2 adalah: A2

= (2d2 - d, )(T" -

th --- c)

dimana

Th o

d2

tebal pipa header nominal atau hasil pengukuran = separuh lebar zona penguata diheader = nilai terbesar dari (Tb - c) + (7;, - c) + d, / 2

Dh

=

=

- atau d2 tapi tidak melebihi Dh diameter luar pipa header

(2.16)

I TIr.JARA

I

Luas penampang yang tersedia di pipa header A3 adalah:

A3

(2.17)

= 2L4(Tb =t» -c)/sinfJ

dimana = tebal karena tekanan pipa branch tb L4 = tinggi zona penguatan dilauar header = nilai terkecil dari 2.5(Th - c) atau 2.5(Tb - c) + T, = tebal minimum dari plat penguatan (reinforcing ring atau saddle) = 0, jika tidak ada penguatan

T;

Semua sambungan las yang ada dalam zona penguatan yang dibatasi oleh lebar 2d2 dan tinggi [,4, dan luas pelat penguatan (reinforcemenet pad) diperhitungkan untuk menghitiing luas A4• . Untuk extruded outlet header, prinsip yang sama diterapkan dalam paragraf 304.3.4 dari ANSI B31.3. .. /

2.1.6 Pengaruh tekananpada Expansion Joint

,

v"

Pengaruh gaya tekanan diarah longitudinal/aksial pipa diterima oleh dinding pipa dalam bentuk tegangan tarik longitudinal (lihat bahasan tegangan). Besar gaya ..tekanan iniadalahtekanan P dikalikan Iuas penampang dalam pipa, yaitu:

F = 7CPd p

4

(2.18) j

dim ana d, = diameter dalam pipa Gaya tekanan ini .d. alam keaadan setimbang dengan tegangan longitudinal dalam pipa, sehinggatidak ada gaya reaksi luar yang bekerjadi .support /anchor. Lain halnya jilca terdapat expansion joint maupunn slip joint dalam sistem 'pipa tersebut, Fleksibilitas darijointtersebut terIaiu besar untulcmenahan gaya tekanan yang besamya: F =7CPde. p 4 dimana de = diameter efektif expansion joint = dalam dalm pipa + tinggi satu corrugation

-]

(2.19)

Gaya yang tidak balans ini harus ditahan baik oleh tie rods yang dipasang pada expansion joint ataupun oleh ankor I line stop pada sistem pipa.

:J ] )


2-10

g~~~J.;'ilJ[s I

T ILiA RA

2.2 Desain Sistem Pipa berdasarkan Berat (Bobot mati) Seperti halnya tekanan, beban karena berat/bobot mati (dead weight) dari pipa dan semua komponen pipa termasuk berat insulation, lining, berat fluida, merupakan beban tetap. Tegangan yang terjadi dikategorikan tegangan sustained dan dikombinasikanjdijumlahkan) dengan tegangan akibat gaya tekanan. Bedanya dengan beban tekanan, beban bobot mati selain menyebabkan tegangan di dinding pipa, juga menyebabkan gaya reaksi pada support/restraint pipa, Sementara, gaya reaksi pacla restarint (anchor atau line/limit stop) akibat beban tekanan hanya ada pada sistem dengan flexible joint seperti disinggung di bagian akhir paragraf sebelum ini. Paragraf jni akan .membahas pengaruh beban bobot mati pada desain sistem pip a,

'khususnya dalam hal, jarak maksimum antara support pipa, tip sagging, dan gaya reaksi pada nozzle peralatan.

~1 '}

2.2.1 Tegangan dan Defleksi karena Beban Bobot Mati Metode kalkulasi dengan model yang paling sederhana, dimana bobot mati dari pipa diasurpsi~(.an terdistribusi merata per satuan panjang pipa, dan pipa dianggap ditumpu oleh support.secara kontinu pada jarak (pipe support span) yang sarna, seperti terlihat di gambar berikut, maka teori dasar batang elastis dapat diterapkan.

1

5

_/

o

"1 I ,,J

Permasalahan yang rnasih ada dalam menerapkan .teori batang elastis ini adalah, bagaimana kita memodelkan jenis tumpuan tadi dalam teori, yaitu apakan tumpuan sederhanajpinned support/simply supportedjdimana rotasi bebas sepenuhnya:

w

.)

']

~)!

atau tumpuan jepit (fixed/clamped

support) dimana rotasi sepenuhnya ditahan:

::;""

-~1 )

-

]

J)] ":-i

]

Untuk model pertama (tumpuan sederhana), maka moment lendut (bending moment) yang maksimum terjadi berada di tengah-tengah span, dan nilainya adalah [Roarks89]:

M

max

= W.12

8

Dimana momen maksimum beban berat pipa, fluida dan lainnya per satuan panjang = panjang batang (pipe span)

Mmax =

W I

=

(2.20)

I

Untuk model kedua (tumpuan jepit), momen maksimum terjadi tepat ditumpuan dan besarnya adalah: max i

(2.21)

= T'V.l2

M

12

.

Dua model teoretis ini memperlihatkan dua nilai ekstrem. Kenyataan yang sebenamya alcan berada diantara dua nilai itu. Salah satu nilai kompromi yang diambil .adalah nilai tengahnya, yaitu [Diehl]: (2.22)

W.Z2

=10

Mmax

Tegangan yang terjadi karena momen lendutmenurut

teori elastisitas adalah:

s = Mmax

(2.23)

Z

dimana

Z

= momen

tahanan (section modulus) penampang pipa

.Dari duapersamaan ini, jika nilai tegangan ditentukan tidak boleh melebihi tegangan ijinSA, rnakajarakmaksimum antar tumpuan yang dibolehkan adalah: Z

max

= ~lO.Z.SA

.(2.24)

W

Selain tegangan yang diijinkan sebagai batasan panjang span pipa, besarnya lendutan (defleksi kebawah) dari pipajuga dapat untukmenjadi kriteria. Dari dua model ekstrem diatas, dapat diturunkan .rumus untuk defleksi maksimum yang terjadi akibat beban berat pipa, yaitu untuk model dengan tumpuan sederhana [Roarks89] : (2.25)

- 5W.l4 'Ymax = 384El Dimana Ymax

= defleksi

E

(negatif artinya kebawah) = modulus elasitisitas = momen Inersia penampangpipa

I

maksimum

Dan untuk model tumpuanjepit /)

Ymax

_W.Z4 = 384£1

[Roarks89]: (2.26)

Dua rumus terakhir ini pun untuk kasus yang ekstrem, dimana nilai yang sebenarnya ada diantara. Nilai kornpromi yan digunakan adalah nilai tengah dari dua nilai makimum defleksi ini.

~)


2-12

2.2.2 Jarak antara support maksimum (maximum Pipe Span) Manufacturer Standardization Society of the Valve and Fittting Industry (MSS) dalam MSS-$P-69 telah rnempublikasi hasil perhitungan dengan menggunakan rumus-rumus diatas setelah dimodifikasi dengan menngunakan satuan lb, psi, feet-inches. Kemudian dengan mengambil asumsi berikut:

:,1 .•rt

•

ketebalan pipa yang digunakan adalah standard pipe ANSI

•

tidak ada beban terkonsentrasi diantara dua support

•

tidak ada perubahan arah horizontal maupun vertikal diantara dua support

•

Stress Intensification Factor di support diabaikan

•

Maksimumtegangan

•

Maksimum lendutan yang diijinkan 0.1 inches

yang diijinkan 15000 psi (Carbon Steel)

Tabel berikut diambil dari MSS-SP69 untuk maksimum pipe span .

.

-

·NOMINAL PIPE

12 STD.WT STfELPIPE WATER SERVICE

OR

TUBI!SIZ.E

,·,rl

7.

2.1

l/8

·1

2.1

2.1 2.1

1 7

III )/4

..

'm

1/4

I·

-.

IIf4

7

U

)

_VAPOR SERVICE

I

4

S

COI't'ERTUB.E

VAPOR

WATER SERVICE

seRVICE

(I

m

It

m

(I

a

1.4

U

S

I.S

•

s

2.4

5

I.S

6

I.•

8 9

2.4 2.7

5

I.S I.S

6 1

'1

2.7

6

I.. 2.1 2.4

II

1.1

1 2.1

S

m

:1Zl

~i m",

il

1112 2

2.1

9

2,7

10

3.0

Il

l.1

13

4.0

1

• )

12

3.7·

15

4.6

10

2"

2.4 3.0

10

3.0

II

3.4

14

43

II

4

.,

-.

14

3.4

4.3

14

17

4.3

Sol

I'

12

2.1

1.7

IJ

16

4.0

..

.~.~

~ :!

4.9

19

IJ

4.0

13

;

... .

s

a • 10.

j;l~

"!:'1'0'

~6 ::Ioe ~~

E~

~

o~'

~

~i

1i

~

~!~! e f

,..",

""Q~

4.1'

0

> ....

~

,.5

5.2

21

6.4

14. 4.3

20

6.1

!!l

19

5.'

24

7.3

16

4.9

23

7.0

i!::

l2

6.1

16

7.9

IS

,.S

lS

7.6

t=

A

~

~9

11

~~

~~

~

...

6

rLASTI("

-~

. ,,3

II FIBERGlASS REIN· fORCI!D

2-

",

rp;~

10

a; aZl ~i ~~

~

, 16

f-.

-

"O

CLAS,

'~

~e ~~p

15°11

~~

!

2112

. ASBESTOS ' CEMENT·

0.-

C5~

0

15

~~

.

CAST IIlON SOIL

I~-~ao~

l"iiI~

,•

IA

•

7

~

2.7 7

6

FIRE PRO. TECTtON IU33UU!

~

I

a

~

.. 0'1

~

'"

:z

8

!ii

~

Ii ~

i; ~I I !i!fl

!i!

.. .

~

! ;

~

~l)

14

lS

1.6

32

col

9.8

i

'" ~~

30

12

2J

Ja 20

~

u.

)9

11.3 11.9

24

32

9.8

41

12.!

30

'3)

10.1

«

13.4

2.

7,D

1.5. ··

37

9.1

19

$;I

2~

8.5

iC!l

...

'"

~ 0

I

~

~. :a'"

~i§~ ~g j:;

~

ai

j

~

~

. I-IOT£:· (I) POIt SPACING SIJ1'I'ORn INCOIO'ORATING TYPE 40 SlIlELDS.!EE TABLE S. • (2) DOES NaT AJ'PLY WIlER!! SlAN CALCULATIONS AIlE MADE OR WHEIlB TH£IlB AIlE COHC£NTRAT1!O LOADS BETWeEN ~TS AS Ft.A.NcES. VALva. ~EClALTIES.I!TC ••OR CllANCES r~ Dlk£C11ON JUlQUIIUNG .womOl4AL StlI'IORTS.

)

s

~

SUCH

Untuk kasus dimana asumsi diatas tidak berlaku maka enjimr harus memberi perhatian lebih jauh, misalnya jika ada perubahan arah horizontal mengharuskan maksimum pipe span dikurangi sampai 75% dari nilai acuan dari tabel. Jika hal ini tidak diperhatikan maka tip sagging bisa menimbulkan masalah tegangan yang besar. Posisi support yang terbaik adalah tepat pada belokan (bend) hanya saja ini biasanya tidak dibolehkan oleh kode pipa karena menyebabkan masalah lain yaitu konsentrasi tegangan (SIF) yang tinggi, Untuk kasus dimana ada beban terkonsentrasi, seperti valve, maka standar MSS merekomendasikan.supaya valve dipasang sedekat mungkin dengan support. Reduksi dad pipe span acuan juga bisa digunakan sampai dibawah 50%.


2-13

Perubahan arah vertikal bisa dianggap sebagai beban terkonsentrasi pada bagian pipa mendatar dengan berat riser sebagai beban konsentrasinya. Pipe span di bagian pipa

vertikal. (riser) tidak ditentukan dengan standar ini, karena beban berat tidak menimbulkan tegangan dan defleksi seperi yang diuraikan diatas. Hal yang perlu diperhatikan adalah bahaya buckling akibat tegangan kompresi di riser, oleh karena itu dirokemendasikan, riser support yang menahan berat diletakkan diatas titik berat nser.

2.2.3 Pengaruh dad Tip Sagging yangberlebihan Tip Sagging, yaitu turunnya (defleksi) ujung (tip) dari pipa karena perubahan arah pada bend ata,u elbow, seperti disebut diatas harus dihindari dengan meletakkan support sedekat mungkin dengan bend tersebut. Beban bobot mati biasanya hanya menyebabkan gaya-gaya reaksi pada support maupun aknor nozzle peralatan diarah vertikal, yaitu searah dengan arah gravitasi penyebab berat tersebut. Seandainya tip sagging ini dibiarkankan terlalu besar, maka akan timbul pada kasus tertentu gaya reaksi diarah horizontal yang cukup besar dan pada gilirannya menyebabkan tegangan akibat berat ini menjadi masalah. Hal ini disebabkan karena kombinasi tip sagging dengan fleksibiltas pada perubahan arah." . ..

2.3 Desain SistemPipa karena beban EkspansiPanas

·)'1 \,.J

Perubahan temperatur ketika start-up, yaitu dari temperatur kamar (ambient) naik/turun ke temperatur operasi, menyebabkan panjang dari pipa dan komponennya berubah karena ekspansi (menambah panjang) ataupun kontraksi (memendek). Hal yang serupajuga terjadi ketika shut-down sistem pipa, dimana disini terjadi yang berlawanan yaitudari temperatur turun/naik dari kondisi operasi ke temperatur kamar kembali.Dua kejadian perubahan panas ini-disebutsatu siklusbebantermal. Perubahan panjang ini, baik ekspansi ataupun kontraksi, yangiselanjutnya untuk memudahkarr.disebut ekspansi saja, dengan mengingat jika nilainya negatif berarti kontraksi, berbanding lurus dengan perbedaan temperatur dan panjang pipa, seperti berikut:

/

(2.27)

/).l = a.!

dimana

a

=

koefisien muai/ekspansi linear material akibat beda temperatur tertentu

= am!:!.T =

/).T

1

)

)~J

= =

koefisien muai rata-rata dari material perubahan . . temperatur panJang plpa


2-14

Jika perubahan panjang pipa !11ini tertahan oleh karena sebab tertentu misalnya oleh ankor-ankor seperti dalam gambar berikut, maka gaya termal akan terjadi sebagai reaksi dari pipa akibat perubahan panjang tersebut harus dikembalikan ke panjang semula.

[] ]

~~~

1-

)

OJ

e

=,

p

Gaya yang terjadi dalam konfigurasi diatas bisa sangat besar nilainya, yaitu:

P = E.A!111l

t..]. .

=

EAa

(2.28)

dimana A = Iuas penampang pipa E . = Modulus elastisitas materialpipa

"

Ada. hal ¥ang perlu diperhatikan disini, .walaupun pemuaian/ekspansi yang seharusnya terjadi .nilainya tergantung dengan panjang pipa awal, ternyata gaya tennal yang ditimbulkan sama sekali tidak tergantung dad besaran panjang pipa yang bersangkutan, Hal lain yang menarik dan sering terlupakan, adalah tegangan terrrial yang terjadi pada konfigurasi diatas adalah tegangan aksial/longitudinal mumi artinya tidak ada tegangan ...akibat ...momen. Kebanyakan kode pipa, untuk tegangan: termal hanya . .tegangan bending yang diperhitungkan, walaupun kode pipa juga menyebutkan bahwa kemungkinan . atas buckling harus diperhatikan. Pembahasan mengenai ini dapat dilihat di artikel [jama103] yang terlampir. .

] ' ·1

..r '

.

•••

J]

, " Konfigurasi sistem pipa diatas dapat ditemukan dilapangan, misalnya dari ankor nozle sebuah tanki ke anleor nozzle tanki lainnya, Pada prinsipnya ini tidak diperbolehkan atau merupakan desain yang buruk dari sudut pandang tegangan pipa, Sementara mungkin desain diatas yang paling optimum jika dilihat dari pemakaian material (paling ekonomis) ..dan minimnya energi yang hilang (pressure drop) karena gesekan yang terjadi paling leecil. Tiga alternatif desain yang lebih baik terlihat pada gambar berikut, dimana sejumlah fleksibiltas ditambahkan pada sistem pipa diantara dua ankor nozzle, untuk mengabsorb pemuaian diatas. Penambahan fleksibilitas ini dilakukan dengan cara:

~] )]


2-15

a) menambahkan pada pip a sebuah expansion loop jika ruangannya memungkinkan

~

b) pipa lurus dibelokkan dengan memutar salah satu arah nozzle 90 derajat

c) memasang expansion joint diantara nozzle

2.3.1 Guided Cantilever rvrethod. Metode ini adalah salah satu teknik yang paling sederhana dalam rnendesain sistem pipa, Nama metcde ini diambil dari asumsi yang diterapkan yaitu ekspansi dari sebuah pipa .diterima oleh pipa lain yang tegak lurus terhadapnya, dan pipa yang mengabrsorb/meredam expansi ini bekerja sebagaimana halnya guided cantilever (batang yang dijepit disatu ujung dan ujung bebasnya hanya bisa bergerak disatu arah tegak lurus). Gambar berikut memperlihatkan pemodelan metode ini:

I

/77

_l

Asumsi-asumsi lain yang dipakai adalah: • Sistem pipa hanya memiliki dua ankor tanpa restraint lainnya, dan terdiri dari pipa lurus yang saling berhubungan tegak lurus • Ekspansi diabsorb hanya oleh "kaki" pipa yang tegak lurus terhadap pipa yang berekspansi

•

Tidak ada rotasi yang terjadi pada ujung kaki yang dijepit (ankor), atau dengan kata lain fleksibilitas anIcor diabaikan (rigid anchor)

• Tidak ada rotasi yang terjadi pada ujung kaki "guided" yang dengan pipa ekspansi menyatu dengan sambungan bend, elbow maupun fleksibitas dari bend diabaikan (rigid bend)

mitter;

Tegangan maksimum yang ditimbulkan akibat pemuaian/ekspansi model diatas terjadi di ujung jepit, yaitu: Sf': = 6ER.!::.". / Z2 Dimana I· = panjang pipa "kaki" yang menyerap ekspansi R = radius luar pipa E = modulus elastisitas !::.E = ekspansi termal

dengan kata lain termal LIE menurut (2.29)

Tegangan .akibat ekspansi ini merupakan tegangan range (stress range) dad selisih tegangan yang terjadi pada kondisi pipa dingin dan sesudah dipanaskan. Dan teganan ini masuk dalam kategori tegangan sekunder karena penyebabnya adalah perpindahan. Oleh.karenadua hal ini tegangan ekspansi SE ini harus dibandingkan dengan tegangan "range" yang diij inkan SA. . .. .Tegangan ekspansi. .hasil perhitungan yang sederhana dengan metode "guided ·Cantilever" ini dapat diperbaiki dengan memperhatikan fleksibilitas atau kekakuan (stiffness) dari: . . •

bend: komponen pipa yang rnelengkung ini memiliki fleksibilitas yang lebih tinggi (dengan kata lain kekakuan yang Iebih kecil) dibandingkan komponen pipa yang lurus dengan diameter yang sama

•

ankor: semua mucor memiliki kekakuan tertentu, hanya saja karena kekakuan ankor jauh lebih besar dari .kekakuan pipa mak,! asumsi ankor yang sangat rigid (infinitely rigid) sering digunakan " .. ,

":""'

.....

Nilai dari fleksibilitas (atau kebalikan dari kekakuan) sebuah bend dapat ditentukan ·dengan metode Y

2-17

r'j

]

I-I

~1

2.3.2 ANSI Expansion Stress Check Kode pipa ANSI B31J memberikan sebuah rumus "sederhana" dalam paragraph 319.4.1, yang rnenjadi kriteria apakah kalkulasi formal dari tegangan pipa diharuskan atau tidak, yaitu: Dy
(2.30)

dimana D = diameter luar pipa (mm atau in.) = pemuaian yang hams diserap pipa(mm atau in.) Y L = panjang semua pipa antara dua ankor (m atau ft.) U = jarak langsung anatar duaankor (rn atauft.) (Ed. 1996) KI = 208.3 untuk satuan S1 = 0.03 untuk satuan US (Ed. ·1999) Kl = 208 000 SAlEauntuk satuan S1 = 0.30 SA/Eauntuksatuan US SA = stress range yang diijinkah{Mpa atau ksi) E, = modulus elastisitas di temperatur kamar (Mpa atau ksi) .

-1

}

.

Metode ini. rnenggunakan asurnsi yang sama dengan metode Guided Cantilever method, yaitu sistem pipa yang hanya terdiri dua ankor dan tidak ada restraint lain diantaranya, Menurutmetode ini jika pertidaksaman diatas berlaku maka sistem pipa tersebut tidak rnemerlukan kalkulasi formal. Ada catatan kaki dalam kode pipa tersebut yang memberikan peringatan bahwa tidak ada pembuktian yang berlaku umum bahwa kriteria ini selalu akurat dan konservatif (aman). Beberapa kasus dimana kriteria .ini gagal, rnisalnya pada loop pipa U dengan panjang kaki U yang tidak sarna, atau pada pipa dengan loop seperti gigi gergaji yang dari ankor Ice.ankornya hampir segaris dengan geriginya.

,1

Selain catatan kaki yang diberikan oleh kode tersebut, perubahan nilai Ki clari kriteria ini pada Edisi 1999, dibandingkan Edisi 1996, tampak kode ini tidak konsisten walaupun dengan penambahan parameter SA/Ea pada edisi terakhir seakan-akan ada perbaikan, tapi sebetulnya perbaikan ini menimbulkan ketidak pastian yang lebih

']

Desain Pipa clanKomponen Pipa

2-18

besar. Misalkan llntuk material pipa yang sering digunakan nilai SA= 15 ksi dan Ea=30

Msi, jadi.nilai SA/Ea=1l2000. Dengan kata lain perubahan edisi 1999 mengurangi nilai KI dengan faktor Yz untuk satuan SI dan dengan faktor 11200 atau satuan US menjadi lebih konservatif dibandingkan satua SI? Selain dari ketidak pastian ini dan juga rumus ini tidaklah semudah yang tampak dalam pemakaiannya, maka metode tabel dan grafik lebih banyak digunakan dalam menentukan apakah kalkulasi formal diperlukan atau tidak.

2.3.3 Spring Hanger Spring Hanger/Support (tumpuan berpegas) digunakan sebagai alternatif dad tumpuan rigid, dimana berat dari pipa dapat ditahan tetapi perpindahan karena ekspansi termal tidal< ditahan atau diakomodasi oleh perubahan panjang dari pegas. .Spring hanger/Support dibedakan menurut reaksi pegasnya menjadi dua klasifikasi, yaitu VariabelSpring dimana beban pada pegas bervariasi tergantung dad posisi pipa dan Constant Spring dimana beban pada pegas nilainya tetap tidak tergantung dari posisi pipa.

'1 ]

~]

Data yang perlu ditentukan atau dihitung tidak sama antara Constant Spring dan Variabel.Spring. Untuk Constant Spring, data yang diperlukan adalah gaya konstan yang. diberikan oleh pegas ke pipa yang' diperlukan untuk menahan berat pipa (Sustained LQad). Pemilihan Varibel Spring Hanger/Support tidak sesederhana Constant Spring. Ada .dua data utama yang dibutuhkan yaitu konstanta pegas (Spring Rate) dan besar .perpindahan.termal (thermal movement) untukmenentukandimensi dad pegas. Selain .itu batasanbebanmaksimum sampaiminimum yang disebut working range load dad pegas harus diperhatikan dalam pemilihan atau perancangannya. Prinsip peran~angan Variabel Spring Hanger 'adalah pada kondisi operasi, kesetimbangan terjadi antara beban karena berat pipa (kondisi .instalasi) dengan beban karena, termal. Beban pada kondisi operasi biasanya disebut Hot Load (HL), yaitu Beban Kondisi Panas, yang sebetulnya tidak, terlalu tepat penamaannya untuk pipa .proses pendinginan dimana temperatur operasi dibawah temperatur kamar atau temperatur instalasi.

',j

"']

'J -]

Beban pegas pada saat dingin selanjutnya disebut Cold Load (CL) atau juga beban instalasi (installation load) "yang tidak balans" disebabkan karena berat pipa saja. Sementara beban pegas yang terjadi pada saat kondisi panas/operasi (operating load) disebut Hot Load (HL). ", Dua kondisi beban yang berbeda "dibalanskan" oleh gaya reaksi pegas karena , perpindahan termal, yaitu : (2.31)

CL.,=HL + kb.t1, Dimana k = konstanta pegas Llth = perpindahan termal pegas "SebUM kriteria standar diperkenalkan pemilihan/perancangan yaitu: . Ll Desain Pipa dan Komponen Pipa

oleh spring support

IIHL-

eL11

k*

vendor dalam

(2.32) 2-19

~("J

LoadVariation

= Variability =

HL

=

HL

Ih

-.....:'


2-20

Pada pemilihan . hanger, parameter variability harus diminimalisasikan, biasanya dimulai dari 25% kebawah, Jika variabilityuti nilainya sangat kecil atau mendekati 0

(nol), maka Variable Spring berfungsi sama dengan Constant Spring. Kita dapat merancang (memilih) Spring Hanger mana yang diperlukan dengan menggunakan Tabel beban dan Perpindahan dari katalog vendor Spring Hanger/Support, seperti yang terlihat di' Tabel berikut yang mengadopsi sebagian data dari Katalog Piping Technology & Product.

Tahapan PerancanganIPemilihan 1.

Spring Support adalah sebagai berikut:

Analisa model pipa dengan rigid support di temp at dimana spring SUPP9rtakan dipasang untuk beban sustained (berat pipa). Reaksi pada rigid support diasumsikan sebagai Hot Load (HL) untuk sistem dengan spring support nantinya

2. Hitung perpindahan termal (6th) akibat ekspansi tennal di lokasi rencana spring support untuk model tanpa rigid support tersebut diatas. 3. Tentukan nilai Variability yang dinginkan (25% atau kurang) 4. Cari di tabel ukuran spring (Spring Size) dimana beban HL yang didapatdari perhitungan berada kira-kira di tengah-tengah working range.

5. Hitung maksimum k = Variablity* HL max

konstanta

spnng

dengan

persamaan

berikut

1I.0.lel'IIIaili

6. Untuk kolom spring size yang dipilih pada butir 4, tentukan Working Range dengan meneari spring rate (konstanta pegas) yang lebih keeil dari kmax yang dihitung pada butir 5. '.\

7. Hitung Cold Load (installation load) CL = HL + k* .0.termal, Pastikan .CL ini masih berada dalam Working Range Load dari spring size yang dipilih. Jika CL ini berada diluar working rage load maka pilih spring size yang lain (yang berdekatan) dan ulangi mulai butir 4. .

2.3.4 First Rigid Criteria Resting SUPPolt,yaitu tumpuan pipa yang fungsinya menahan pipa supaya tidak turun .karena berat matinya, seringkali karena beban terrnal ekspansi pada kondisi operasi terangkat (lift up). Jika hal ini terjadi pada sebuah resting support, maka fungsinya . tersebut ..dipindahkan ke resting support ataupun ankor nozzle yang berdekatan dengannya, Untuk kasus seperti, penggunaan spring support sebagai pengganti resting support menjadi sebuah altematif yang tepat. .Karena. .mahalnya spring hanger, terutama constant spring hanger, maka pemakain springhanger dalam.perancangan harus dihindari sebisa mungkin. Salah satu earanya untuk kasus Iift-up diatas, teknik yangdisebut.First.Rigid Criteria dapat diterapkan .

.)

.

(

Hold Pipe Down

Three Supports witti No LlP.!ift

Here

.

Tujuan ..utama ..dari. teknik ini adalah menempatkan rigid support yang menahan pergerakari pipa kebawah maupun keatas untuk meniadakan lift,,:,up, dengan memperhatikan tegangan ekspansi termal tetap dibatas arnan.. Penempatan rigid support ini dilakukan dengan menerapkan prinsip yang dipakai pada metode Guided Cantilever, yaitu jarak minimum ujung pipa yang memuai ke rigid support yang pertama pada pipa yang menerimalmeredam pemuaian ditentukan dengan rumus berikut: . 6ER.flTH SALL

Dimana Sail = teganagn yang dijinkan untuk ekspansi

(2.33)

·'·..'1.j, .-.-

"~l ,] OJ

J

::] "I .: ::J

]

2.3.5 Sistem Pipa Fleksibel vs Sistem Pipa Kaku Ada dua teknik pendekatan yang berbeda dalam merancang sistem pipa, yaitu sistem pipa yang kaku (Stij}) dan sistem pipa yang fleksibel. Pendekatan sistem yang fleksibel lebih rnudah dimengerti dan dapat dilakukan desain kalkulasinya secara manual seperti metode kalkulasi sederhana yang diuraiakan diatas. Pendekatan ini menggunakan prinsip semakin fleksibel sebuah struktur semakin rendah tegangan yang akan terjadi. Fleksibilitas dari sistem pipa dapat dibuat dengan beberapa cara, antara lain misalnya dengan menambah expansion loop yang memberikan kebebasan bergerak pada pipa..Metode pendelcatan ini hanya ekonomis untuk pipa yang murah harganya, karena penambahan loop .berarti penambahan material pipa dan, terutama elbow yang harganya relatif maha1. Disamping itu penambahan loop tidak menguntungkan dari segi proses' karena penambahan pressure drop yang biasanya tidak diinginkan. Sistem pipa fleksibel tidak membutuhkan tumpuan pipa yang terlalu banyak dan biasanya jenis tumpuannya sederhana dan murah serta tidak menuntutkemampuan .:enjil1iiring yang tinggi. Karena teknik perancangannya bisa dilakl~kan dengan kalkulasi manual.maka komputer sebagai' alar bantu tidak menjadi keharusan. Sistem pipa fleksibel Iebih menguntungkan diterapkan pada sistem pipa yang. tidak terlalu kritis sepertiflare lines, drainage system, exhaust. . "...Jika material pipayang digunakan mahal atau tidak ada ruangan yang cukup untuk -:membuatioop, maka pendekatan kekakuan·. (stiffness') menjadi alternatif.. Metode . pendekatan ini dilakukan dengan membuat sistem pipa lebih kaku dengan menambah pipe restraint, yaitutumpuan pipa (pipe support), guide, anchor danlainnya. Metode ini semakin popular penggunaannya di offshoreplatform dimana keterbatasan ruangan merupakan faktor penting, dan juga pada on-shore petrochemical plants, dimana sistem modular diterapkan. Metode ini relatif lebih sulit dilakukan jika dibandingkan dengan metode pipa fleksibel karena disini tegangan yang terjadi dibiarkan cukup besar tetapi tetap terkontrol dan dibatasi. Dengan semakin mudahnya penggunaan .piranti lunak untuk menghitung tegangan pipa (piping stress analysis software) dalam . perancangan pipa rnaka metode ini semaking seringditerapkan, Sistem pipa kaku lebih ekonomis karena menggunakan lebih sedikit elbows yang diperlukan pada sistem pipa fleksibel, tetapi bisa juga .jadi .lebih mahal karena penggunaan jumlahtumpuan pipa yang lebih banyak. .Efisiensi penggunanaan ruang , merupakan keuntungan yang sangat menarik, khususnya j ika ruang yang tersedia sangat terbatas seperti pada offshore platform dan sistem modularisasi (skid), dan perpipaan di kapal. Selain keuntungan dari segi ruang, dibandingkan dengan sistem pipa fleksibel, sistem pipa kaku lebih aman (safe life approach), yaitu jika terjadi kerusakan (failure) seperti kebocoran .kemungkinan besar sistem pipa secara keseluruhan akan .tetap utuh karena pipa-pipa dipegang oleh banyak tumpuan pipa (pipe restraint). Selain itu sitem pipa kaku akan lebih menguntungkan untuk menahan beban dinamis seperti getaran motor, beban angin dan beban gempa.

'.Desain Pipa dan Komponen Pipa

2-22

.]

o

•I.l.l.[5 c" RA .I •:.•.;:n·_E w.·..

1'-]

,.J ~.'."J.•'. -j

""'j

,J

(""",'

rl ~;

~] ".:,

)

<] ')'1

.\J :--1 ~_--:I

·"1

::1 ')

']

\':J 'i

.'

.,J "j

BAB 3

I TlaJA

BEBAN OKASIONAL (TEKNIK KUASI STATIS)

1

3.1 BebanRandom 3.1.1 BebanAngin dan Gust Factor 3.1.2 BebanGenlpa(g-factor), 3.2 BebanKejut. ; ·; 3.2.1

Gaya Fluida

3.2.4 3.2.2 3.2.3

Bebanquai statik pada ReliefValve BebanFluid Hammer BebanAliran Slug

~ , ;

9 ;

~

~

2 3 7 8

11 13 14

,1 "a...J

,~'J

Bab3 Behan Okasional (Teknik Kuasi Statts) ef"l

Beban okasional adalah beban primer yang terjadi hanya dalam waktu yang singkat dan jarang kejadi.aannya. Karena beban ini hanya sebentar bekerjanya, kegagalan karena beban ini tidak .akan mengakibatkan kegagalan karen a rangkak (creep), sehingga tegangan yang.terjadi diperbolehkan melebihi tegangan akbibat beban primer yang tetap (sustained load), Keringanan ini berbeda antara kode pipa, yaitu 33% untuk ANSI B31.3 dan 15% dan 20% untuk ANSI B31.1.

-'-, ~'-'

'.·.·::-.1

'~,"

_. ·"r.·.-1··

Tegangan akibat beban okasional dikombinasikan dengan beban tetap seperti berikut ini: ANSI B31.3:

"

(3-1) ANSI B31.1:

''')

ra ,

,-J.

- - + 0.75iMA

0.75iM

+ n

<

kS

(3-2)

41n Z Z - " Dimana k = 1.15 jika durasi beban okasional bekerja kurang dari 10% dari waktu operasi k = 1.20 jika durasi beban okasional bekerja kurang dari 1% dari waktu operasi MA = momen resultan beban tetap MB = momen result an beban okasional

-:~] i~]

Yang termasuk beban okasional pada perpipaan adalah:

,'] .,

'. ' -.1. ..

'

•

Beban angin

•

Beban gempaiseismic

.•

Beban transient .karena perubahan tekanan (pressure surge) maupun temperatur seperti beban kejut pada PSV, fluid hammer.

.

t,

, ~_J ,

.r.".'

1 j. ".

..

- r

.

Beban igi sifatnya dinamis karena perubahan dari beban ini, baik besarnya maupun arahnya, sangat cepat .sehingga pipa tidak cukup waktu untuk merespon seperti beban .yang. statis, Karena itu untuk mengevaluasi akibat beban ini seharusnya dilakukan dengan , analisa dinamis. Sebagai alternatif dad analisa dinamis, beban yang dinamis boleh dilakukan dengan memakai teknik analisa kuasi-statis, dimana beban dinamis dimodelkan sebagai bebanstatis dengan diperkuat harganya dengan faktor tertentu yang secara umum .,d: i_sebut faktdr beban dinamis (Dynamic Load afactor- DLF). Teknik analisa kuasistatis tidak menghasilkan perhitungan yang lebih akurat dibandingkan dengan analisa dinamis, tetapi karena jauh lebih sederhana dan lebih cepat perhitungannya, sering digunakan pada .fase perancangan selama faktor bebandinamis dapat ditentukan secara konservatif. Beban okasional ini dibedakan disini menurut profil beban sebagai fungsi waktu, yaitu beban yang acak (random) dan beban kejut.

1

\.1

Beban Okasional .

3-1

, ""1 "

3.1 Bel;>an Random Beban berubah besar dan arah secara acak, walaupun ada karaketer yang dominan pada profil beban. Behan yang termasuk tipe ini adalah: • Beban angin: Jika udara mengalir (angin) menumbuk permukaan dinding pipa akan menimbulkan "tekanan equivalen" pada pipa yang disebabkan berkurangnya momentum yang dimiliki angin tersebut. Walaupun .angin memiliki sifat-sifat yang prodominat seperti arah dan kecepatan rata-rata, namun perubahan arah dan kecepatan tersebut sering terjadi, misalnya karen a gusting. Perubahan arah dan kecepatan angin ini bersifat acak (random). Profil kecepatan angin sebagai fungsi waktu seperti terlihat digambar ini.

Kecepatan Angin

t]

Waktu

"1 " ,,~J ,:.",r-) J

.

\ . ~,,_.:'J

• Be,ban gernpa: .Beban ini disebut juga beban seismik, disebabkan oleh bergeraknya tanah secara random yang melalui anchor struktur/pipa ke tanah dan rnenyebabkan beban inersia dari struktur/pipa yang terinduksi. Pergerakkan tanah yang random tersebut sebenarnyamerupakan somasi yang ,tak-hinggajllmlahnya dari pergerakkan tanah yang sifatnya siklus (harmoriis). Profil beban gempa .sebagal fungsi waktu sep~rtiyang~erliQat digambar dibawah ini, lama/durasi gempa terjadi' antara 20s-30s.

] ..

,

·:.'.· .· ·.·

,

..

1·

.

~]

/:J ..'.•J ..•.... .. "

,

':..1

Beban Okasional 3-2

3.1.1' Behan Angin dan Gust Factor Momentum dan energi angin dipindahkan ke pipa melalui tekanan ekuivalen angin qz. Tekanan angin ini setelah dikalikan dengan sebuah faktor penguat (Gusting factor) bekerja pada luas permukaan proyeksi pada pipa dengan memperhatikan faktor bentuk Cd .dan sudut antara arah angin terhadap pipa, maka diperoleh beban angin, yaitu:

e

FWL= q, Gz CdA sin Dimana = tekanan ekuivalen angin qz Gz = Gust- Factor Cd = koefisien bentuk = 0.5 -1.2 tergantung kekasaran dan tinggi pipa

,J.

:A

e

(3-3)

=D. I =

sudut antara sumbu aksila pipa dan arah angin

Atau beban angin per satuan panjang pipa menjadi (3-4) .Tekananekuivalen angin qz adalah energi angin yang besarnya berbanding lurus dengan berat jenisudara dan kecepatanangin dalam kuadrat, atau (3-5)

Cqz=~ylgy2 dimana y = berat jenis udara = 0.0765 lb/ft" = 12.01 N/m12.01S2 g = percepatan gravitasi = 32.2 ft/sec2

= 9.8 m/dr'

V

= kecepatan dasar angin (mph atau m/dtk)

,Atau,~yring ditulis dalam kode setelah nilai berat jenisdan gravitasi dimasukkan

qz

= =

0.00256 y2 (psf) 0.613 V2 (N/m2)

(3-6)

dimana V = kecepatan dasar angin (mph atau m/dtk) Kode ASCE#7.menaikkan besar tekanan angin ini dengan memperhatikan faktor seperti koefisen expsoure K, dan koefisien Impotance I pada edisi 1993. Pada edisi 1995 ditambah .lagi faktor topografi Kzt• Pada edisi 1993 tekanan ekuivalen angin adalah:

qz

=

=

dimana

0.00256 Kz (YI)2 (pst) 0.613 (YI)2 (N/m2)

x,

K,

= koefisen expsoure

I

=

Beban Okasional

(3-7)

faktorimportansi dari kehunian 3-3

- i

Pada edisi 1995 (1997), menjadi: qz

= =

(3-8)

0.00256 K, Kzt V2 I (psf) 0.6 I3 «, KztV2 I

CN/m2) dimana Kzt = koefisien topografi

: ~l -

,

Koefisien exposure tergantung pada areal dimana struktur pipa berada, yaitu seberapa besar keterbukaan (exposure) dari areal tersebut. .Sebagai contoh pipa yang berada didaerah .lapangan terbuka akan merasakan angin lebih banyak dibandingkan didaerah tertutup seperti dalam kota. Areal ini baik pada edisi 1993 maupun 1995 (1997) dibedakan dalam 4 kategori, yaitu A.

Ditengah kota hunian padat

B.

Dipinggir kota atau daerah hutan

C.

Areal terbuka dengan halangan lebih rendah dad 30 ft (9.1 m)

D.

Areal datar, tanpa halangan terbuka untuk angindari laut

"'1 \

Tabelberikut diambil dad ASCE#7 1997 untuknilai koefisen expsoure Kz: ...

ft 0-15

'.

20 25 30 40

SO

....

,'.i".

.<,~-,-.)

)I ~,J

"] ",] .~

(m) (0-4.6) (6.1) (7.6) (9.1)

(12.2) (15.2)

(1S) 60 (21jf 70 (24.4) 80 .(27.4) '90 100 '(30.5) 06.6) 120 140 ' (42.7) 160 1 '(48.8) 180 ...(.54.9) (61.0) 200 .(76.2) 250 (91.4) . 300 350 . (106.7) 400 121.9) 450 137.2) 152.4) 500

A

.'

Case 1 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.68 0.73 0.78 0.82 0.86 0.90 0.98 1.05 1.12 1.18 1.24 1.29

C

B Case 2 0.32 0.36 0.39 0.42

0.47 0.52 0.55 0.59 0.62 0.65 0.68 0.73 0.78 0.82 0.86 0.90 0.98 1.05 1.12 1.18 1.24 1.29

Case 1 0.70 0.70 0.70 0.70 0.76 0.81 0.85 0.89 0.93 0.96 0.99 ].04.. 1.09 1.13 1.17 1.20 1.28 1.35 1.41 1.47 1.52 1.56

Notes:

'"J

,

.

'

.. '

Exposure (Note 1)

Height above ground level, z

)

Casel 0.57 I

0.62 0.66 0.70 0.76 O.SL

0.85 0.89 0.93,' 0.96 ' 0.99' 1.04 1.09 1.13 1.17 1.20. 1.28 1.35 1.41 1.47

1.52 1.56 .:

D

Cases 1 & 2 Cases 1 & 2 1.03 0.85 1.08 0.90 1.12 0.94 Lt6 0.98 . l.22 1.04 "1.27 L09 " ," 1.13 1.31 1.34 1.17 1.38 l.21 1.40. 1.24 1.43 1.26 . 1.48 1.31 1.52 1.36 1.55 1.39 .' 1.43 1.58 1.46 1.61 1.68 1.53 1.73 1.59 1.78 1.64 1.82 1.69 1.86 1.73 1.89 1.77

I

1 . C a s e 1 : J

_J

a. AJI components and cladding. b. Main wind force resisting system in low-rise buildings designed using Figure 6-4. Case 2: a..All main wind force resisting systems in buildings except those in low-rise buildings . .. designed using Figure 6-4. ' b-. All main wind force resisting systemsin other structures .

Beban Okasional

3-4

Tabel berikut nilai koefisen expsoure Kz: dan Gz menurut ASCE#7 1993 untuk kategori exposure D: .Height Above Ground Le"el, z 0-15

I

(tt)

2 0

".

_

.N......

1.2i

1.14

_0

1.32

1.13

SO

"1.37 lAS

'1.12

+ ••

40 50 _

...

60 :

_

.

70 80

'_-11>

4..:.t

.. _ ...

011

90

1120(0}' ~

" .... . -

.......

If

.......

.". '.-

",

1 4 0

, ' ....- ... "., l S O '_._0"

'_""'!SO

,.

~-

".'.""

.

,.

If,.HUI>. 'If"

_

..~_

"4'_'''_'

..

·1.10

1.5S

1.63 1.61

1.09 1.08 1.0S

1.71 1. 7 5

1.07

-, -

...

~~~

.....-

1.87

,

1.11

1.52

'."".' ... ,'1 : 8 i ~.' ,.

N.. .

.:-- .

',. .....".".. ..w_. "'·....

Gz

1.15

,, -

." I.'

.~.... I

I

Kz

1.20

'1.92

" ..,. Urt

1.07

)~~?." 1.0~ " 1.05 1;04

Faktor importansi hunian (Importance Factor) memperhitungkan derajat kerugian yang terjadi pada rnanusia maupun materi jika terjadi kerusakan. Jenis dari bangunan diklasifikasilagi menjadi 4 kategori, tapi klasfikasi ini berubah dari edisi. 1993 ke edisi 1995 (1997). Menurut edisi 1993 klasifikasi ini adalah: 1.. Kategori. I:. Semuajenis bangunan dan gedung kecuali 'yang termasuk kategori II,III dan IV (1=1.00) 2. Kategori II: Bangunan dan gedung yang berada didaerah hunian >300 penduduk (I= 1.07) .'. 3. Kategori III: Bangunan penting seperti rumah sakit, pemadam kebakaran, polisi. (I=l.07) 4. Kategori IV: Bangunan yang menyebabkan tingkat bahaya yang rendah pada manusia jika terjadi kerusakan, seperti gudang, fasilitas pertanian (1=0.95) Menurut edisi 1995dan 1997 klasifikasi ini adalah: 1. Kategori I: Bangunan dengan tingkat bahaya yang rendah pada manusia jika terjadi kerusakan, seperti gudang, fasilitas pertanian (1=0.87) 2. Kategori II: Semua jenis bangunan dan gedung kecuali yang termasuk kategori 1,III dan IV (1=1.00)

Beban Okasional

3-5

3. Kategori III: Bangunan dengan tingkat bahaya yang berarti bagi hidup manusia, seperti daerah hunian >300 penduduk, pabrik petrokimia, tanki timbun. (1= 1.15)

]

4. Kategori TV:, Bangunan penting seperti rumah sakit, pemadam kebakaran, polisi. (1=1.15) _

~l ~ !

0

.Koefisien topografi l(zt rnulai diperkenalkan sejak edisi 1995, memperhitungkan efek percepatan dari angin jika melewati bukit atau sejenisnya. Biasanya nilai Kzt adalah 1. Nilai ini menurut ASCE#7 edisi 1997 adalah:

(3-9)

Kzt = (1+KIK2K3)2 dimana

KIK2K3

didapat dad tabel berikut

f

TQPographlc Factor, KZI Figure 6-2 I

,-)

.J

t

--I J

!'""-"

r--

!&

~

=» ~iFf· JlIlI VSp ..d-up

I, ~

x(Upwlnd)

')

H

~

" ESCARPMENT

-

'8

rSpeed.up x (D... nwlnd)

xIV"wlnd) ~

~

7

,

'.

11111 ,II Ilnll --v",«

2-D RIDGE OR 3·0 AXISYMMETRICAL HILL

Topographic Multipliers for Exposure C

,,'

.HIL~ 2-D

RIdge

0.20 0.25 0.30 0.35 0.40 0.45 0.50

,

0.29 0.36 0.43 0.51 0.58

0.65 0.72

K Multiollcr 2-D

Escarp. 0.17 0.21 0,26 0.30 0;34 0,38 0.43

3-0 Axlsym. Hill

0.21 0.26 0.32 0.37 0.42 0.47 0.53

xfL.

0.00 0.50 1.00 1.50 2.00 2.50 3.00 3.50 4.00

K,Multioller 2-D All Escarp. Other Case! 1.00 1.00 0.88 0.67 0.75 0.33 0.63 0.00 0.50 0.00 0.38 0.00 " 0.25 0.00 0.13 0.00 0.00 0.00

. .;

J _' 1 ~.J ,/

1

J -,J

"

zlLb

K Multlnller 3-0 2·0 RJdge Escarp, -AxlsyOl. 2-D

Hili

0.00 0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60, 0.70 0.80 0.90 1.00 1.50 2.00

1.00 0.74 0.55 0.41 0..30 0.22 0.17 0.12 0.09 0,07 0.05 0.01 0.00

1.00 0.78 0.61 0.47 0.37 0.29 0.22 0.17 0.14

0.11 0.08 0.02 0.00

1.00 0.67 0.45 0_30 0.20 0.14 0.09 0.06 0.04 0.03 0.01. 0.00 0.00

Notes: 1. For values of HlLh, xlLh and z/L, other than those shown, linear interpolation is permitted. 2. For HlLh > 0.5, assume HlLh == 0.5 forevaluating KI and substitute 2H for Lh for evaluating Kl andK3• 3. lv!-ultipliers are b~sed on the assumption that wind approaches the hill or escarpment along the direction of maximum slope. 4. Notation: H: H~ight of hill. or escarpment relative to the upwind terrain, in fect (meters). Lh: Distance upwind of crest to where the difference in ground elevation is half the height of hill or escarpment, in feet (meters). K1: Factor to account for shape of topographic feature and maximum speed-up effect.

_]

K1:

Factor to account for reductio n in speed-up with distance upwind or

down wind of crest.

KJ:

B

Factor to accou nt for reduct ion in speedup with height above local terrain . x: Di~tan ce (upwi nd or down wind) from the crest to the buildin g site, in feet (meter s).

z: Height above local ground level, in feet (meters ). It: Horiz ontal attenu ation factor. y: Heigh t attenu ation factor.

.-6

C]

<1 3.1.2 Behan Gempa(g-factor) .

-

'•·..···.'.·1·

.

]

q "J

"]

. .J I

Kode pipa B31.1 dan B31.3 secara eksplisit menyebut beban lateral karena gempa harus diperhitungkan dalam perancangan dan metode perhitungan boleh menggunakan teknik yang dijelaskan di 'lwde ASCE #7 (American Society of Civil Engineers) atau UBC (Uniform Building Code). Pada kenyataannya dua kode dari disiplin teknik sipil ini dapat .berubah banyak pada setiap edisinya. Beberapa edisi dari kode ini dijabarkan dibawah .

ASCE#7 Edisi 1988, 1982)

UBe 1982 (ANSIA58.1

......KodeASCE #7edisiJ988, dijelaskan dalam [Diehl] sama dengan metode menurut kone ANSI A5S..l edisi 1982 dan UBC edisi 1982[Jawad84]. Menurut penjelasan ini beban total diarah lateral akibat gempa adalah: (3-10)

V=ZIKCSW dimana Z = koefisien zone gempa = 118 untuk zone 0 (hanya pada ANSI 58.1) = 3/16 untuk zone 1 = 3/8 untuk zone 2 = 3/4 untuk zone 3 = 1 untuk zone 4 I = Important factor pemakai = 1.0 untuk pipadan bejana tekan K = konstanta jenis struktur = 2.0 untuk struktur selain gedungtermasuk pipa dan bejana tekan C = faktor beban geser = 1I(15T) 1/2 < 0.12 T = periode natural dari .struktur . S = koefisien soil =1.0 - 1.5, dimana CS <0.14 W = berat mati dari pipa

Nilaifaktpr g. yaitu sejenis faktor beban.dinamis untuk gempa, diperoleh dari total beban lateral ini dibandingkan dengan beratmati .atau: . g= V/W=ZIKCS

,.J

-~]

Jika diambil nilai yan konservatif untuk pipa dari persarnaan diatas, yaitu CS =0.14, K=2·9,J==1~O,maka didapat nilai faktor-g tergantung pada zona seperti tabel berikut: Zona Gempa

Perhitungan

4 3 2 1 0

(1)(1)(2)(0.14)

':] )

/'] 'J :

(3-11)

•

(3/4)(1 )(2)(0.14) (3/8)(1)(2)(0.14) . (3/16)(1)(2)(0.14) (1/8)(1 )(2)(0.14)

Faktor g .

0.2800 0.2100 0.1050 0.0525 0.0350

"')

]

Beban Okasional

3-7

~!~~!;' iU[$

" '~ I 'i, _ '.:

:

n.

I TIJARA

I

VEC 1994 Kode UBC pada edisi 1994 memberikan tuntunan yang bebeda, yaitu nilai total gaya lateral:

~• .,. (3-12)

V=ZICIRw W

_. r

dimana Z = koefisien zone gempa = 0 untuk zone 0 = 0.075 untuk zone 1 = 0.15 untuk zone 2A = 0.20 untuk zone 2B = 0.30 untuk zona 3 = 0040 untuk zone 4 I = Important factor pemakai

'·~·,.'···...·l·

.] "

C R

t

!'

= 1.0-1.5 = koefisien =

gempa UBC koefisien kemampuan struktur meredam gempa

-

~" .\'_ ..

'--1 /

".1

r-l .,' J

,.,J

.')

'"

" .' 1..' . .

_""

ASCEN7,edisj J997 .memperlihatkan perubahan yang lebih banyak dibahas lebih jauh oleh Diehl dalam. artikelnya yang dipublikasikan di. Mechanical Engineering News Vol. 33(Oct.2002).

3.2 Beban Kejut Perubahan tekanan dan/atau temperatur secara mendadak karena sebuah proses dapat menimbulkantegangan dan gaya yang perlu diperhiturigkan besarnya. Beban yang terjadi akibat perubahan mendadak ini memiliki karakteristik impuls/kejut, yaitu dari tidak ada beban meningkat sampai maksimum, kemudian setelah durasi tertentu aksi beban ini menghilang kembali. Contoh dari jenis beban ini adalah: ,.

,] ,J] .),,:.

,J l

..

,:

",'_

Behan Relief valve: Jika tekanan sistem pipa mencapai .level tertentu, rnaka relief valve akanterbuka membebaskan fluidakeluar untuk .menurunkan tekanan dalam pipa. Sewaktu melepaskan f1uida tersebut timbuI gaya yang bekerjadengan prinsipjet pada. valve atau pipa venting. Gaya ini berubah dari nihil sampai nilai maksimum selama valveitu mengalami pembukaan, lalu niIai itu tetap selama valve itu terbuka penuh untuk membebaskan fluida secukupnya sehingga overpressure itu menghilang, kemudian valve menutup dimana besar gaya dari nilai rnaksimum berkurang sampai nihil selama proses menutupnya valve tersebut.

1 '] ,

Gaya ~i

~~!4~ VV~a~~~u~~~~!~~_.~ ./~? .~

.j

Beban Oke

." . ' . '

,,/

' ,I

..

"

\ ,;/

,]

.

Lama Pernbukaan valve

Lama Beban bekerja = masalflowrate

Lama Penutupan valve

3-8

] "

"..J'. t;

J )

",

-".".: '] .

~""

-] '1]

';'.

•

Beban karen a water/fluid hammer: Jika aliran fluida diberhentikan secara tiba-tiba oleh pompa atau valve yang menutup, fluida dari pipa upstream tidak bisa Iangsung berhenti langsung, fluida itu memberikan tambahan kompresi (tekanan) di area penutupan. Disisi yang lainnya dari area penutupan (valve atau pompa), aliran meninggalkan tempat penutupan tersebut menyebabkan penurunan tekanan. Perubahan tekananan ini (kompresi ataupun dekompresi) ikut mengalir dengan fluida. Perbedaan tekananan ini pad a pipa lurus antara dua bend/elbow menyebabkan gaya aksial yang tidak.balans. Karena batas perbedaan .tekanan ini ikut mengalir, dengan kecepatan suara .di fluid a, beban yang tidak balans ini juga berpindah dari satu segment pipa lurus ke segmen pipa lurus lainnya. ,

.

)

G

a y

a ii.,. Lama Penutupan valve

:]

Waktu

" ..I.. , ..

LamaBeban bekerja= panjang segmen pipaI kecepatan suara eli fluida

Penutupan valve

• Beban .Slug; Beban kejut lain yang disebabkan bukan karena perubahan tekanan secara mendadak rnelainkan karena perubahan momentum secara mendadak adalah beban karena aliran dua fase atau .lebih :dikenal •.d. iperpipaan dengan sebutan aliran slug dan aliran slurry. Beban ini terjadi karenamomentum dari slug yang berbeda densitasnya dengan densitas.sistern fluida secaramenyeluruh. "

32.1 GayaFluida

"l \ ,..1

,'.j

J

. B e b a r i k e j u t y a n g d i s e b u t d i a t a s k e s e m u a n y 2 t e r m a i u k k a t e g o r i b e b a n o

kasional, dan kesemuanya dipicu dari rnekanisme fluida .yang merigalir dalam pipa. Karena itu ,pengetahuan dasar tentang mekanika fluida, khususnya mengenai gaya-gaya fluida diperlukan untuk menjelaskan beban okasional darifluida.ini.. Persamaan kekekalan momentum yang dapat diturunkan dengan penerapan persamaan Newton pada fluida menjelaskan kesetimbangan gaya yang terjadi pada fluida akibat tekanan, gaya berat dan gaya momentum dari fluida itu sendiri dengan gaya-gaya luar yang bekerja pada fluida seperti akibat gesekan dinding pipa. Gaya berat akibat gravitasi, sudah diikutsertakan dalam berat mati pipa, atau dikonversikan dalam bentuk tekanan hidrostatik jika perlu. Beban akibat tekanan dan momentum dari fluida dibuat setimbang oleh gaya .luar. dad dinding pipa akibat perubahan arah pipa ataupun halangan dari komponen pipa lain seperti blanks dan orifice. Untuk kasus perubahan arah pipa seperti pada gambar berikut ini: " Beban Okasional

3-9

']"" \

:r.·.·.l

"

~. · ·······.'.1·.

"

..

J ,

;-1 ~."<".

) cJ ..

)

'...']•' :. "

-

'~,

.•

']

.,

~.... , .

. :r'

1

Kesetimbangan gaya dari fluida dengan gaya dari dinding pipa adalah (3-13)

Fxl = (pV2+p)A (1- coss l). FyI = (pV2+p):A (sinal) , '.Fx2 = (pV2+p)A (1- cose2) Fy2 = (pV2+p)A (sine2)

Dimana p = rnasa jenis fluida V = kecepatan aliran partikel fluida p = tekanan fluida (pressuregauge) A = luas penarnpanda dalam pipa= 7t/4 di2 .Jika-sudut perubahan arah dan nilai parameter fluida pada bend/elbow yang saling behadapan sarna be,sar maka gaya-gaya ini saling menghilangkan (setimbang) dengan .asumsi gaya.ini dapat "dialirkan" melalui dinding pipa diantaranya. Pengecualian terjadi .jika .dinding pipa jni tidak rigid, misalnya karen a ada expansion joint, ,maka kesetimbangan harus dibuat oleh ankor atau stopper,

.Nilai parameter fl!iipa (kecepatan V, masajenis masa jenis .p, dan tekanan p) pada aliran fluida yang tetap/tunak (stationair flow) pada dua buah elbow yang berhadapan akan

.sama sebar, Sementara jika terjadi aliran transient (dinamis) rnaka nilai besaran fluida ini

.bisa tidak Sarna dan menimbulkan gaya tidak seimbang pada pipa selama kurun waktu .tertentu, yang besarnya adalah: Fx = (P2vl+P2)A2 0" cose2) - (P1VI2+Pl)A1 (1- coset) Py.= (p2vl+P2)A2 (sine2)- (P1Vt2+Pt)At (sine 1)

(3-14)

I

Dimana indeks menunjukkan elbow 1 dan'Z .. .-' )

Beban Okasional

, "j

3-10

_.,i.·~.:.··.··l "

..

;.

f1

""\

3.2~2 Behan quai statik pada Relief Valve Besar gaya thrust yang terjadi pada Relief valve terdiri dari komponen tekanan dan komponen momentum. Karena komponen momentum ini berbeda karakternya untuk cairan dengan gas rnaka besar gaya thrust pada relief valve juga berbeda. 1. Relief Valve untuk sistem gas dan uap:

]

Reaksi gaya thrust pada sistem gas dan uap pada sistem buangan terbuka (Open Discharge system) dapat diadopsi dari kode API RP-520. Rumus berikut ini berdasarkan pada kondisi aliran tunak kritis yang dialirkan ke atmosfir:

_J " 1

(3-15) ~

F

....

=w

v(k+i)M +A * 366

0

p

dimana F = gaya reaksi dititik buangan ke atmosfir

)

,-

W v_

L u.

flowrate masa (lb/hr)

=

=pVAg

}J

)J

-]

k Cp C, T

= rasio specific heat (Cp/Cv) v = specific heat padatekanan konstan . = specific heat pada volume konstan ~ = temperatur pada sistem pipa Gpf2,..

)

M v

:.J

berat molekular

=

r

PI

1:JU;::c;h.;r.",

<;:-

f)

=-

t{rtA

Of

fluida 5'~')

ft-c'" ~

rJV~

( 11). ''_ )

( PE'{J )

F I

";]

I~' ,." J

-

..

.--.'.-.}

-,,~ -

-)] ~

,

,_J 2. Relief Valve untuk sistem.cairan: Reaksi gaya thrust pada sistem cairan (likuid) pada sistem buangan terbuka (Open Discharge system) diadopsi dari kode pipa B31.1. Menurut B31.1 besar gaya ini adalah

Beban Okasional

3-11

j

]

~ ......• .

_,.-'

..

-,--"

\

I TI

LlA RA

I

(~ DLj<(.MY / g + A * p) )' dimana ~/. • -,) DLF =Dynamic Load Factor (lJ -2.0) F = gaya reaksi dititk buangan ke atmosfir M = 1.11 * flowrate masa (lb/hr)

=l.ll*pVAg V g

= kecepatan fluida yang' keluar = percepatan gravitasi =32.2 ftlsec2 A = luas penampang pipa buangan p = tekanan statis pada saat discharge Besar DLE yang digunakan untuk memperhitungkan kenaikan heban kejut yang dibandingkan < .beban statis, dimana nilainya antara 1.2 sampai 2.0 tergantung karaketeristk.dinamis dari relief valve (periode natural dan durasi bukaan) seperti terlihat pada grafik berikut: ..

j I

I

I

.I

l j\'

I::

.~

.I! •

J

1

1

•

I

I J

\

!

j

I

I

M

~

.1':

fo;..._,

r- .... ~I

u

UA

J ~

Olt l.D

~JJ

"'"

)

~1

-',J

'. J.. ..... -~'

--

.

Beban Okasional

3-12

ii'

Perlu dicat at bahw a

..ai"ti.id'~:f&~r.·)(ifnl~iwl ill :f1iHI.f,'iJiid'· -, .},u.a1 ii'tFit ,UKaftt1InY,ItRg ~1I8i"t·..·.... imsdi'.qoM;

,

'."

"

, .,

DLF ini berla ku juga untu k beba n kejut lainn ya kare na kesa maan kara kter dari respo ns siste m.

.

.

.,l 1t M t,l lt

M d

G (; t M :ti rt p r. rl t g ·f r

tb

Beban Okasional

3-13

o

Untuk

sistem

tertutup (Close-Discharged system), rumus diatas tidak berlaku sepenuhnya. Dalam hal ini reaksi trhrust tidak menimbulkan gayadan momenpada pipa yang sangat besar kecuali pada tempat dimana terjadi ekspansi fluida yang besar seperti pada surge tank. Antara Relief valve dan surge tank terjadi fenomena perambatan perbedaan tekanaan yang tinggi seperti yang terjadi pada fluid hammer yang akan dibahas berikut ini.

3.2.3 Beban Fluid Hammer Besar gaya pada permasalah fluid hammer terjadi akibat perubahan tekanan mendadak yang besar (pressure surge) ilp. Kenaikkan (penurunan) tekanan ini akan merambat secepat gelombang suara merambat dalam sistem pipa bersangkutan. Hal ini karena ada hubungan erat antara hammering dan sonic (suara). Untuksebelah upstream dari komponen penyebab hammer (control valve atau pompa), kenaikan tekanan dapat didekatkan dengan rumus berikut:

Ap=pc (dv)

(3-17)

dimana

p

=rnasa jenis dari fluida (densitas)

c

=

kecepatan suara dalam tluida () ~. " = -I{Ef/ (p + p (EdE) (d/t)) -t L'(;3,~V'd = -I{k g RT} -----~-~..-.,? ~"'~ dv = perubahan kecepatanfluida yang menyebakan fluid hammer E = modulus elastisitas dari material pipa = 30e6 psiuntuk steel Ef = modulus bulk dari fluida = 313000 psi untuk air d = diamater rata-rata daripipa t = tebal pip a k = rasio specific heat (Cr/Cv} . C, = specific heat pada tekanan konstan C, = specific heat pada volumne konstan T = temperatur pada sistem pipa R = konstanta gas Untuk downstream dari valve atau pompa penurunan tekanan diasumsikan sarna dengan tekanan uap (vapor pressure) dari flu ida. Perbedaan tekanan ini merambat dengat kecepatan suara menjauh dari komponen penyebab hammer. Pada sebuah pipa lurus dengan panjang L, selama waktu T= Llc, terjadi keadaan tidak seimbang antara tekanan pada kedua elbow diujung pipa. Besar dari beban yang timbul ini bisa dikurangi sampai keharga yang dapat diabaikan dengan memperlambat proses penutupan valve atau memperlambat proses pemberhentian pompa. Kriteria lambat adalah jika proses tersebut memakan waktu lebih besar dari 2L1c, dimana L adalah panjang karakteristik dari sistem pipa.

J

~·rJ c>> ··'·0·········.··.·.·

-.~.

P tinggi

F
~C]

~r----

7'.J• .•,. . .

.

t>

:-] \

"J ..

_.P,. rendah

3.2.4 Slug

Beban

L

arahaliran

Aliran

Jika sistern pipa mengaliri fluida multi-fase maka sistem ini dapat mengalami masalah dimana aliran fluida terhambat oleh fase yang lebih padat. Beban ini .ditimbulkan akibat perbedaan densitas yang pada berartijuga perbedaanmomentum yang terjadi . pada elbow ini, Beban slug memiliki profil . impulsif dimana besar gaya maksimumnya adalah

slug flow

(3-18)

Fx = (py2)A (1- cose)

Fy = (p y2)A sine Dimana p = selisih densitas dad slug-fluida Y . = kecepatan slugfluida A = Luas penampang gumpalan I slug, e. = sudut nerubahan arah elbow Beban sebesar ini .bekerja selama t = panjang slug I Y, dan waktu yang diperlukan untuk mencapai beban maksimum ini= Re/V

arah aliran

----.---p

J. ">: .

r

·r

,

f

:J

panjang

!

slug

,

] Beban Okasional _. .....

].

,,",'

3-14

o

IT ...JARA I BAB 4 PEMODE;LAN DAN ANALISA TEGANGAN PIPA DENGAN PROGRAM KOMPUTER CAESAR 11 ; 1 4.1 4.2

4.3

PRINSIP DASAR ELEMEN PIPA PADA KOMPUTER TEKNIK PEMODELAN KONFIGURASI PIP A RESTRAINT ••"

4.3.1

4.3.2 4.4

4.4.3 4.4.4

...·,,",,'1,'

)

)]

4

4

Pemodelan Restraint : Friction ;

;

EVALUASI BEBAN PADA NOZZLE

4.4.1 4.4.2

4.4.5 4.4.6

1

3

;;

APl.610 (Centrifugal Pump) NEMA SM23 Steam Turbines API 617 Centrifugal Compressor API 661 Air Cooler flEI Standard WRCI07 Local Stress

10 11

12

~ ; .:

14 14 15 16 16

-',

.....1. .

~

"~I

~--'\

Pemodelan dan Analisa Tegangan pipa dengan program Komputer CAESAR II

Bab 4

4.1 Prinsip Dasar Elemen Pipa pada Komputer Program komputer. untuk analisa tegangan pipa bekerja berdasarkan prinsip hingga yang dapat dibedakan menjadi dua, yaitu:

elemen

1. Metode fleksibilitas (Flexibility method) dimana besaran yang dicari adalah gaya dan momen. 2. Metode kekakuan (Stiffness method) dimana besaran yangdicari adaJahperpindahan dan rotasi; gaya dan momen dihitung kemudian dengan menggunakan persamaan kekakuan setelah perpindahan dan rotasi sudah diketahui. Program kornputer. kornersial untuk analisa tegangan pipa yang tersedia sekarang umumnya menggunakan metode kekakuan, demikian halnya dengan CAESAR II. Sebagai sebuah. .metode aproksimasi, metode elemen hingga secara umum memakai beberapa asumsi, .Asumsi dasar yang dipakai oleh program elemen hingga untuk analisa .tegangan pipa.adalah pemodelan pipa sebagai elemen garis (elemen I-D) yang bertepatan dengan.sqmbu simetripipa, Elemen garis dihubungkan dengan dua titik nodal (satu pada ujung "From" dan yang lain pada ujung "End"). Setiap titik nodal memiliki koordinat ruang dengan enam derajat kebebasan (3 perpindahan dan 3 rotasi), Pada elemen garis ini .didefinisikan parameter kekakuan yaitu sifat material dan geometri penampang pip a, yang diasumsikan konstant sepanjang elemen.

~J ~~' J rJ ,

r'] ]

[

."

..:

.'

I

.:] 1

,.J

']

I •

]

'1)

Arbitrary Cross Section

::1

(g

Pipe Cross Section

Structural Cross Section

~

•

•

"Stick" Member

] 4-1

Pemodelan dan Analisa Pipa

Selanjutnya beberapa asumsi yang urnum digunakan oleh program elemen hingga untuk analisa tegangan pipa adalah sebagai berikut: •

Stabilitas struktur (local buckling) diabaikan pada seluruh elemen pipa

•

Bidang penampang pipa tetap bidang sebelum dan sesudah deformasi

•

Hukum Hooke berlaku diseluruh penampang pipa dan untuk seluruh reban

•

Gaya dan momen diasumsikan bekerja pada sumbu netral pipa

..

Penampang pipa tidak mengalami ovalisasi akibat beban momen, kecuali untuk elemen bend yang memang diasumsikan ovalisasi

•

Beban diasumsikan bekerja pada struktur pipa dalam keadaan tidak terdeformasi

•

Deformasi rotasi diasumsikan sangat kecil

I

, ,',"1,

Asumsi diatas ini menjadi tidak berlaku untuk kasus-kasus berikut

'c,'"J

1. Pipaberdiameter sangat besar atau berdinding sangat tipis d/t »10. Pipa seperti ini sangat sensitif terhada local buckling. Pemasangan saddle/pads untuk pencegahan local buckling dengan cara mendistribusikantegangan lebih merata.

."

_1~

j

'2.

"'1

:. .,.1

3.

, -J'

~] ''_Cl

Pad dan saddle menyebabkan distorsi geornetri secara lokal, dimana tegangan konsentrasi dikasus ini tidak diperhitungkan oleh kode pipa dengan SIF ' Elbow mengalamiovalisasi

yang besamya tidak boleh diabaikan. Fleksibilitas akibat pada prosedur penentuan SIP elbow. Fleksibiltas elbow berkurang oleh sebab-sebab berikut:

ovalisasi diperhitungkan

Flange atau fitting kaku lainnya dilas langsung (atau sangat dekat) dengan elbow. Koreksi pada kasus ini diperhitungkan oleh CAESARII

"

', J ,"J ,'OJ

Dummy leg, trunion , dan rigid attachment lainnya dilas pada dinding elbow. Fleksibiltas dan SIP sangat terpengaruh dan besar kuantitatifnya harus dilakukan analisa detail dengan PEM.


4-2

(Al

(8)

(C)

4. Efek nonlinear terjadi misalnya pada sliding-friction, restraint satu arah, restraint dengan gap, diselesaikan secara iterasi sampai konvergensi diperoleh. 5. Elemen pipa tidak hornogen misalnya reducer, belum dimodelkan secara otomatis. 6. .Valve dan flange dimodelkan sebagai elemen rigid (diamater yang sama tapi ketebalan lOx elemen pipa yang berhubungan). Tegangang.yang terjadi pada elemen ini .tidak- dapat digunakan, tapi efek dari kerigidan elemen ini pada elemen pipa yang lebih ·fleksibel cukup merepresentasikan keberadaan elemen valve dan flange ini.

4.2 Teknik Pemodelan Konfigurasi Pipa Pemodelan. sistem pipa ke dalam kornputer (model kornputasi) adalah proses penyederhanaan . dari. realita ke model komputer. Penyederhanaan ini bervariasi tergantung dari sejauh mana pemakai mementingkan akurasi atau beban komputasi.


4-3

~.~~~~. ilJ[~

I TI..JARA

" 4.3 Restraint 4.3.1 Pemodelan Restraint

.'1 . J

Salah satu bagian yang sangat penting dalam menggunakan program analisa elemen hingga adalah pernodelan kondisi batas, dalam hal analisa tegangan pipa adalah tumpuan pipa (piping restraint). Sangat krusial dalam menentukan tipe tumpuan pipa adalah parameter yang berkaitan dengan ini, seperti derajat kebebasan yang ditahan, kekakuan (stiffness), efek tak-linier, koefisien friksi dan lainnya. Pemodelan turnpuan pipa harus dapat menggambarkan sebaik mungkin keadaan fisik turnpuan yang sebenarnya, Dibawah ini akan dibahas berbagai. tipetumpuan pipa .serta pemodelan pada CAESAR II dan arah derajat kebebasan yang harus .d. itahan.

Anchor Yaitu tumpuan dimana seluruh (enam): derajat kebebasan >(X, Y, Z, RX, RY, sepenuhnya ditahan. Anchor dapat ditemukan pada tumpuan sebagai berikut:

nz )

• anchor yang sengaja dibuat (biasanya pipa dilas ke struktur atau menggunakan kombinasi clamp dengan bautyangdihubungkan kaku ke struktur/konkret), •

anchoryang terjadi pada penetrasi ke dinding atau lantai beton,

•

anchor yang diciptakan karena sambungan pipa ke peralatan seperivessel

dan pompa.

Restraints Type pada CAESAR II : ANC

:] )


4-4

I

~!!\!J;'iu[s

I TIJARA I

Restraint Yaitu tumpuan yang rigid dan ditahan pada satu atau lebih derajat kebebasan dimana minimal satu derajat kebebasan tetap bebas. Restraint dapat dibedakan sesuai dengan arah penahanannya yaitu: •

X, Y, Z: translational restraint di dua arah

• +X, +Y, .+Z: translational restraint, dimana restraint hanya dapat memberi gaya reaksi di arah positifyang disebut .

• -X, -Y, -Z: translational restraint, dimana restraint hanya dapatmemberi

gaya reaksi

di arah negatifyang disebut •

RX, RY, RZ: Rotational restraint di dua arah

• +RX, -tRY, +RZ: Rotational restraint, dimana restraint hanya dapat memberi momen reaksi di arah positifyang disebut • -JU(, -RY, -RZ; Rotational restraint, dimana restraint hanya dapat memberi momen reaksi di arah negatifyang disebut Beberapa contoh restraint diberikan dibawah ini, dengan asumsi +Y arah vertikal keatas.

1.

Axial restraint: ditahan diarah aksialllongitudinal pipa Restraints Type pada CAESAR II .,.: X atau Z (sesuai arah axial pipa),dikombinasikan dengan Z atau X (arah tegak lurus mendatar pipa) dan Y dengan Gap jika diperlukan

' .,' "I.}'

.•. c <

2.

Rod hanger: menahan gerakan kebawah dari bobot mati pipa dimana titik diamnya (pivot) berada diatas pipa dengan menggunakan pm, Restraints Type pada CAESAR II: YROD

:

-".',

\.'··.- .... ·1·

] C] L.

..

" ..1.

c .

3.

.)

".,

.:

...•).

i

") r .,

Sway:strut: kombinasi 2 pin membebaskan 3 arah rotasi dan translasi lateral dan aksial, hanya transalasi arah strut yang ditahan rigid. Restraints Type pada CAESAR II:X atau Z (sesuai arah strut)

'1 .

)

o

.·LJ

~J <] .)


4-6

4.

Stuctural steel restraint: terbuat dari struktur baja yang menahan pipa dengan rigid. Arah penahan tergantung konfigurasi struktur baja seperti gambar dibawah Ill!

(a) ditahan hanya diarah vertikal; Restraints Type pada CAESAR II.: Y (b) ditahan diarah vertkal dan lateral mendatar; Restraints Type pada CAESAR II : Y dan X atau Z (sesuai arah lateral mendatar pipa)

.~"="·=""""'"91

.!.

( .&.

Lal

5.

"\

.(tll

Penetrasi di dinding/lantai : dengan lugs sebagai guide, 'seperti tergambar dibawahini, dua arah lateral translasi dan dua arah rotasi ditahan: Untuk penetrasi dinding, restraint type pada CAESAR II : X, Z , RX dan RZ

Guide: menahan arah translasi lateral {tegak lurus dengan pipa) dibidang mendatar atau di dua arah lateral jika pipa dipasang vertikal. Restraints Type pada CAESAR II : GUI


4-7

7.

Slide support (Pipe Shoe): menahan arah vertikal dari bawah dimana ada friksi antar pipa atau pelat slide dengan tumpuan. Restraints Type pada CAESAR II : +Y

<~9 :<1

1::.1

---~--~~~

-~_

!._,

''''I

(e)

~ fl:-!~ U)

. ''l)'PC.~r.li~""'."pp<>Tto: (,,) In.ulallol> PJ'i}i<..ll<m 1iI.dc11o;(10) tn..,,,wiD": {el. (11;, [oJ ........ w. ~.,~ ....ddt..: W

,oJ"'ro;p<>"-

Snubber Jenis tumpuan ini hanya bereaksi pada beban yang bekerja dengan cepat (beban dinamis) dan tidakrnemberikan penahan pada beban yang bekerjanya lambat seperti berat dan termal. Karena itu model snubber pada CAESARIlhanya aktif untuk kasus beban DCC (beban okasionaI) yang diasumsikan bekerjanya cepat sepeerti beban angin, gempa, -beban impuls.dan sebagainya. (Catatan mulai versi 4.40, ada pilihan untuk mengaktifkan snubber di load case selain aCC). Restraints Type pada CAESAR II : XSNB,YSNB dan ZSNB Dari mekanisme kerjanya ada dua jenis snubber yaitu hidraulik dan mekanik (dengan gigi) seperti terlihatdigambar berikut:

" R.... rvol'

Pivcn-

:-;:

.

$nU~btlvalue

R_ brock.,.... y only (Fig. 3101 Rod.nd. Locknul

• •- "1(011,0(1

-lnlUbrlotl ..- Pipe clomp

.

Ext.mio" PC

- Clovi&pJn •. Piaton rcd aye


4-8

TIL1ARA

Sto()oup

g.. ,lng

L~lng

ccliII<

g!~~).;i'lJ[$

I TI.JA RA

I

4.3.2 Friction CAESARII memodelkan Friction (gesekan) dengan membedakan antara gaya friksi sebelum bergerak (non-sliding) dan sesudah bergerak. Pada buku teks, pembedaan ini dikenal dengan static friction dan dynamic friction [Timoshenko], . Gaya reaksi akibat friksi setelah bergerak (sliding friction force) adalah: FIr = J..l.FN Dimana J.l = koefisien gesek = 0.3 steel-steel = 0.06 untuk teflon-steel FN = gaya normal Sebelum bergerak (non-sliding) gaya reaksi akibat friksi diasumsikan berbanding lurus dengan besar "perpindahan" sampai terjadi sliding dimana reaksi friksi ditentukan oIeh persamaan diatas.. Dengan memasukkan kekakuan pada friction restraint (Friction restraint stiffness, besarnya = 106 Ib/in- default dari CAESARII) diarah tegak lurus terhadap gaya normal dan berlawananarah "perpindahan". Sehingga gaya reaksi friksi adalah: Ffr-Ns= Sji- X

Sfr Dsl

o;

= Friction restraint stiffness = Perpindahan sliding

Karena model friksi .ini, problem ini termasuk masalah non-linear yang menuntut kalkulasi dilakukan secara iterasi. Jika iterasi ini tidak berhasil mencapai akurasi yang diminta program akan berhenti karena masalah "non convergency", Jika terjadi hal ini di CAESARII, maka Friction Restraint Stiffness (di menu Configuration) bisa dikecilkan nilainya, walaupun ini merusak model friksidari kenyataan. )


4-10

g.~l\~}i;lJ' [$'

ITIJARA

I 4.4 Evaluasi Beban pada Nozzle

.J. r} - ,J

'1

~J :] 1

J

Beban yang bekerjapada pipa selain menyebabkan tegangan pada dinding pipa itu sendiri, juga mengakibatkan gaya dan momet reaksi pada nozzle dari peralatan (process equipment). Kegagalan yang terjadi pada nozzle peralatan irii juga harus dihindari. Biasanya dalam satu perusahaan yang besar, kelompok enjinir pipa dan enjinir peralatan mekanikal dipisahkan. Reaksi pada nozzle peralatan yang merupakan hasiI perhitungan pipadiberikan kepada kelompok peralatan mekanikal, dimana gaya dan momen reaksi ini harus dianalisa lebih jauh. Walaupun demikian, karen a eratnya hubungan nozzle peralatan dengan pipa, maka pekerjaan pemeriksaan kekuatan nozzle sudah menjadi cakupan enjinir pipa. . Cara yang paling akurat untuk memeriksa kekuatan nozzle adalah eksperimen atau setidak-tidaknya analisa FEM. Tapi dua kemungkinan ini sangatlah mustahil dilakukan pada fase enj iniring detail, karen a itu standard dan spesifikasi perusahaan dalam bentuk tabe], grafik atau fUlUUS sederhana lebih sering digunakan, dimana antara enjinir perancagn dan manufaktur peralatan sama-sama paham bahwa ini sebagai referensi komu,nikasi 'antara mereka.Beberapa standard yang telah diakui penggunaannya adalah:

J. API (American Petroleum Institue) 610 untukpompa sentrifugal .2. NE,MA..CNational Electrical Manufacturer's Turbine'

Association) SM23 untuk Steam

3. API 617 untuk kompresor sentrifugal 4. API 661 untuk Air Cooler HE 5. HEI (Heat Exchange Institute) standard untuk Closed Feedwater Heater 6. WRC 107 dengan WRC 297 untuk vessel (static equipment)

"'j "1


4-11

.J . .

.


4-12

I TI.JARA

1

4.4.1 AP1610 (Centrifugal Pump)

, . F••

Menurut pargraf 2.4 dari API 610 edisi ke-S, gaya dan momen di tiga sumbu kordinat yang tampak pada garnbar bcrikut, harus lebih kecil dari nilai yang diijinkan oleh standar dan disebut Fa dan Ma.

- }.: "';,.

'] ']

.Tabel berikut diambildari Tabel 2 dad standar API610, memberikan nilai dad Fa dan Ma yang menjadi batasan gaya dan momen pada nozle pompa .

.J

.

'.,

.:

Top

..J. . .C]

:

Loads (kg)

Fax

Side'

Faz

Nozzle I

"

'.

End NOzzle

""'1

:.:1.

Fax Fay

"

Faz

'.

v,

Nozzle

.~

Fay Fax Fay Faz Max

Moment (kg ,...m)

May Maz

,

Nozzle Size (in.l

."

s;2 73 59 91 73 91 59 91 73 59 47 24 36

3 109 91 136 109 136 91 136 109 91 97 48 73

4 145 118 181 145 181 118 181 145 118 135 69 102

6 254 209 3'18 254 318 209 .' 318 254 209 235 120 180

8 386 318 499 386 499 318 499 386 318 359 180 263

10 544 454 680 544 680 454 680 544 454 512 249 387

12 680 544 816 680 816 544 816 680 544 622 304 470

14 726 590 907 726 907 590 907 726 590 650 318 484

16 862 680 1040 862 1040 680 1040 862 680 747 373 553

Ada dua kriteria pompa yang menggunakan tabel ini, yaitu

'J

1. heavy duty pump 2. standrad API 610 pump


4-12

-

'] ".-

'

Kriteria heavy duty pump, sarna dengan vertical in-line pump dimana harus berlaku untuk setiap nozzle: Fx;s; 2Fax Fy;s; 2Fay Fz s 2Faz

C]

Kriteria pompa standar API 610 adalah: a.

Gaya dan momen harus lebih kecil dari nilai Tabel2 API610:

q "]

Fx;s; Fax Fy;s; Fay Fz s Faz

b.

'1 / ,, "J '

.

Mx;s; Max My;s; May Mz s; Maz

Jika kriteria (a) tidak dipenuhi tapi berlaku Fx ;s;2Fax Fy s 2Fay May Fz ;s;2Faz Maz

~] ::-",.J

Mx;s; 2 Max My;s;2 May Mz;s;2 Maz

Mx;s; 2 Max My s 2 Mz;s; 2

maka kriteria API 610 Appendix Fharus dipenuhi, yaitu 'I.,.

Resultan gaya (Fr) dan momen (Mr) resultan dikombinasikan pada tiap nozzle harus memeriuhi kriteria berikut: Frs/(1.5 FraS) + Mrs 1(1.5Mras) *2 Frd I (1.5 FraD) + Mrd/(1.5 MraD) * 2 Dimana indeks S berarti suction nozzles, dan indeks berartl discharge nozzle dan Fr

=

D

.J Fx2 + FyZ + FZ2

Mr

= .JMx2+MY+Mz'J.

Resultan gaya dan momendipusat berikut

pompaharus

rnemenuhi kriteria

Frc < 1.5 (FraS+FraD) I Myc I < 2.0 (MayS+MayD) Mrc < 1.5 (Mra8+MraD) dimana, l

'~~]

/]. <]

Frc

= )

Fxe2

+

Fye2+Fze2 Fxc Fyc Fzc Mrc

= Fxs + Fxd Fys + Fyd == Fzs+ Fzd

= .J Mxc?

+ Myc? +

Mzc? Mxc Myc

= Mxs = Mys

+ Mxd-(Fys*Zs+Fyd"Zd-Fzs*Ys-Fzd*Yd) + Myd-(Fxs*Zs+Fxd*Zd-Fzs*Xs-Fzd*Xd)

M z c

= M z s + M z d ( F x s * Y s + F x d * Y d F y s * X s F y d

*Xd) x,Y,z : jarak antara pusat pompa (titik be rat) ke nozzle.

4.4.2 NEMA SM23 Steam Turbines Dua kriteria yang harus dipenuhi standar manufaktur ini: 1. Resultan gaya Fr dan momen Mr dikombinasikan rnemenuhi kriteria berikut 3Fr+M

pada tiap nozzle harus

< 500 D

dimana Fr= ~FX2+Fy2+Fz2 Mr= ~MX2+My2+Mz2 D = NPS dari nozzle

2. Resultan gaya dan momen dad semua nozzle dikumpulkan pada discharge nozzle harus mernenuhi kriteria berikut Fx ~ 50 Dc Fy ~ 125 Dc Fz ~ 100 Dc Mx~250Dc My~ 125 Dc Mz

s

125 Dc

Fe + Mc/2 < 125 D Dimana Fx, Fy,Fz = total gaya diarah x,y dan z turbine, y arah gravitasi)

ex sejajar

sumbu

,

.. -Mx, My.Mz== total-momel1dari semua- gaya dan- momen diarah x,yterhadap dan z FFsejajar sumbu turbine, arah gravitasi) dihitung dischargenozzle

ex

y

De = diameter ekuivalen yaitu diameter Iingkaran yang Iuasnya sama dengan jumlah discharge opening dan inlet opening= De= -V(Dsui+Ddi/)

4.4.3 API 617 Centrifugal Compressor Kriteria untuk kompresor sentrifugal menurut API617 sama dengan untuk steam turbine NEMA SM23 dengan menambahkan nilai yang diijinkan sebesar 85%.

. Pemodelan dan Analisa Pipa .)

4-14

4.4.4

API

661

Air

Cooler .,

Untuk nozzle dengan diameter NPS ::; 14 maka gaya dan momen yang diijinkan diatur dalam .Tabel. 3 API 661. Jika diameter lebih besar dari 14 NPS manufaktur harus memberikan nilai yang diijinkan .

fl

d

Tiga kriteria yang harus dipenuhi yaitu:

'] ;]

1. Selain setiap nozzle hams memenuhi: Fx s Fax Mx::::; Max Fy::::;Fay My::::;May Fz s Faz Mz s Maz 2. Total beban nozzle per header (fixed maupun floating) harus memenuhi:

-- }

'-'.,,

. .

....

;"1"

L Mx::::;Mhx

Header

Header

L Fy::;;Fhy

_..,'-.

' 1

L Fx::::;Fhx

L My::::;Mhy

Header

Header

L Fz::;;Fhz

L Mz::;;Mhz

Header

Header

3..:Total beban nozzle per bay (fixed dan floating header sekaligus) harus memenuhi:

.: ,-.

".

L Mx::::;Mbx

L Fx::::;Fbx

Bay

Bay

L Fy::;;

L My::::;Mby

Fby

Bey

L Mz::::;Mbz

Bay

"'-J

Bay

Tabel berikut diambil dari API 661 Tabel3 dengan dikonversikan ke kg dan m.

<:

>]

.', '"

..

) ...,

...

•....

····.·-·1 \"'~

:~~-] /.

.-

; -} ,_J

.)

->

Bay

L Fz::;; Fbz

1

,

. Nozzle Load

Nozzle (in.) 1.%

2 3 4 . 6 ....

8

10 12 14 Total Nozzle Load per Fixed Header Total Nozzle Load per bay

Moment (kg. M) .

Load (kg) Fax

Fay

Fa

Max.

May

Mz

68 104 .204 340 408 581 680 853 1021

104 136 172 272 513 1361 1361 1361 1701

68 104 204 340 513 816 1021 1361 1701

11 15 41 83 218 311 415 518 622

15 25 . 62 124 311 622 622 622 726

11 15 83 166 228 260 311 364

.

41

Fhx

Fhy

Fhz

Mhx

Mhy

Mhz

2021

2041

1701

622

830

415

Fbx

Fby

Fbz

Mbx

Mby

Mbz

3063

6123

5103

1866

2490

1245


4-15

.)

)

4.4.5 HE] Standard HEI standard paragraf 5.13.3.2 serta apendix C menggunakan WRC 107 sebagai dasar perhjtlln~an dengan penyederhanaan Iinearisasi gaya yang diijinkan.

-f]

o

4.4.6 WRC 107 Local Stress

Nozzle dari sebuah peralatan industri proses adalah batas antara pekerjaan kelompok enjiniring pipa dengan kelompok enjiniring mekanik peralatan (mechanical equipment). Beban, baik gaya maupun momen, bekerja pada dinding bejana akibat pipa merupakan .' sebuah topik tersendiri yang perlu dimengerti oleh kedua kelompok tersebut diatas.

~J _I]

Besar -:dan arah beban akibat pipa didapat dari hasil perhitungan tegangan pipa, yang merupakan reaksi pada nozzle yang biasanya dimodelkan sebagai ankor oleh enjinir pipa. Beban nozzledari pipa terdiri atas 6 komponen yaitu:

I

<]

1. Beban Radial P, 2. Mornen sirkumferensial Me, 3. Mornen longitudinal ML,

o

)-]

4. Momem torsi MT,

!

6. - Gaya geser Longitudinalk 'h

5. Gaya geser sirkumferensiaI Ve,

_J. !

Perjanjian arah .gaya. dan momen menurut referensi WRC 107 diperlihatkan digambar berikut, dimana titik. A,B, C dan D adalah lokasi dimana tegangan lokal pad a dinding silinder dipredikisi, subskrip U rnerujuk kebagian luar dinding, dan L merujuk kebagian dalam dinding. .Titi.k A dan B terletak pada garis lurus yang sejajar dengan sumbu x dari silinder. Titik C dan D terIetak pada garis lurus yang memotong tegak Iurus garis A- B

--~ ~ \ ~ ---

),] .)

J..

!.-•.

-"."

::..- .- -

.

'x

CL

"

"r\1 ,

,

r]

/

Q-.:J

,!

I.i...

Y] )

~

"

V[._

:::

Ve

<,

Fy t-x

4-16

;)

_-

,r

-r--'c~l

Besar tegangan lokal berdasarkan teori pelat tipis adalah relasi antara gaya resultan mernbrandan momen resultan dengan memperhatikan faktor konsentrasi tegangan (stress centration factor) akibat kelelahan metal adalah sebagai berikut: H j ei «, =K K + - -

(J'

n

j

T ~

b

T2

dimana

= tegangan

lokal diarah I Ni= gaya resultan membran diarah I M,= momen resultan diarah i K, , Kb= faktor konsentrasi tegangan membran dan rnomen T = tebal dinding bejana. Metode penghitungan tegangan lokal ini berdasarkan hasil kerja intensif yang menghasilkan ban yak data yang dikompilasi dalam 'Buletin WRC 107 dan dipakai sebagai .pedoman.enjiniring sejak tahun 1965.·.Tegangan .lokal bernilai positif (tegangan tarik) .atau negatif (tegangan kompresi) tergantung dari lokasi tersebut diatas dan jenis beban dan dirangkum pada Tabel 4 dan Tabel 5 dad Buletin WRC 107. (J'j

, Prosedur perhitungannya secara manual menggunakan grafik yang dipresentasikan dalam . buletin WRCI 07 dengan parameter tak berdimensi sebagai berikut: Q

Shell Parameter =

R

r

In

T

Attachment parameter=

O.875.ro

fJ ='. R

m

dimana Rm= radius rata-rata dari bejana siIinder T= tebaI dinding bejana silinder 1'0=radius luar dari nozzle .Tabel dihalaman berikut ini adalah Tabel 5 dari Buletin WRC 107 merupakan lembaran perhitungan manualyang menyeluruh untuk menghitung tegangan Iokal pada bejana silinder. Prosedur perhitungannya adalah sebagai berikut: 1. Gunakan grafik-grafik yang sesuai menurut teganganyang Tabel5 WRC 107), berdasarkan parameter j3 dan y.

akan dihitung (Iihat

2. I ·itung 11'11at. abIsNo . ut -.-' dan6-Mz.-'

T

T

3. Kombinasikan gaya resultan membrane dan momen resultant bending dengan menggunakan. rumus

(J'j

-t

N .

= K;

± K;

r . 6M

dan memper

h ati!l can tan da

.

plus/minus sesuai Tabel.


4-17

--'.;

[-'1

i

I."",~

· ·, n

Bab 5 Daftar Pustaka Piping Handbook, Mohinder, L., Nayyar, 6th Edition, McGraw-Hill; 1992,

.

.......

'

!. ~

_']

ANSI/ASME Edition,

B31.3, Process Piping, American National Standard, 1996

ANSI/ASME Edition.

B31.1, Power Piping, American National Standard, 1989

Practical Guide to ASME B31.3, Process Piping, Woods, G.E. and Baguley, R.B., CASTI Publishing Inc., 1996. Process Plant Layout and Piping Design, Bausbacher, E .., and Hunt, R., Prentice Hall, Englewood Cliffs. Introduction to Pipe Stress Analysis, Kannappan. S., A Wiley-Interscience Publication, John Wiley & Sons,1986. i

' J

..

.. .... l.

Structural Analysis and Equipment Design of Process Equipment, Jawad, M. B.,.Fan; J.R .. , A Wiley-IntersciencePublication, John Wiley & Sons, 1984. CAESAR II Stress Analysis Seminar Course Ntes, Diehl, D., Coade, Inc, Houston CAESAR II Technical Refernce Manual, Coade, Inc., Houston

,.

;.'.,"']

CAESAR II Application Guide, Coade, Ie, housto

';'\-.".

/

]

.,." ..

\.-

.,C·'J ,',~-...

"

'\ -'j' .

)~,

..c-]

_,).

,--"

)

>

. .r _] _)


5-1

PELAIIHAN DASAR ANALISA TEGANGAN PIPA MENGGUNAKAN SOFTWARE COADE-CAESARII PEBRUARI 2004 HOTEL IBIS SLIPI,..JAKARTA DISELENGGARAKAN OLEH:

Recommend Documents