ANALISIS TEGANGAN SISTEM PERPIPAAN MINYAK PADA …

28

ANALISIS TEGANGAN SISTEM PERPIPAAN MINYAK PADA SISI HISAP POMPA DENGAN PERANGKAT LUNAK CAESAR II

STRESS ANALYSIS OF OIL PIPING SYSTEM ON THE SUCTION PUMP SIDE USING CAESAR II

Sugeng Haryono1, Mohammad Dhandhang Purwadi2, Basori3

1Mahasiswa Jurusan Teknik Mesin, 2,3Staf Pengajar Fakultas Teknik dan Sains Universitas Nasional Jakarta. Jln. Sawo Manila, Pejaten, Pasar Minggu, Jakarta 12520

Email : [email protected], [email protected],[email protected]

Diterima (received) : 19-05-2014, Direvisi (reviewed) : 27-05-2014 Disetujui (accepted) : 03-07-2014. Abstrak Penelitian tugas akhir ini membahas analisis tegangan perpipaan pada suction oil pipeline pumps dengan metode komprehensif menggunakan perangkat lunak CAESAR II. Dengan tujuan untuk mengetahui distribusi dan besarnya tegangan, gaya-gaya, momen-momen dan optimalisasi pada sistem perpipaan. Salah satu metode untuk memberikan perlindungan terhadap beberapa mode kegagalan dengan melakukan analisis tegangan perpipaan. Simulasi pemodelan dilakukan untuk menganalisis sistem perpipaan terhadap respon termal, tekanan, bobot mati, beban angin, dan beban seismik. Analisis ini juga melibatkan evaluasi gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan yang terhubung ke nozzle equipment. Dari laporan analisis diperoleh distribusi tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan dan diperoleh hasil optimal. Terjadinya pergeseran dan besarnya gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja pada elemen perpipaan tidak tersekap pada beberapa node sehingga tidak menyebabkan tegangan berkembang menjadi lebih besar. Tegangan tertinggi pada node 460, load case 39 (expansion loads) dengan code stress = 319.8 N/sq.mm, allowable stress = 320.3 N/sq.mm sehingga 319.8 N/sq.mm ≤ 320.3 N/sq.mm. Secara keseluruhan hasil optimalisasi pada sistem perpipaan akibat dari faktor pembebanan telah memenuhi persyaratan allowable, yaitu tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan tidak melebihi dari allowable stress dan allowable nozzle loads berdasarkan pada ASME Code B31.3 dan API Standard 610. Kata kunci: analisis tegangan,CAESAR II, optimalisasi, sistem perpipaan

Abtract The research of this final task discusses the piping stress analysis on suction oil pipeline pumps with a comprehensive method using CAESAR II software. The purpose is to determine the distribution and magnitude of the stresses, forces, moments, and optimization of piping system. One of the methods to provide protection against multiple failure modes is by performing piping stress analysis. Simulation modeling is done to analyze piping system reaction to the thermal response, pressure, dead weight, wind loads, and seismic loads. This analysis also involves evaluation of forces and moments acting on the piping system that is connected to the nozzle equipment. From the analysis report, distribution of stresses, forces, and moments acting on the piping system are obtained, and showed the result has optimized. Occurrence of shift and magnitude of the forces and moments act on the piping element is not locked up on several nodes so it is not cause increased the larger stress. The highest stress is on node 460, load case 39 (expansion loads) with code stress = 319.8 N/sq.mm, allowable stress = 320.3 N/sq.mm, thus 319.8 N/sq.mm ≤ 320.3 N/sq.mm. In general, the optimization result in the piping system due to the loading factor complied to the allowable requirement, i.e: stresses,

forces, and moments acting on the piping system does not exceed the allowable stress and allowable nozzle loads based on ASME Code B31.3 and API Standard 610. Key words : stress analysis,CAESAR II, optimalisasi, piping system.

1. PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang

Pengoperasian fasilitas dan sarana pengolahan

minyak bumi yang berasal dari wellhead ke titik penyimpanan yang aman dan ekonomis tidak dapat dipisahkan denganpiping systemdan pipeline sebagai sarana untuk transportasi dan distribusi minyak dan gas bumi (oilfield processing) (Francis S. Manning and Richard E. Thompson, 1991). Minyak mentah (crude oil) hasil separasi yang dialirkan ke oil storage tank merupakan suatu senyawa hidrokarbon dengan memiliki jenis yang beragam dengan karakteristik yang berbeda pada berbagai kondisi, temperatur, dan tekanan. Dalam konteks ini, terutama pada sistem perpipaan yang mengalirkan crude oil dari oil storage tank ke suction oil pipeline pumps menerima berbagai beban, gaya, dan momen dari kondisi operasi dan lingkungan. Berdasarkan pada codes dan dokumen proyek yang digunakan, di mana sistem perpipaan dari oil storage tank kesuction oil pipeline pumps termasuk salah satu kriteria jalur perpipaan kritis yang harus dianalisis tegangan dan fleksibilitas yang terjadi pada sistem perpipaan tersebut secara komputerisasi dengan menggunakan softwareCAESAR II yang komprehensif.

Analisis ini sangat diperlukan, mengingat sistem perpipaan tersebut dapat menyebabkan kegagalan akibat tegangan berlebih pada komponen perpipaan. Apabila tidak dianalisis dengan seksama makadapat berpotensi terjadi kebocoran pada sambungan flanges, dapat merusak, dan terjadidistorsi pada komponen perpipaan lainnya termasuk komponen yang terhubung ke tangki penyimpanan dan sisi hisap pompa.

1.2 Batasan Masalah

Batasan masalah dalam penelitian ini, yaitu:

a. Obyek yang dianalisis hanya pada tegangan statis yang bekerja pada sistem perpipaan dari oil storage tankke suction oil pipeline pumps.

b. Analisisdilakukan hanya pada sistem perpipaan akibat dari sustained loads, occasional loads, dan expansion loads.

1.3 Tujuan Penelitian

a. Untuk mengetahui distribusi dan besarnya tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan dan efek yang ditimbulkan oleh berbagai beban.

b. Untuk melakukan optimalisasi pada sistem perpipaan yang berpotensi mengalami kegagalan sehingga sistem perpipaan tersebut memenuhi persyaratan codes dan standards.

2. METODOLOGI 2.1 Sistem Perpipaan

Sistem perpipaanadalah suatu pengaturan

interkoneksi pada komponen perpipaan yang sama atau pengaturan kondisi desain (ASME B31.3-2008). Sistem perpipaan juga merupakan suatu metode yang paling efisien dan umum digunakan sebagai sarana untuk mengalirkan suatu fluida, baik dalam bentuk cairan, gas, semi padatan, dan padatan atau kombinasi dari fluida tersebut dari satu titik ke titik lainnya (Liang-Chuan Peng and Tsen-Loong Peng, 2009).

Pada saat mendesain, setiap pengoperasian sistem perpipaan perlu dipahami tidak hanya dalam kondisi normal tetapi juga pada saat start up, shutdown, dan pada kondisi yang timbul sebagai akibat dari gangguan proses. Perihal seperti ini juga harus ditangani selama HAZOPS (Hazard and Operability Studies), di mana untuk mencegah terjadinya kecelakaan yang dapat menimbulkan resiko dan merugikan bagi manusia, fasilitas pengolahan, dan lingkungan. 2.2 Hubungan Tegangan dan Regangan

Dalam range elastis, tegangan berbanding lurus

terhadap regangan. Hubungan gaya dan deformasi mengacu pada hubungan gaya-gaya atau pembebanan yang diterapkan pada deformasi struktur. Jika gaya tertentu diterapkan, maka deformasi tertentu akan dihasilkan. Daerah yang menjadi perhatian terbesar pada kurva tegangan-regangan adalah daerah di bawah titik luluh (yield point).

JSTI : Analisis Tegangan Sistem...(Sugeng Haryono. dkk)

Agustus 2014/Vol. 16/No 2

29

forces, and moments acting on the piping system does not exceed the allowable stress and allowable nozzle loads based on ASME Code B31.3 and API Standard 610. Key words : stress analysis,CAESAR II, optimalisasi, piping system.

1. PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang

Pengoperasian fasilitas dan sarana pengolahan

minyak bumi yang berasal dari wellhead ke titik penyimpanan yang aman dan ekonomis tidak dapat dipisahkan denganpiping systemdan pipeline sebagai sarana untuk transportasi dan distribusi minyak dan gas bumi (oilfield processing) (Francis S. Manning and Richard E. Thompson, 1991). Minyak mentah (crude oil) hasil separasi yang dialirkan ke oil storage tank merupakan suatu senyawa hidrokarbon dengan memiliki jenis yang beragam dengan karakteristik yang berbeda pada berbagai kondisi, temperatur, dan tekanan. Dalam konteks ini, terutama pada sistem perpipaan yang mengalirkan crude oil dari oil storage tank ke suction oil pipeline pumps menerima berbagai beban, gaya, dan momen dari kondisi operasi dan lingkungan. Berdasarkan pada codes dan dokumen proyek yang digunakan, di mana sistem perpipaan dari oil storage tank kesuction oil pipeline pumps termasuk salah satu kriteria jalur perpipaan kritis yang harus dianalisis tegangan dan fleksibilitas yang terjadi pada sistem perpipaan tersebut secara komputerisasi dengan menggunakan softwareCAESAR II yang komprehensif.

Analisis ini sangat diperlukan, mengingat sistem perpipaan tersebut dapat menyebabkan kegagalan akibat tegangan berlebih pada komponen perpipaan. Apabila tidak dianalisis dengan seksama makadapat berpotensi terjadi kebocoran pada sambungan flanges, dapat merusak, dan terjadidistorsi pada komponen perpipaan lainnya termasuk komponen yang terhubung ke tangki penyimpanan dan sisi hisap pompa.

1.2 Batasan Masalah

Batasan masalah dalam penelitian ini, yaitu:

a. Obyek yang dianalisis hanya pada tegangan statis yang bekerja pada sistem perpipaan dari oil storage tankke suction oil pipeline pumps.

b. Analisisdilakukan hanya pada sistem perpipaan akibat dari sustained loads, occasional loads, dan expansion loads.

1.3 Tujuan Penelitian

a. Untuk mengetahui distribusi dan besarnya tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan dan efek yang ditimbulkan oleh berbagai beban.

b. Untuk melakukan optimalisasi pada sistem perpipaan yang berpotensi mengalami kegagalan sehingga sistem perpipaan tersebut memenuhi persyaratan codes dan standards.

2. METODOLOGI 2.1 Sistem Perpipaan

Sistem perpipaanadalah suatu pengaturan

interkoneksi pada komponen perpipaan yang sama atau pengaturan kondisi desain (ASME B31.3-2008). Sistem perpipaan juga merupakan suatu metode yang paling efisien dan umum digunakan sebagai sarana untuk mengalirkan suatu fluida, baik dalam bentuk cairan, gas, semi padatan, dan padatan atau kombinasi dari fluida tersebut dari satu titik ke titik lainnya (Liang-Chuan Peng and Tsen-Loong Peng, 2009).

Pada saat mendesain, setiap pengoperasian sistem perpipaan perlu dipahami tidak hanya dalam kondisi normal tetapi juga pada saat start up, shutdown, dan pada kondisi yang timbul sebagai akibat dari gangguan proses. Perihal seperti ini juga harus ditangani selama HAZOPS (Hazard and Operability Studies), di mana untuk mencegah terjadinya kecelakaan yang dapat menimbulkan resiko dan merugikan bagi manusia, fasilitas pengolahan, dan lingkungan. 2.2 Hubungan Tegangan dan Regangan

Dalam range elastis, tegangan berbanding lurus

terhadap regangan. Hubungan gaya dan deformasi mengacu pada hubungan gaya-gaya atau pembebanan yang diterapkan pada deformasi struktur. Jika gaya tertentu diterapkan, maka deformasi tertentu akan dihasilkan. Daerah yang menjadi perhatian terbesar pada kurva tegangan-regangan adalah daerah di bawah titik luluh (yield point).



30

2.3 Tegangan Pada Sistem Perpipaan Sistem perpipaan pada saat beroperasi

menerima berbagai beban dan kombinasi beban.Analisis tegangan sistem perpipaan merupakan perhitungan tegangan statis dan dinamis yang bekerja pada sistem perpipaan untuk beban operasi normal, seperti: tekanan, berat, ekspansi termal, dan occasional loads. Analisis tegangan perpipaan juga melibatkan evaluasi efek gayadan momen pada perpipaan yang terhubung ke nozzle equipment, seperti: bejana tekan, tangki, pompa, dan kompresor.Berikut ini merupakan intensitas tegangan yang dapat mempengaruhi pada sistem perpipaan, yaitu:

a. Tegangan longitudinal (longitudinal stress) Longitudinal stress adalah tegangan yang bekerja dengan arahparallel sepanjang sumbu pipa, ini merupakan penjumlahanteganganakibatgaya aksial, tekanan internal, danbending stress.

1. Longitudinal stressakibat gaya aksial, misalnya : efek dari tekanan dan berat pada komponen perpipaan, dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆𝑎𝑎 𝑎𝑎

𝐴𝐴 2.1)

𝐴𝐴 𝜋𝜋𝑜𝑜

2 − 𝑖𝑖2 (2.2)

Dimana:

Sa= Longitudinal stress due to axial force, (N/mm2).

Fa= Gaya aksial, (N). A= Luas penampang pipa, (mm2). Do= Diameter luar pipa, (mm). Di= Diameter dalam pipa, (mm).

2. Longitudinal stressakibat tekanan internal, seperti: tekanan fluida yang bekerja pada sistem perpipaan, dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

1. 𝑆𝑆𝑝𝑝

𝑃𝑃 𝑜𝑜𝑡𝑡 (2.3)

Di mana:

Sp=Longitudinal stress due to internal pressure (N/mm2).

P = Tekanan internal (N/mm2). Do = Diameter luar pipa (mm). t = Ketebalan dinding pipa (mm).

3. Bending stress karena temperatur, berat pipa, fluida dalam pipa, beban angin, dan beban seismik untuk elbows, bends, dan straight tee dihitung dengan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆𝑏𝑏 𝑖𝑖 𝑖𝑖 𝑜𝑜 𝑜𝑜 (2.4)

Di mana: Sb = Resultant bending stress N/mm2). Ii = in-plane stress intensification

factor,Appendix D, B31.3. Io = out-of-plane stress intensification

factor, Appendix D, B31.3. Mi = In-plane bending moment (N-

mm). Mo

= Out-of-planebendingmoment(N-mm).

Z = Section modulus of pipe (mm3). Sehingga total tegangan longitudinal yang bekerja pada sistem perpipaan, yaitu [4]:

𝑆𝑆𝐿𝐿 𝑆𝑆𝑎𝑎 𝑆𝑆𝑝𝑝 𝑆𝑆𝑏𝑏 (2.5)

4. Tegangan tangensial (hoop stress)

Hoop stress disebabkan disebabkan oleh tekanan internal, merupakan tegangan yang bekerja di dalam pipa dengan arah tangensial yang besarnya bervariasi terhadap ketebalan dinding pipa, dinyatakan dengan persamaan Lame, yaitu:

𝑆𝑆𝐻𝐻𝑃𝑃 𝑟𝑟𝑖𝑖

𝑟𝑟𝑖𝑖 𝑟𝑟𝑜𝑜𝑟𝑟

𝑟𝑟𝑜𝑜 − 𝑟𝑟𝑖𝑖 (2.6)

Untuk perpipaan berdinding tipis (thin walled piping) digunakan dengan persamaan, yaitu:

𝑆𝑆𝐻𝐻

𝑃𝑃 𝑜𝑜𝑡𝑡 (2.7)

Di mana: SH= Hoop stress (N/mm2). P = Tekanan internal (N/mm2). ri= Radius dalam pipa (mm). ro= Radius luar pipa (mm). r = Radius point of interest (mm). Do= Diameter luar pipa (mm). t = Ketebalan dinding pipa (mm).

5. Tegangan radial (radial stress) Radial stress disebabkan karena adanya tekanan internal, di mana merupakan tegangan yang bekerja pada dinding pipa dengan arah radial yang besarnya sama

dengan tekanan fluida kerja (internal pressure). Pada dinding luar pipa, tegangan radial merupakan tegangan yang disebabkan oleh tekanan eksternal yang besarnya sama dengan tekanan atmosfer atau tekanan eksternal, dinyatakan dengan menggunakan persamaan Lame, yaitu:

𝑆𝑆𝑅𝑅𝑃𝑃 𝑟𝑟𝑖𝑖 − 𝑟𝑟𝑖𝑖 𝑟𝑟𝑜𝑜

𝑟𝑟


Di mana: SR = Radial stress, (N/mm2). P = Tekanan internal, (N/mm2). ri= Radius dalam pipa, (mm). ro= Radius luar pipa, (mm). r = Radius point of interest, (mm).

6. Tegangan geser (shear stress)

Shear stress adalah tegangan yang bekerja pada arah penampang pipa karena gaya dan momen, di mana merupakan hasil dari ekspansi termal, berat, beban internal, dan eksternal.

a. Tegangan geser akibat gaya geser merupakan gaya yang bekerja pada penampang pipa dengan arah tegak lurus pada sumbu pipa. Rasio nilai maksimum dan nilai rata-rata disebut sebagai faktor distribusi geser. Faktor distribusi geser untuk penampang pipa biasanya sebesar = 2. Shear stress akibat gaya geser pada perpipaan dirumuskan :

𝑆𝑆𝑠𝑠 𝑠𝑠

𝐴𝐴 (2.9) Di mana: Ss=Tegangan geser akibat gaya

geser (N/mm2). FS= Gaya geser resultan (N). A= Luas penampang pipa (mm2).

b. Tegangan torsi akibat momen torsi merupakan efek dari tekanan, berat, dan sustained loads, di mana merupakan tegangan geser yang didistribusikan secara linear pada arah sepanjang diameter pipa. Besarnya nilai tegangan geser tertinggi dinyatakan denganpersamaan:

𝑆𝑆𝑡𝑡 𝑡𝑡

𝑍𝑍 (2.10)

Di mana: St =Tegangan torsi akibat momen torsi

(N/mm2). Mt = Momen torsi (Nmm). Z = Modulus penampang pipa (mm3).

2.4 Klasifikasi Beban Pada Sistem Perpipaan

Beban yang bekerja pada sistem perpipaan

terutama beban statis dan dinamis akan diteruskanke pipe supports dan restraints. Untuk beberapa kasus dalam pembebanan karena ekspansi termal, pergerakan sistem perpipaan dapat dikendalikan oleh pipe supports, restraints, dan anchors. Untuk pergerakan sistem perpipaan yang tidak dapat dikendalikan oleh pipe supports, restraints, dan anchors karena ekspansi termal harus tersedia fleksibilitas dengan menggunakan loops, bends, atau expansion joints untuk menyerap energi. Setiap beban yang bekerja memiliki nilai yang berbeda di setiap titik pada sistem perpipaan. Berdasarkan jenisnya, pembebanan pada sistem perpipaan dapat diklasifikasikan menjadi tiga (Smith, Paul R., and Van Laan, Thomas J 1987), yaitu :

a. Sustained loads

Sustained loads adalah beban yang bekerja secara terus-menerus selama kondisi operasi normal, misalnya: beban berat dan tekanan. Tegangan maksimum dan pembebanan pada support yang terjadi akibat dari beban berat dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆 𝐿𝐿

𝑍𝑍 (2.11) Di mana: S = Tegangan Maksimum, (N/mm2). W = Berat per satuan panjang pipa, (N/mm). L = Panjang pipa, (mm). Z = Modulus penampang pipa, (mm3).

b. Occasional loads

Occasional loads adalah beban yang bekerja sesekali selama operasi normal, misalnya: beban angin dan beban seismik. Kecepatan angin sangat tergantung pada kondisi lokal dan bervariasi terhadap ketinggian. Untuk beban angin dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝐹𝐹 𝑑𝑑 , untuk satuan SI (2.12)

Sedangkan tekanan dinamik, yaitu:



31

dengan tekanan fluida kerja (internal pressure). Pada dinding luar pipa, tegangan radial merupakan tegangan yang disebabkan oleh tekanan eksternal yang besarnya sama dengan tekanan atmosfer atau tekanan eksternal, dinyatakan dengan menggunakan persamaan Lame, yaitu:

𝑆𝑆𝑅𝑅𝑃𝑃 𝑟𝑟𝑖𝑖 − 𝑟𝑟𝑖𝑖 𝑟𝑟𝑜𝑜

𝑟𝑟


Di mana: SR = Radial stress, (N/mm2). P = Tekanan internal, (N/mm2). ri= Radius dalam pipa, (mm). ro= Radius luar pipa, (mm). r = Radius point of interest, (mm).

6. Tegangan geser (shear stress)

Shear stress adalah tegangan yang bekerja pada arah penampang pipa karena gaya dan momen, di mana merupakan hasil dari ekspansi termal, berat, beban internal, dan eksternal.

a. Tegangan geser akibat gaya geser merupakan gaya yang bekerja pada penampang pipa dengan arah tegak lurus pada sumbu pipa. Rasio nilai maksimum dan nilai rata-rata disebut sebagai faktor distribusi geser. Faktor distribusi geser untuk penampang pipa biasanya sebesar = 2. Shear stress akibat gaya geser pada perpipaan dirumuskan :

𝑆𝑆𝑠𝑠 𝑠𝑠

𝐴𝐴 (2.9) Di mana: Ss=Tegangan geser akibat gaya

geser (N/mm2). FS= Gaya geser resultan (N). A= Luas penampang pipa (mm2).

b. Tegangan torsi akibat momen torsi merupakan efek dari tekanan, berat, dan sustained loads, di mana merupakan tegangan geser yang didistribusikan secara linear pada arah sepanjang diameter pipa. Besarnya nilai tegangan geser tertinggi dinyatakan denganpersamaan:

𝑆𝑆𝑡𝑡 𝑡𝑡

𝑍𝑍 (2.10)

Di mana: St =Tegangan torsi akibat momen torsi

(N/mm2). Mt = Momen torsi (Nmm). Z = Modulus penampang pipa (mm3).

2.4 Klasifikasi Beban Pada Sistem Perpipaan

Beban yang bekerja pada sistem perpipaan

terutama beban statis dan dinamis akan diteruskanke pipe supports dan restraints. Untuk beberapa kasus dalam pembebanan karena ekspansi termal, pergerakan sistem perpipaan dapat dikendalikan oleh pipe supports, restraints, dan anchors. Untuk pergerakan sistem perpipaan yang tidak dapat dikendalikan oleh pipe supports, restraints, dan anchors karena ekspansi termal harus tersedia fleksibilitas dengan menggunakan loops, bends, atau expansion joints untuk menyerap energi. Setiap beban yang bekerja memiliki nilai yang berbeda di setiap titik pada sistem perpipaan. Berdasarkan jenisnya, pembebanan pada sistem perpipaan dapat diklasifikasikan menjadi tiga (Smith, Paul R., and Van Laan, Thomas J 1987), yaitu :

a. Sustained loads

Sustained loads adalah beban yang bekerja secara terus-menerus selama kondisi operasi normal, misalnya: beban berat dan tekanan. Tegangan maksimum dan pembebanan pada support yang terjadi akibat dari beban berat dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆 𝐿𝐿

𝑍𝑍 (2.11) Di mana: S = Tegangan Maksimum, (N/mm2). W = Berat per satuan panjang pipa, (N/mm). L = Panjang pipa, (mm). Z = Modulus penampang pipa, (mm3).

b. Occasional loads

Occasional loads adalah beban yang bekerja sesekali selama operasi normal, misalnya: beban angin dan beban seismik. Kecepatan angin sangat tergantung pada kondisi lokal dan bervariasi terhadap ketinggian. Untuk beban angin dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝐹𝐹 𝑑𝑑 , untuk satuan SI (2.12)

Sedangkan tekanan dinamik, yaitu:



32

𝑞𝑞 ρ𝑉𝑉 (2.13) Di mana:

F =Beban angin pada panjang proyeksi pipa, (N/m).

Cd = Koefisien drag. q = Tekanan dinamik, (N/m2). D = Diameter luar pipa (termasuk isolasi),

(mm) = Massa jenis udara, (kg/m3). V = Kecepatan udara, (m/s). Bilangan Reynolds hubungannya dengan nilai koefisien drag untuk menghitung beban angin dapat dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝑛𝑛 𝜌𝜌 𝜇𝜇 , untuk satuan SI (2.14) Di mana: = Massa jenis udara, (kg/m3). V= Kecepatan udara, (m/s). D = Diameter luar pipa, (mm) µ = Viskositas dinamik udara,

(kg/m.s).

c. Expansion loads

Expansion loads adalah beban yang menyebabkan terjadinyadisplacement pada sistem perpipaan yang disebabkan oleh thermal expansion dan thermal anchor movements yang bekerja secara paralel sepanjang sumbu pipa dengan arah aksial, dinyatakan dengan rumus, yaitu:

∆ 𝐿𝐿 𝛼𝛼 𝑑𝑑𝑇𝑇𝑕𝑕𝑜𝑜𝑡𝑡

𝑐𝑐𝑜𝑜𝑙𝑙𝑑𝑑(2.15)

Di mana: = Ekspansi termal, (mm). L = Panjang pipa, (mm). = Koefisien ekspansi termal,

(mm/(mm0C)). T = Temperatur pipa, (0C).

2.5 Tegangan Izin Pada Sistem Perpipaan

Persyaratan nilai batas tegangan yang bekerja pada sistem perpipaan berdasarkan ASME code B31.3 untuk process piping tidak boleh melebihi dari basic allowable stress.Adapun persyaratan untuk allowable stress yang disebabkan oleh pembebanan berdasarkan pada ASME code B31.3, yaitu:

a. Stresses due to sustained loads

Tegangan yang disebabkan oleh beban yang bekerja secara terus-menerus (Stresses due to sustained loads) adalah jumlah dari longitudinal stresses (SL) karena tekanan, berat, dan sustained loads lainnya tidak melebihi dari tegangan izin dasar pada temperatur maksimum logam (Sh). Batas tegangan yang disebabkan oleh sustained loads dapat dinyatakan, yaitu:

𝑆𝑆𝐿𝐿 ≤ 𝑆𝑆𝑕𝑕 2.16)

Di mana: SL= Longitudinal stresses due to sustained

loads, (N/mm2). Sh = Basic allowable stress at maximum metal

temperature, (N/mm2). Persamman untuk menghitunglongitudinal stress (SL) untuksustained loads,yaitu:

𝑆𝑆𝐿𝐿 𝑎𝑎 𝑏𝑏 𝑡𝑡 (2.17)

Di mana:

Sa=Stress due to axial loads, pada persamaan (2.1), (N/mm2).

Sb =Resultant bending stress, pada persamaan (2.4), (N/mm2).

St =Torsional stress, pada persamaan (2.10), (N/mm2).

b. Stresses due to occasional loads

Stresses due to occasional loads adalah jumlah tegangan longitudinal (SL) yang disebabkan oleh beban yang bekerja secara terus-menerus, seperti: tekanan, berat, dan tegangan yang dihasilkan oleh occasional loads, seperti: beban angin dan seismik tidak melebihi dari 1.33 dikalikan dengan tegangan izin dasar pada temperatur maksimum logam (< 1.33Sh).

𝑆𝑆𝑂𝑂 ≤ 𝑆𝑆𝑕𝑕 (2.18)

Di mana:

SO = Stresses due to occasional loads, (N/mm2).

Sh= Basic allowable stress at maximum metal temperature, (N/mm2).

c. Stresses due to expansion loads

Stresses due to expansion loads merupakan tegangan yang disebabkan oleh beban ekspansi, di mana displacement stress range (SE) tidak melebihiallowable displacement stress range (SA).

𝑆𝑆𝐸𝐸 ≤ 𝑆𝑆𝐴𝐴 (2.19)

Displacement stress range terdiri dari komponen bending stress pada persamaan (2.22) dan torsional stress pada persamaan (2.28) sehingga expansion stress akibat dari ekspansi termal dapat dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆𝐸𝐸 𝑆𝑆𝑏𝑏 𝑆𝑆𝑡𝑡 (2.20)

Di mana:

SE= displacement stress range, (N/mm2). Sb = Resultant bending stress, (N/mm2) St=Tegangan torsi akibat momen

torsi, (N/mm2).

Allowable displacement stress range (SA) dihitung dengan persamaan:

𝑆𝑆𝐴𝐴 𝑓𝑓 𝑆𝑆𝐶𝐶 𝑆𝑆𝑕𝑕 (2.21) Allowable displacement stress range (SA) juga dapat dihitung dengan persamaan, yaitu:

𝑆𝑆𝐴𝐴 𝑓𝑓 𝑆𝑆𝐶𝐶 𝑆𝑆𝑕𝑕 − 𝑆𝑆𝐿𝐿 (2.22)

Di mana:

SA= Allowable displacement stress range, (N/mm2).

SC = Allowable stress at minimum temperature, (N/mm2),Table A-1

ASME B31.3, 2008. Sh = Allowable stress at maximum

temperature (N/mm2),Table A-1, ASME B31.3, 2008. SL = Longitudinal stresses due to

sustained loads, (N/mm2), F= Stress range factor,Fig. 302.3.5, ASME B31.3, 2008.

3. METODOLOGI 3.1 Metode Analisis dan Penyelesaian

Tata kerja dalam melakukan analisis tegangan

pada sistem perpipaan yang mengalirkan fluida crude oil dari oil storage tank TK-8500 ke suction oil pipeline pumps PP-8420, PP-8425, dan PP-8500 adalah dengan metode analisis secara komprehensif dengan menggunakan perangkat lunak CAESAR II.

Metode analisis dan penyelesaian masalah dalam penelitian terbagi menjadi beberapa tahapan,

seperti diperlihatkan pada diagram alir pada Gambar 3.1

Gambar 3.1. Diagram Alir Penelitian

3.2 Studi Literatur

Sebelum melakukan simulasi pemodelan

sistem perpipaan, perlu adanya serangkaian tahapan kegiatan dalam penelitian, yaitu:

a. Studi codes, standardsdan specifications. b. Studi handbooks, manual books (CAESAR II,

Version 5.10, 2008) dan website. c. Studi beberapa dokumen proyek yang

diperlukan.



33

𝑆𝑆𝐸𝐸 ≤ 𝑆𝑆𝐴𝐴 (2.19)

Displacement stress range terdiri dari komponen bending stress pada persamaan (2.22) dan torsional stress pada persamaan (2.28) sehingga expansion stress akibat dari ekspansi termal dapat dinyatakan dengan persamaan sebagai berikut:

𝑆𝑆𝐸𝐸 𝑆𝑆𝑏𝑏 𝑆𝑆𝑡𝑡 (2.20)

Di mana:

SE= displacement stress range, (N/mm2). Sb = Resultant bending stress, (N/mm2) St=Tegangan torsi akibat momen

torsi, (N/mm2).

Allowable displacement stress range (SA) dihitung dengan persamaan:

𝑆𝑆𝐴𝐴 𝑓𝑓 𝑆𝑆𝐶𝐶 𝑆𝑆𝑕𝑕 (2.21) Allowable displacement stress range (SA) juga dapat dihitung dengan persamaan, yaitu:

𝑆𝑆𝐴𝐴 𝑓𝑓 𝑆𝑆𝐶𝐶 𝑆𝑆𝑕𝑕 − 𝑆𝑆𝐿𝐿 (2.22)

Di mana:

SA= Allowable displacement stress range, (N/mm2).

SC = Allowable stress at minimum temperature, (N/mm2),Table A-1

ASME B31.3, 2008. Sh = Allowable stress at maximum

temperature (N/mm2),Table A-1, ASME B31.3, 2008. SL = Longitudinal stresses due to

sustained loads, (N/mm2), F= Stress range factor,Fig. 302.3.5, ASME B31.3, 2008.

3. METODOLOGI 3.1 Metode Analisis dan Penyelesaian

Tata kerja dalam melakukan analisis tegangan

pada sistem perpipaan yang mengalirkan fluida crude oil dari oil storage tank TK-8500 ke suction oil pipeline pumps PP-8420, PP-8425, dan PP-8500 adalah dengan metode analisis secara komprehensif dengan menggunakan perangkat lunak CAESAR II.

Metode analisis dan penyelesaian masalah dalam penelitian terbagi menjadi beberapa tahapan,

seperti diperlihatkan pada diagram alir pada Gambar 3.1

Gambar 3.1. Diagram Alir Penelitian

3.2 Studi Literatur

Sebelum melakukan simulasi pemodelan

sistem perpipaan, perlu adanya serangkaian tahapan kegiatan dalam penelitian, yaitu:

a. Studi codes, standardsdan specifications. b. Studi handbooks, manual books (CAESAR II,

Version 5.10, 2008) dan website. c. Studi beberapa dokumen proyek yang

diperlukan.



34

3.2.1 Pengumpulan Dokumen Proyek Dokumen dan gambar proyek (drawings)

yang dibutuhkan dan digunakan untuk melakukan analisis tegangan sistem perpipaan meliputi, antara lain:

P & I D, yaitu Piping and Instrumentation Diagram.

Piping Isometrics. Piping Material Specification. Critical Line List. 3.2.2 Pengumpulan Data Desain

Pengumpulan data desain didapatkan dari

studi literatur, dokumen proyek, gambar proyek,dan perhitungan.Pengumpulan data sebagai bahan analisis tegangan sistem perpipaan sebagian besar didapatkan dari dokumen dan gambar proyek milik PetroChina International Companies in Indonesia terutama di wilayah kerja Jabung Block pada area North Geragai Oilfield Processing [8].Data desain yang digunakan, antara lain:

a. Data desain fungsional dan data properti mekanik perpipaan, seperti pada Tabel 3.1 dan Tabel 3.2.

Tabel 3.1. Data Desain Fungsional Perpipaan

b. Data property mekanik perpipaan

Tabel 3.2. Data Properti Mekanik Perpipaan

c. Data oil pipeline pumps d. Data oil storage tank e. Pengumpulan data pendukung

Data lain dari kondisi desain yang dibutuhkan dalam analisis teganganperpipaan, antara lain:

Wind load, kecepatan angin maksimum 28 m/s dengan wind shape factor 0.70.

Seismic data, data seismik dari regulasi lokal atau data geoteknik, di mana acceleration pada arah horizontal 0.15g dan vertikal 0.168g.

3.3 Metode Observasi

Kegiatan observasi di area oilfield processing,

penulis melakukan pengamatan, pengecekan, verifikasi data lapangan dengan data desain termasuk gambar proyekdari engineering Jakarta dan pengambilan beberapa photo. Observasi di area oilfield processing ini diperlukan dan digunakan sebagai masukan dalam menganalisis dan mengevaluasi tegangan dan efek yang terjadi pada jalur perpipaan tersebut. Photo berikut sebagai gambaran kondisi jalur perpipaan yang dianalisis.

Gambar 3.2. Jalur Pipa yang Dianalisis 3.4 Thermal Displacement Tank

Thermal expansion tank yang menyebabkan

displacement pada nozzle 2 (N2), seperti diperlihatkan pada Tabel 3.5. Tabel 3.5. Thermal Displacement Tank N2 Sumbu

X, Y, dan Z

3.5 Input Data dan Simulasi Pemodelan

Setelah semua data-data selesai dievaluasi dan

diverifikasi, tahapan selanjutnya adalah input datapemodelan pada nozzle untuk node 10 - 20 pada spreadsheet.

3.6 Running and Checking Analysis Pada tahapan ini dilakukan optimasi jalur

perpipaanexisting. Dalam konteks ini, dilakukan analisis tegangansistem perpipaanuntuk memastikan tegangan dan fleksibilitas akibatsustained loads, occasional loads, dan expansion loads pada sistem perpipaanmampu untuk tetap beroperasi dengan aman pada berbagai kondisi pembebanan berdasarkan pada ASME Code B31.3.

3.6.1 Analisis Jalur Perpipaan Existing

Running analysis pada load cases jalur

perpipaan existing untuk mengetahui stresses, forces, dan moments yang terjadi pada sistem perpipaan. Pada tahap ini, penulis melakukan analisis tegangan pada sistem perpipaan, pembebanan pada restraint, forces, dan momentspada elemen perpipaan.

3.6.2 Analisis Tegangan Pada Sistem Perpipaan

Analisis tegangan dilakukan pada setiap node

dalam pemodelan. Opsi stress summary untuk menganalisis tegangan tertinggi pada setiap node pada load cases.

3.6.3 Analisis Pembebanan Pada Restraint

Tahapan ini, penulis menganalisis gaya dan

momen yang terjadi pada setiap restraint yang dapat memperngaruhi kasus pembeban pada elemen perpipaan. Opsi restraint summary memberikan data gaya dan momen untuk semua load cases yang dipilih dalam satu report.

Gambar 3.3. Pipe Stopper Pada Node 520

Gambar 3.4. Pipe Stopper Pada Node 1480 3.6.4 Analisis Gaya dan Momen PadaFlanges

Analisis pada elemen perpipaan khususnya

analisis loads pada flange joint, di mana pada penelitian ini menggunakan opsi global element forces extended. Opsi ini memberikan data gaya-gaya dan momen-momen digunakan untuk perhitungan equivalent pressure untuk mengevaluasi flange joint. 3.6.5 Pelaksanaan Optimalisasi Jalur Perpipaan Existing

Pada tahapan analisis jalur perpipaan existing,

dalam penelitian ini mendapatkan beberapa catatan kegagalan (failure) dan tidak optimalnya pada beberapa load cases, seperti:

Kegagalan dengan stress tertinggiterjadi pada node 1100, load case 39 (EXP), L39 = L2-L8 dan load case 41 (EXP), L41 = L4-L8, seperti diperlihatkan pada Gambar 3.6.

Penempatan restraints yang tidak tepat dan sesuai mengakibatkan beban berlebih pada beberapanodessehingga tidak optimal, seperti pada Gambar 3.7 dan Gambar 3.8.

Optimalisasi secara menyeluruh dilakukan

dengan opsi yang paling memungkinkanpada jalur perpipaan dalam kondisi beroperasi, yaitu opsi memperbaiki penempatan restraints yang tepat dan sesuai. Hasil optimalisasi, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.1, Tabel 4.2, Tabel 4.3, dan Tabel 4.4.

4. HASIL DAN PEMBAHASAN 4.1 Evaluasi dan Hasil Optimalisasi

Penyelesaian dan hasil analisis tegangan sistem

perpipaandisajikan dalam bentuk Summary Reports. Untuk beberapa cases dan hasil analisis tegangan sistem perpipaan dievaluasi pada pembahasan ini.



35

3.6 Running and Checking Analysis Pada tahapan ini dilakukan optimasi jalur

perpipaanexisting. Dalam konteks ini, dilakukan analisis tegangansistem perpipaanuntuk memastikan tegangan dan fleksibilitas akibatsustained loads, occasional loads, dan expansion loads pada sistem perpipaanmampu untuk tetap beroperasi dengan aman pada berbagai kondisi pembebanan berdasarkan pada ASME Code B31.3.

3.6.1 Analisis Jalur Perpipaan Existing

Running analysis pada load cases jalur

perpipaan existing untuk mengetahui stresses, forces, dan moments yang terjadi pada sistem perpipaan. Pada tahap ini, penulis melakukan analisis tegangan pada sistem perpipaan, pembebanan pada restraint, forces, dan momentspada elemen perpipaan.

3.6.2 Analisis Tegangan Pada Sistem Perpipaan

Analisis tegangan dilakukan pada setiap node

dalam pemodelan. Opsi stress summary untuk menganalisis tegangan tertinggi pada setiap node pada load cases.

3.6.3 Analisis Pembebanan Pada Restraint

Tahapan ini, penulis menganalisis gaya dan

momen yang terjadi pada setiap restraint yang dapat memperngaruhi kasus pembeban pada elemen perpipaan. Opsi restraint summary memberikan data gaya dan momen untuk semua load cases yang dipilih dalam satu report.

Gambar 3.3. Pipe Stopper Pada Node 520

Gambar 3.4. Pipe Stopper Pada Node 1480 3.6.4 Analisis Gaya dan Momen PadaFlanges

Analisis pada elemen perpipaan khususnya

analisis loads pada flange joint, di mana pada penelitian ini menggunakan opsi global element forces extended. Opsi ini memberikan data gaya-gaya dan momen-momen digunakan untuk perhitungan equivalent pressure untuk mengevaluasi flange joint. 3.6.5 Pelaksanaan Optimalisasi Jalur Perpipaan Existing

Pada tahapan analisis jalur perpipaan existing,

dalam penelitian ini mendapatkan beberapa catatan kegagalan (failure) dan tidak optimalnya pada beberapa load cases, seperti:

Kegagalan dengan stress tertinggiterjadi pada node 1100, load case 39 (EXP), L39 = L2-L8 dan load case 41 (EXP), L41 = L4-L8, seperti diperlihatkan pada Gambar 3.6.

Penempatan restraints yang tidak tepat dan sesuai mengakibatkan beban berlebih pada beberapanodessehingga tidak optimal, seperti pada Gambar 3.7 dan Gambar 3.8.

Optimalisasi secara menyeluruh dilakukan

dengan opsi yang paling memungkinkanpada jalur perpipaan dalam kondisi beroperasi, yaitu opsi memperbaiki penempatan restraints yang tepat dan sesuai. Hasil optimalisasi, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.1, Tabel 4.2, Tabel 4.3, dan Tabel 4.4.

4. HASIL DAN PEMBAHASAN 4.1 Evaluasi dan Hasil Optimalisasi

Penyelesaian dan hasil analisis tegangan sistem

perpipaandisajikan dalam bentuk Summary Reports. Untuk beberapa cases dan hasil analisis tegangan sistem perpipaan dievaluasi pada pembahasan ini.



36

Persyaratan untuk pembahasan ini mengacu pada ASME Code B31.3 dan API Standard 610.

4.1.1 Evaluasi Tegangan Tetinggi (Highest

Stresses)

Kegagalan pada sistem perpipaan terjadi pada node 1100,load case 39 (EXP) sebesar = 576.8 N/sq.mm, di mana ini melebihi persyaratan allowable stress, yaitu = 332.1 N/sq.mm dan untuk load case 41 (EXP) sebesar = 582.7 N/sq.mm sedangkan allowable stress= 332.1 N/sq.mm. Kegagalan ini disebabkan oleh expansion loads, ini merupakan efek dari thermal expansion dan tank settlement.

Setelah dilakukan analisis pada pipe supports danrestraints diperoleh adanya distribusi tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan. Distribusi ini memberikan efek pada perubahan nilai tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang signifikan. Dalam hal ini, tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan tidak tersekappada beberapa node sehingga tidak berkembang menjadi lebih besar. Untuktegangan tertinggi terjadi dengan load case 39pada node 460, ini merupakan akibat dariexpansion loads, yaitu :

𝟑𝟑𝟏𝟏𝟗𝟗 𝟖𝟖 𝑵𝑵 𝒔𝒔𝒒𝒒 𝒎𝒎𝒎𝒎 ≤ 𝟑𝟑𝟐𝟐𝟎𝟎 𝟑𝟑 𝑵𝑵 𝒔𝒔𝒒𝒒 𝒎𝒎𝒎𝒎

Sedangkan untuk load case 41 pada node 460, yaitu:

𝟐𝟐𝟔𝟔𝟕𝟕 𝟑𝟑 𝑵𝑵 𝒔𝒔𝒒𝒒 𝒎𝒎𝒎𝒎 ≤ 𝟑𝟑𝟐𝟐𝟎𝟎 𝟑𝟑 𝑵𝑵 𝒔𝒔𝒒𝒒 𝒎𝒎𝒎𝒎

Ringkasan hasil analisis tegangan tetinggi

sistem perpipaan setelah dilakukan modifikasi pada restraints, seperti diperlihatkanTabel 4.1.

Tabel 4.1 Maximum Stress Summary Reports

Hasil analisis tegangan pada sistem perpipaan,

seperti yang diperlihatkan pada Tabel 4.1 merupakan

hasil analisis yang sudah memenuhi persyaratan allowable stress yang disebabkan oleh faktor pembebanan berdasarkan pada ASME code B31.3 Process Piping, untuk cases, yaitu:

a. Stresses due to sustained loads, seperti diperlihatkan pada rumus (2.16).

b. Stresses due to occasional loads, seperti diperlihatkan pada rumus (2.18).

c. Stresses due to expansion loads, seperti diperlihatkan pada rumus (2.19).

4.1.2 Evaluasi Beban Pada Nozzle Tank

Hasil analisis beban pada nozzle tank (N2)

TK-8500 dengan node 30 pada sistem perpipaan, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.2.

Tabel 4.2. Loads on Nozzle Tank (N2)

Reports summary untuk nozzle loads pada node

30, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.2 telah memenuhi persyaratan standar, di mana tidak melebihi dari allowable nozzle loads yang mengacu pada NORSOK Standard, R-001, Rev. 3, November 1997. Sedangkan lokasi untuk node 30, seperti diperlihatkan pada Gambar 4.1.

Gambar 4.1 Lokasi Node 30 Pada Nozzle Tank (N2)

TK-8500

4.1.3 Evaluasi Beban Pada Nozzle Pumps Evaluasi beban yang bekerja pada suction

nozzle pumps PP-8420, PP-8425, dan PP-8500 adalah dengan cara membandingkan data restraints summary reports terhadap allowable nozzle pumps.Ketentuan dan persyaratan allowable forces dan moments pada nozzle centrifugal pumpsadalah2 x Tabel 4 API Standard 610[11].Hasil analisis pembebananpada suction nozzle pumps pada node 850, node 1110, dan node 1370, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.3. di mana nilai gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja tidak melebihi dari nilai allowable nozzle loads yang terdapat pada Tabel 4 API Standard 610. Tabel 4.3. Loads on Suction Nozzle Pumps

4.1.4 Evaluasi Gaya dan Momen Pada Flanges

Evaluasi flange connection yang disebabkan

oleh pembebanan dengan menggunakanpersamaan equivalent pressure (Peq).Hasil analisis untuk opsi global element forces extended reportdigunakan untuk perhitungan equivalent pressure untuk mengevaluasi flange joint.Gaya dan momen

tertinggi hasil analisis terjadi pada node 440 dengan load case: L14 (OPE) = W + D2 + D4 + T2 + P1 – U1. Berdasarkanpadapersamaanequivalent pressure (Peq) [12], maka evaluasi tekanan pada flange joint untuk node 440 dengan load case: L14 (OPE) = W + D2 + D4 + T2 + P1 – U1, yaitu:

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞𝑥𝑥 𝑀𝑀𝑏𝑏

𝐺𝐺𝑥𝑥 𝐹𝐹𝑎𝑎

𝐺𝐺 Di mana:

Data-data dari global element forces extended reports dan piping specification, yaitu:

Line No. = 10”-HL-4505-1B Node = 440 Load Case = 14 Flange Size = 10 inci Rating Class = 150 lbs. Operating Pressure = 0.34 barg. Allowable Pressure (PMAWP) = 17.93 barg. Mb = 8834 N.m. = 883.4 DaN.m Fa = 6742 N = 674.2 Da.N G = 302.42 mm (effective gasket diameter) 1 Da.N = 10 N

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞𝑥𝑥 𝑥𝑥

= 17.20 barg

Untuk mengevaluasi tekanan yang bekerja pada

flange joint akibat dari kondisi pembebanan supaya tidak terjadi leakage, yaitu:

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞 𝑃𝑃𝑜𝑜𝑝𝑝𝑒𝑒 ≤ 𝑃𝑃𝑀𝑀𝐴𝐴𝑊𝑊𝑃𝑃

𝟏𝟏𝟕𝟕 𝟓𝟓𝟒𝟒 𝐛𝐛𝐚𝐚𝐫𝐫𝐠𝐠 ≤ 𝟏𝟏𝟕𝟕 𝟗𝟗𝟑𝟑 𝐛𝐛𝐚𝐚𝐫𝐫𝐠𝐠 Tekanan yang terjadi pada flange disebabkan

oleh pembebanan, selain dari faktor tekanan internal, di mana tidak melebihi dari allowable pressure (PMAWP). Nilai rasio tekanan pada flange, yaitu:

𝑅𝑅𝑎𝑎𝑡𝑡𝑖𝑖𝑜𝑜 𝑏𝑏𝑎𝑎𝑟𝑟𝑔𝑔𝑏𝑏𝑎𝑎𝑟𝑟𝑔𝑔 𝟎𝟎 𝟗𝟗𝟖𝟖

Tekanan yang bekerja pada flange joint node 440 dengan load case L14 telah memenuhi persyaratan code dan standard dengan nilai rasio tidak melebihi dari nilai 1.

4.2 Optimalisasi Pada Sistem Perpipaan

Hasil analisis pada sistem perpipaan, seperti

diperlihatkan pada Gambar 3.6belum mendapatkan hasil yang optimal. Faktor yang sangat berpengaruh pada kegagalan sistem perpipaan disebabkan oleh penempatan restraints yang tidak tepat dan sesuai,



37

4.1.3 Evaluasi Beban Pada Nozzle Pumps Evaluasi beban yang bekerja pada suction

nozzle pumps PP-8420, PP-8425, dan PP-8500 adalah dengan cara membandingkan data restraints summary reports terhadap allowable nozzle pumps.Ketentuan dan persyaratan allowable forces dan moments pada nozzle centrifugal pumpsadalah2 x Tabel 4 API Standard 610[11].Hasil analisis pembebananpada suction nozzle pumps pada node 850, node 1110, dan node 1370, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.3. di mana nilai gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja tidak melebihi dari nilai allowable nozzle loads yang terdapat pada Tabel 4 API Standard 610. Tabel 4.3. Loads on Suction Nozzle Pumps

4.1.4 Evaluasi Gaya dan Momen Pada Flanges

Evaluasi flange connection yang disebabkan

oleh pembebanan dengan menggunakanpersamaan equivalent pressure (Peq).Hasil analisis untuk opsi global element forces extended reportdigunakan untuk perhitungan equivalent pressure untuk mengevaluasi flange joint.Gaya dan momen

tertinggi hasil analisis terjadi pada node 440 dengan load case: L14 (OPE) = W + D2 + D4 + T2 + P1 – U1. Berdasarkanpadapersamaanequivalent pressure (Peq) [12], maka evaluasi tekanan pada flange joint untuk node 440 dengan load case: L14 (OPE) = W + D2 + D4 + T2 + P1 – U1, yaitu:

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞𝑥𝑥 𝑀𝑀𝑏𝑏

𝐺𝐺𝑥𝑥 𝐹𝐹𝑎𝑎

𝐺𝐺 Di mana:

Data-data dari global element forces extended reports dan piping specification, yaitu:

Line No. = 10”-HL-4505-1B Node = 440 Load Case = 14 Flange Size = 10 inci Rating Class = 150 lbs. Operating Pressure = 0.34 barg. Allowable Pressure (PMAWP) = 17.93 barg. Mb = 8834 N.m. = 883.4 DaN.m Fa = 6742 N = 674.2 Da.N G = 302.42 mm (effective gasket diameter) 1 Da.N = 10 N

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞𝑥𝑥 𝑥𝑥

= 17.20 barg

Untuk mengevaluasi tekanan yang bekerja pada

flange joint akibat dari kondisi pembebanan supaya tidak terjadi leakage, yaitu:

𝑃𝑃𝑒𝑒𝑞𝑞 𝑃𝑃𝑜𝑜𝑝𝑝𝑒𝑒 ≤ 𝑃𝑃𝑀𝑀𝐴𝐴𝑊𝑊𝑃𝑃

𝟏𝟏𝟕𝟕 𝟓𝟓𝟒𝟒 𝐛𝐛𝐚𝐚𝐫𝐫𝐠𝐠 ≤ 𝟏𝟏𝟕𝟕 𝟗𝟗𝟑𝟑 𝐛𝐛𝐚𝐚𝐫𝐫𝐠𝐠 Tekanan yang terjadi pada flange disebabkan

oleh pembebanan, selain dari faktor tekanan internal, di mana tidak melebihi dari allowable pressure (PMAWP). Nilai rasio tekanan pada flange, yaitu:

𝑅𝑅𝑎𝑎𝑡𝑡𝑖𝑖𝑜𝑜 𝑏𝑏𝑎𝑎𝑟𝑟𝑔𝑔𝑏𝑏𝑎𝑎𝑟𝑟𝑔𝑔 𝟎𝟎 𝟗𝟗𝟖𝟖

Tekanan yang bekerja pada flange joint node 440 dengan load case L14 telah memenuhi persyaratan code dan standard dengan nilai rasio tidak melebihi dari nilai 1.

4.2 Optimalisasi Pada Sistem Perpipaan

Hasil analisis pada sistem perpipaan, seperti

diperlihatkan pada Gambar 3.6belum mendapatkan hasil yang optimal. Faktor yang sangat berpengaruh pada kegagalan sistem perpipaan disebabkan oleh penempatan restraints yang tidak tepat dan sesuai,



38

seperti penempatan pipe stoppers pada node 520 dan node 1480, seperti diperlihatkan pada Gambar 3.7 dan Gambar 3.8.

Setelah dilakukan optimalisasi dengan menghilangkan pipe stoppers (+LIM) pada node 520, node 1480, dan u-bolt pada node 80diperoleh hasil yang optimal pada sistem perpipaan tersebut, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.1, Tabel 4.2, Tabel 4.3, dan Tabel 4.4. Dengan demikian, secara keseluruhan hasil optimalisasi pada sistem perpipaan akibat dari sustained loads, occasional loads, dan expansion loads telah memenuhi persyaratan allowable, yaitu tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan tidak melebihi dari allowable stress dan allowable nozzle loads berdasarkan pada ASME code B31.3 dan API Standard 610. 5. KESIMPULAN

Dari hasil analisis tegangan sistem perpipaan

yang mengalirkan fluida crude oil dari oil storage tank ke suction oil pipeline pumps dengan perangkat lunak CAESAR II, dapat disimpulkan sebagai berikut:

Diperoleh distribusi tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan. Terjadinya pergeseran dan perubahan gaya-gaya dan momen-momen yang bekerja pada elemen perpipaan tidak tersekappada beberapa node dalam sistem perpipaan sehingga tidak menyebabkan tegangan berkembang menjadi lebih besar. Tegangan tertinggi terjadi padaload case 39, node 460 dengan code stress sebesar = 319.8 N/sq.mm sedangkan allowable stress = 320.3 N/sq.mm. Sehingga 319.8 N/sq.mm ≤ 320.3 N/sq.mm.

Secara keseluruhan hasil optimalisasi, seperti diperlihatkan pada Tabel 4.1, Tabel 4.2, Tabel 4.3, dan Tabel 4.4 telah memenuhi persyaratan allowable, yaitu tegangan, gaya-gaya, dan momen-momen yang bekerja pada sistem perpipaan tidak melebihi dari allowable stress dan allowable nozzle loads berdasarkan pada ASME code B31.3 dan API Standard 610.

DAFTAR PUSTAKA

API Standard 650, 2007. Welded Steel Tanks for Oil Storage, 11th Edition, 1220 L Street, N.W., Washington, D.C.

API Standard 610, 2004. Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical and Natural Gas Industries, 10th Edition, 1220 L Street, N.W., Washington, D.C.

ASME B31.3-2008: Process Piping, The American Society of Mechanical Engineers, Three Park Avenue, New York, NY, U.S.A.

CAESAR II, Version 5.10, 2008. Applications Guide, COADE, Inc.

CAESAR II, Version 5.10, 2008. Technical Reference Manual, COADE, Inc.

Francis S. Manning and Richard E. Thompson, 1991. Oilfield Processing of Petroleum: Natural Gas, Volume one, PennWell Books, Tulsa, Oklahoma.

Helguero M., Victor, 1986. Piping Stress Handbook, 2nd Edition, Gulf Publishing Company, Houston, Texas.

Liang-Chuan (L.C.) Peng and Tsen-Loong (Alvin) Peng, 2009. Pipe Stress Engineering, Peng Engineering, Houston, Texas, U.S.A.

M. W. Kellogg Company, 1956. Design of Piping System, 2nd Edition.

NORSOK Standard, R-001, 1997. Techanical Equipment, Rev. 3.

PetroChina International Companies in Indonesia: Engineering Procedure, Specification Piping Material Class, Specification Piping Stress Analysis, Standard Piping Design, and Standard Drawing.

Smith, Paul R., and Van Laan, Thomas J 1987. Piping and Pipe Support Systems, The McGraw-Hill Companies, Inc, 1987.

TEKNOLOGI INOKULASI BESI COR KELABU FC-250 UNTUK MENCEGAH PENGERASAN PADA DOVE TALE

PRODUK RAGUM TIPE 125

INOCULATION TECHNOLOGY OF GRAY CAST IRON FC-250 TO PREVENT SOLIDIFICATION ON DONE TALE RAGUM

PRODUCT TYPE 125

*)Amin Suhadi dan **)Seodihono *) Balai Besar Teknologi Kekuatan Struktur, BPPT, Kawasan PUSPIPTEK, Serpong, Tangsel

**)Pengajar Politeknik Manufaktur Bandung & Direktur Politeknik Cilacap Email : [email protected]

Diterima (received) : 11-05-2014, Direvisi (reviewed) : 25-05-2014 Disetujui (accepted) : 01-07-2014. Abstrak Teknologi produksi pada industri pengecoran di Indonesia masih membutuhkan perbaikan terutama dalam pembuatan komponen mesin perkakas dan peralatan pabrik yang terbuat dari besi tuang kelabu yang mempunyai variasi ketebalan yang besar seperti konstruksi ekor burung (dove tale). Pada pengecoran, struktur mikro dari besi tuang kelabu sangat dipengaruhi oleh kecepatan pendinginan, komposisi kimia dan proses perlakuan pada logam cair (inokulasi). Bagian yang mempunyai ukuran paling tipis mempunyai kecepatan pendinigan paling tinggi karena itu ukuran butirnya jauh lebih kecil dari bagian lain, akibatnya bagian ini mempunyai kekerasan lebih tinggi dan sulit dilakukan pengerjaan mesin. Penelitian ini bertujuan untuk memperbaiki hal ini yang terjadi pada dove tale dengan cara memodifikasi proses perlakuan pada cairan besi dan proses pendinginan. Penelitian dimulai dari analisa struktur mikro, pengujian komposisi kimia, pengujian sifat mekanis pada produk kemudian dilakukan modifikasi menggunakan pendekatan metode statistik Taguchi. Hasil penelitian menunjukkan bahwa pengaturan terbaik yang dapat diperoleh untuk mendapatkan keseragaman struktur mikro dan sifat mekanis pada pengecoran besi tuang kelabu adalah penambahan seed inoculation super ® 75, sebesar 0.25% dengan metode pemasukan inokulasi kedalam Ladle pengangkut logam cair.

Kata kunci : karbon, struktur mikro, kekerasan, inokulasi. Abstract Production technology of metal casting industry in Indonesia needs to be improved, especially in the manufacturing of spare parts and box engine made of gray cast iron which has various wall thick such as dove tale construction. Microstructure of gray cast iron is influenced by cooling rate during casting, chemical composition and melting treatment process (inoculation). The part which has the thinnest thickness has the fastest cooling therefore, the grain boundary is smaller compared to other section. As a result this part has highest hardness and difficult to be machined. This research is conducted to solve this problem by modifying melting and solidification treatment process. The research starting from micro structure analysis, composition and mechanical properties tests on the product, and then conducting modification treatment through Taguchi method approach. Experimental results obtained show that the best level settings to control factors which affect to the uniformity of the microstructure and mechanical properties in gray cast iron is the addition of seed inoculation super ® 75, as much as 0.25% with the method of inoculation material entering into the Transfer Ladle. Key words:carbon, micro structure, hardness, inoculation



Documents

ANALISIS TEGANGAN SISTEM PERPIPAAN MINYAK PADA …