MEKANISME GERAK MENDATAR PADA KRAN MENARA

(1)

PADA KRAN MENARA

TUGAS AKHIR

Diajukan untuk memenuhi salah satu syarat memperoleh gelar Sarjana Teknik

Jurusan Teknik Mesin

Disusun oleh:

Nama : Landung Suryo Hastomo NIM : 025214077

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI

UNIVERSITAS SANATA DHARMA

YOGYAKARTA

(2)

OF TOWER CRANE

FINAL PROJECT

Presented as particial fulfillment of the requirement As to the Sarjana Teknik Degree

In Mechanical Engineering

by:

Landung Suryo Hastomo 025214077

MECHANICAL ENGINEERING STUDY PROGRAM

MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT

SCIENCE AND TECHNOLOGY FACULTY

SANATA DHARMA UNIVERSITY

(3)

(4)

(5)

(6)

Tower crane merupakan salah satu jenis pesawat pengangkat dan pengangkut yang biasa digunakan dalam pengerjaan konstruksi bangunan bertingkat. Mekanisme gerakan utama dari

tower crane yaitu gerakan pengangkatan, gerakan mendatar dan gerakan memutar. Dengan tiga

mekanisme ini maka tower crane sangat membantu dalam mengangkat, menurunkan, menggeser dan memindahkan material pada sebuah ketinggian.

Pada perancangan ini dikhususkan pada sistem gerakan mendatar. Sebagai referensi, perancangan mengacu pada tower crane GRU EDILMAC E-751 dengan kapasitas angkat 6 ton, panjang jangkauan ( jib ) 45 meter, kecepatan troli 55 m/menit.

(7)

Puji dan syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yesus Kristus yang telah melimpahkan rahmat dan bimbingan-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan penyusunan tugas akhir ini yang merupakan salah satu syarat untuk meraih gelar Sarjana Teknik di Jurusan Teknik Mesin Fakultas Sainst dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

Penyusunan tugas akhir ini tidak terlepas dari bantuan berbagai pihak sehingga pada kesempatan ini, penulis ingin menyampaikan terima kasih kepada:

1. Romo Ir. Greg. Heliarko SJ.,S.S.,B.S.T.,M.A.,M.Sc., Dekan Fakultas

Sainst dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

2. Bapak RB. Dwiseno Wihadi, S.T., M.Si. selaku dosen pembimbing yang

telah meluangkan waktunya untuk membimbing penulis dalam penyusunan tugas akhir.

3. Seluruh Dosen Jurusan Teknik Mesin Fakultas Sainst dan Teknologi

Universitas Sanata Dharma atas semua ilmu yang telah diberikan sehingga sangat membantu dalam menyelesaikan tugas akhir ini.

4. Seluruh staf pengajar dan karyawan di Jurusan Teknik Mesin Fakultas

Sainst dan Teknologi Universitas Sanata Dharma, yang telah membantu penulis selama kuliah hingga selesainya penyusunan tugas akhir ini. 5. Almarhum Bapak, Ibu, Mbak Inux, Mas Eko, Abel dan Mila atas segala

(8)

Albert, Cebe, Welly, dan yang lain) yang telah memberikan bantuan dalam bentuk moril maupun material hingga tugas akhir ini dapat terselesaikan.

7. Seluruh teman-teman kontrakan Andhe-Andhe Lumut (Wisnu, Mursid,

Moko, Lik Wakidi, Pak Samsi, Jarod, Yudi) atas dukungan dan semangat yang selalu mereka berikan.

Penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan dalam penyusunan tugas akhir ini dan jauh dari kesempurnaan akibat keterbatasan yang dimiliki oleh penulis. Oleh karenanya segala kritik yang sifatnya membangun sangat penulis harapkan. Semoga apa yang telah dicapai penulis dapat memberikan manfaat.

Akhir kata penulis berharap penyusunan tugas akhir ini dapat bermanfaat bagi siapa pun yang membacanya.

Yogyakarta, 20 Januari 2008

(9)

DAFTAR ISI

HALAMAN JUDUL ………_.... _i

HALAMAN JUDUL INGGRIS... ii

HALAMAN PENGESAHAN PEMBIMBING……_...………_... _iii

HALAMAN PENGESAHAN PENGUJI DAN DEKAN... iv

HALAMAN PERNYATAAN KEASLIAN KARYA ………_... _v

INTISARI ………_... _vi

KATA PENGANTAR ………_... _vii

DAFTAR ISI ………_... _ix

DAFTAR GAMBAR ... xii

BAB I PENDAHULUAN ………... 1

1.1. Gerakan Utama Tower Crane ………_... ₂

1.1.1. Gerakan pengangkatan... 2

1.1.2. Gerakan pemindahan... 4

1.1.2.1.Trolleying... 4

1.1.2.2.Slewing... 5

1.2. Ukuran Utama ………_.. ₆

BAB II MEKANISME GERAKAN ………_..……_. ₇

(10)

2.1.2.Gaya Tarik Maksimal Tali... 10

2.1.3.Perhitungan Roda Troli... 15

2.2. Pemilihan Kabel Kawat Baja ………_... ₂₁

2.3. Perancangan Drum dan Puli ………_... ₂₉

2.3.1.Perancangan Drum... 29

2.3.2.Perancangan Poros Drum... 35

2.3.3.Perancangan Puli... 47

2.4. Pemilihan Motor Penggerak... 54

2.5. Perancangan Transmisi Roda Gigi... 58

2.5.1.Perancangan Roda Gigi Lurus... 58

2.5.1.1Roda Gigi Tingkat 1... 59

2.5.1.2.Roda Gigi Tingkat 2 dan 3... 65

2.5.2.Perancangan Poros Roda Gigi... 67

2.5.2.1.Perhitungan Poros 1... 69

2.5.3.Perancangan Bantalan Roda Gigi... 87

2.5.4.Perancangan Kopling... 89

2.6. Perancangan Rem... 92

2.6.1.Menentukan Moment Pengereman... 93

(11)

2.6.4.Pemeriksaan Pemanasan Rem... 100

2.6.5.Umur Lapisan Rem... 100

BAB III PELUMASAN...…………....………….… 103

BAB IV KESIMPULAN...………_.. ₁₀₅

4.1. Kesimpulan ………_..…………_.. ₁₀₅

4.2. Penutup... ………_... ₁₁₀

(12)

Gambar 1.1. Tower Crane... 1

Gambar 2.1. Troli... 8

Gambar 2.2. Skema Gerak Troli... 10

Gambar 2.3. Roda Troli... 15

Gambar 2.4. Pembebanan gandar roda troli... 17

Gambar 2.5. Design check poros roda troli...…_{... 18}

Gambar 2.6. Penampang rel... 20

Gambar 2.7. Skema mekanisme gerakan troli... 21

Gambar 2.8. Kabel kawat baja ... 23

Gambar 2.9. Cara mengukur tali baja... 24

Gambar 2.10. Drum dengan alur helix... 31

Gambar 2.11. Plat pengikat kabel baja... 34

Gambar 2.12. Design check drum... 34

Gambar 2.13. Pembebanan poros drum... 35

Gambar 2.14. Design check poros drum...…_{... 40}

Gambar 2.15. Pasak... 41

Gambar 2.16. Roda puli troli... 48

Gambar 2.17. Pembebanan gandar puli...…_{... 49}

Gambar 2.18. Design check poros puli... 50

(13)

Gambar 2.21. Pembebanan poros 1 transmisi 3 tingkat... 70

Gambar 2.22. Design check poros 1... 72

Gambar 2.23. Poros bintang (Spline)... 74

Gambar 2.24. Pembebanan poros II transmisi 3 tingkat... 78

Gambar 2.26. Pembebanan poros III transmisi 3 tingkat... 81

Gambar 2.28. Pembebanan poros IV transmisi 3 tingkat... 84

Gambar 2.30. Bantalan ... 87

Gambar 2.31. Kopling ... 89

(14)

BAB I PENDAHULUAN

Tower crane merupakan salah satu jenis pesawat pengangkat yang sering digunakan dalam pembangunan gedung - gedung bertingkat dan industri - industri besar. Ciri utama dari tower crane ini yaitu mempunyai lengan menara (jib) yang dapat berputar sesuai dengan kebutuhan, sehingga dapat mengangkat beban pada ketinggian dan jarak jangkauan yang tertentu. Dengan menggunakan pesawat pengangkat ini, memungkinkan pekerjaan kita untuk memindahkan material yang mempunyai bobot yang besar ataupun mengerjakan pekerjaan lain pada jarak yang aman.

G a

m b a r

(15)

1. 1. Gerakan Utama Tower Crane

Berdasarkan fungsinya, gerakan utama dari tower crane dapat dibagi menjadi dua macam yaitu:

1. 1. 1. Gerak pengangkatan (hoisting)

Gerakan pengangkatan (hoisting) tower crane ini merupakan gerakan yang arahnya vertikal. Fungsi dari gerakan pengangkatan yaitu untuk memindahkan beban yang berada pada ketinggian yang berbeda, sehingga beban pada ketingian tertentu dapat dipindahkan ke tempat yang lebih tinggi atau menurunkan beban ke tempat yang lebih rendah. Kapasitas pengangkatan ini sangat tergantung pada keseluruhan sistem, karena kapasitas pengangkatan menunjukkan kemampuan secara keseluruhan dari

tower crane itu sendiri. Gerakan pengangkatan dari tower crane diatur oleh suatu sistem transmisi yang dihubungkan dengan drum dan oleh drum kabel kawat baja terhubung dengan sebuah sistem puli yang dihubungkan dengan alat penanganan beban yang terdiri dari rumah kait dan kaitnya. Berikut adalah komponen utama dalam gerak pengangkatan :

1. Kait

Fungsi dari kait adalah untuk tempat penggantungan muatan yang mana mutan tersebut biasanya sudah disatukan dalam suatu ikatan dengan menggunakan anduh (sling) rantai atau tali. Dalam merancang kait harus diperhatikan besarnya beban angkat maksimum yang akan diangkat oleh kait. Disamping itu diameter dalam kait harus dapat menyediakan tempat pada tali atau rantai yang membawa muatan.

2. Kabel kawat baja

Kabel kawat baja berfungsi untuk menggantungkan kait pada pada

drum penggulung. Kelebihan kabel kawat baja ini dibandingkan dengan rantai adalah sebagai berikut :

1. beratnya lebih ringan

2. lebih tahan terhadap beban kejut

(16)

5. apabila akan putus menunjukkan tanda – tanda terlebih dahulu 3. Drum dan puli

Drum merupakan salah satu komponen yang fungsinya adalah sebagai tempat untuk menggulung kabel kawat baja. Dengan menggunakan

drum, maka kabel kawat baja akan tertata lebih rapi. Untuk menjaga kerapian penggulungan, maka dibuatkan alur yang sesuai dengan diameter dari kabel kawat baja.

Untuk mengurangi bobot dari drum, maka dirancang drum silinder dengan rongga didalamnya. Selain dapat mengurangi bobot dari drum,

pembuatan rongga ini juga dapat mengurangi rugi – rugi energi yang diakibatkan oleh momen – momen dinamiknya.

Fungsi dari puli yaitu untuk mentransmisikan daya. Kerja dari puli sangat dipengaruhi oleh kekakuan tali, jenis bantalan dan pelumas yang digunakan pada gandar puli. Semakin kaku tali, maka kerja dari puli akan menjadi terhambat.

4. Motor penggerak

Pada mekanisme pengangkatan dibutuhkan daya dari motor pengerak yang mampu untuk menggerakkan sistem sehingga bahan dapat dipindahkan ke arah tujuan yang diinginkan. Motor penggerak yang digunakan adalah berupa motor listrik. Pertimbangan penggunaan motor listrik ini adalah karena harganya murah dan mudah ditemukan di pasaran. 5. Transmisi roda gigi

(17)

6. Rem

Dalam mekanisme gerakan dibutuhkan rem yang fungsi sebagai penahan agar beban yang diangkat tetap pada ketinggian tertentu. Dalam pemilihan rem harus diperhatikan tentang lapisan remnya. Bahan lapisan rem yang baik harus mempunyai sifat tahan lama terhadap keausan, koefisien geseknya besar, tahan terhadap temperatur sampai 3000 C, mudah untuk dibuat dan harganya murah.

1. 1. 2. Gerak pemindahan

Gerak pemindahan yang dimaksud disini yaitu, gerakan pemindahan beban pada arah horisontal. Secara umum gerakan pemindahan beban dapat dibedakan menjadi dua macam gerakan yaitu :

1. 1. 2. 1. Trolleying

Trolleying atau mekanisme bejalan yaitu suatu sistem gerakan pemindahan beban dengan cara pemindahan beban secara horisontal. Jarak jangkauan dari beban yang akan dipindahkan tergantung dari panjang lengan menara yang digunakan, sehingga jarak jangkauannya tertentu. Gerakan pemindahan ini membutuhkan suatu mekanisme pejalan yang disebut dengan troli. Troli ini diletakkan pada lengan menara yang dilengkapi dengan drum yang fungsinya untuk menggulung tali baja yang digunakan. Berikut adalah komponen utama dalam mekanisme berjalan : 1. Troli

(18)

2. Kabel kawat baja

Kabel kawat baja berfungsi untuk menghubungkan troli dengan

drum penggulung, sehingga troli dapat bergerak sepanjang lengan menara. 3. Drum dan puli

Fungsi drum disini adalah sebagai tempat untuk menggulung kabel kawat baja, sedangkan puli berfungsi untuk menjaga agar kabel kawat baja dapat menggulung sesuai dengan arahnya.

4. Motor penggerak

Motor penggerak manghasilkan daya yang digunakan dalam pergerakan troli. Dalam perancangan ini motor penggerak yang digunakan yaitu jenis motor listrik.

5. Transmisi roda gigi

Untuk pengaturan kecepatan pada mekanisme gerakan mendatar, maka digunakan sistem transmisi roda gigi. Dengan menggunakan sistem transmisi roda gigi ini maka akan didapatkan kecepatan yang sesuai dengan keinginan.

6. Rem

Rem berguna untuk menghentikan gerak dari troli. 1. 1. 2. 2. Slewing

Yang dimaksud dengan slewing yaitu gerakan pemindahan bahan pada tower crane dengan cara memutar lengan menara ke kanan ataupun ke kiri. Karena adanya mekanisme putar, maka batang pilar yang dipasang pada pondasi tower crane haruslah kuat untuk menahan beban yang berada di atasnya. Dalam prakteknya gerakan slewing ini biasanya dikombinasikan dengan gerakan yang lainnya untuk dapat mencapai tujuan yang diinginkan. Berikut adalah komponen utama dalam mekanisme berputar :

1. Motor penggerak

(19)

2. Transmisi roda gigi

Pada mekanisme gerakan memutar menggunakan transmisi roda gigi untuk mengatur kecepatan pada saat melakukan gerakan memutar.

3. Rem

Dalam mekanisme gerakan memutar juga diperlukan rem yang berguna untuk menghetikan gerakan.

1. 2. Ukuran Utama

Ukuran utama dari tower crane yaitu meliputi kapasitas angkat, tinggi angkat, panjang jangkauan (jib), panjang counter jib, counter weight,

macam pondasi, kecepatan angkat, kecepatan troli, kecepatan putar dan sudut putar.

Sebagai referensi dalam perancangan ulang ini, dipilih Tower crane

dengan spesifikasi sebagai berikut : Beban angkat : 6 ton Tinggi angkat : 37 meter Panjang jangkauan ( jib ) : 45 meter Panjang counter jib : 13 meter

Counter weight : 6 ton

(20)

MEKANISME GERAKAN

Mekanisme gerakan yang terjadi pada Tower Crane yaitu mekanisme

pengangkatan, mekanisme gerakan mendatar dan mekanisme gerakan memutar. Untuk memberikan hasil yang sesui dengan keinginan pada saat pemindahan suatu bahan dalam industri, maka dibutuhkan kombinasi dari ketiga mekanisme gerakan tersebut. Namun pada penulisan tugas akhir ini hanya akan dirancang komponen-komponen utama dari mekanisme gerakan mendatar.

Dalam mekanisme gerakan horisontal, komponen-komponen utama yang perlu dihitung ulang yaitu:

1. Troli

2. Kabel kawat baja

3. Drum dan puli

4. Motor penggerak 5. Transmisi roda gigi 6. Rem

2. 1. Perancangan Troli

(21)

beban yang akan dipindahkan dikalikan 2 sebagai angka keamanan dari semua mekanisme gerak horisontal.

Untuk mekanisme pejalannya digunakan 4 buah roda yang berjalan sepanjang jib, dimana jib sendiri juga berfungsi sebagai rel dari troli. Bahan

yang digunakan untuk roda penggerak adalah jenis baja. Jika kecepatan gerak horisontal diketahui adalah V= 55m/menit=0,917m/s. Waktu percepatan yang diijinkan adalah 1,5 sampai 5 detik, maka dipilih t = 4 detik

Maka percepatanya adalah :

t v a

4 917 , 0 

= 0,229 m/s2

(22)

2. 1. 1. Beban maksimal roda (Pmak).

Beban maksimal adalah semua beban rencana yang harus ditanggung troli yang secara simetris dan distribusi bebannya merata pada keempat roda jalan troli. Basarnya beban tersebut dapat ditentukan dengan

persamaan (2.1) 4 F G q Q P o mak   

 ………_.………_..._(2.1)

(Rudenko, 1996, hal. 237) dengan Q = beban angkat

= Beban rencana x Angka keamanan = 6000 x 2 =12000 kg

= 12000 kg x 9,81 m/s2 = 117720 N

q = bobot rumah kait (100 kg x 9,81 m/s2 = 981 N) Go= bobot troli (150 kg x 9,81 m/s2 = 1471,5 N)

F = Gaya akibat adanya percepatan gerak horizontal = mTotal x a = (Q+q+Go) x a

= 12250 kg x 0,229 m/s2

= 2805,25 N

(23)

2. 1. 2. Gaya tarik maksimal tali (STot) Tahanan roda gerak troli (W1)

Tahanan roda gerak troli (W1) adalah resistansi atau tahanan terhadap gerakan pada arah horisontal yang harus diatasi oleh troli

berbeban yang bergerak. Besarnya tahanan tersebut dapat ditentukan dengan Persamaan (2.2)

Gambar 2. 2. Skema Gerak Troli Keterangan :

1. Drum Travelling 2. Puli system Travelling 3. Roda Troli

(24)

           D k d F G q Q

W₁ ( _o )  2 ...(2.2)

(Rudenko, 1996, hal. 284)

dengan Q = beban angkat (117720N) q = bobot rumah kait (981N) Go= bobot troli (1471,5N)

F = gaya akibat adanya percepatan (2805,25N)

â = kofisien untuk memperhitungkan gesekan pada roda gerak, untuk bantalan luncur sebesar (1,25)

µ = koefisien gesek bantalan (untuk bantalan rol fleksibel

0,015)

d = diameter gandar (2 cm)

k = koefisien gesek pada gelinding roda (diasumsikan 0,05) D = diameter roda penggerak (10 cm)

Dengan mensubstitusiksn variabel-variabel tersebut maka diperoleh

N W x x x W 88 , 6148 10 05 . 0 2 2 015 . 0 25 , 1 ) 25 , 2805 5 , 1471 981 117720 ( 1 1            

Tahanan puli tali pengangkat (W2)

(25)

off on S

S

W₂   ……_.………_..(2.3)

dengan Son = tarikan akibat tahanan roda dan terdefleksinya tali (N) Soff = tarikan akibat takel dan muatan (N)

Beban yang sesungguhnya terjadi pada pengangkatan(B) adalah semua beban yang diterima oleh sistem pengangkatan. Besarnya beban yang sebenarnya terjadi pada sistem pengangkatan dapat ditentukan dengan Persamaan (2.4)

B = 1 

z q

Q

...(2.4)

dengan, Q = beban angkat (117720N) q = bobot rumah kait (981N)

z = jumlah muatan puli yang menyangga beban (3) ç = efisiensi puli (0,8)

ç1 = efisiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuanya ketika menggulung pada drum, diasumsikan (0,98)

Dengan mensubstitusiksn semua variabel tersebut kedalam persamaan (2.4) maka didapatkan beban angkat sebesar

B =

98 , 0 8 , 0 3

981 117720

x x



(26)

Tegangan tali yang terjadi pada pengangkatan (S) adalah tegangan yang terjadi pada tali pengangkat yang diakibatkan oleh beban pangangkatan. Besarnya tegangan tali yang terjadi dapat ditentukan dengan persamaan (2.5)

S=Bxåzx

1 1 1_   z  

………_.………_....(2.5)

(Ir.G. harjanto, 1993, hal. 10)

Dengan B = beban sesungguhnya yang terjadi (50468,11N) i = jumlah puli dalam system pengangkatan (6) Z = (i – 1) = (6 – 1) = 5

å = faktor hambatan (1,05)

å = 1 1

 =0,98 1

=1,05

S = 50468,11 x 1,055 x

1 05 , 1 1 05 , 1 6_  = 9472,28N

S = Soff ,dengan persamaan di atas maka didapatkan tegangan tali yang diderita tali pada sistem pengangkatan(S) adalah sebesar 9472,28 N

2 1  t on S W

S   ………_.………_(2.6)

dengan W1 = tahanan gerak roda troli (6148,88N) ç2 = efisiensi mekanis (0,8)

(27)

f x q S r t 2 2

 ...(2.7)

dengan qr = bobot tali per meter (0,359 kg/m)

x = setengah panjang tali yang terdefleksi (22,5m) f = defleksi tali yang diizinkan

f = ( sampai )Xmaks

200 1 100

1

f = (1/100) 22,5 f = 0,225

N S S on on 62 , 12638 8 , 0 02 , 3962 88 , 6148   

Maka didapatkan tahanan pada roda puli tali pengangkat sebesar

N W₂ 12638,629472,283166,34

Tarikan maksimal tali untuk memindahkan troli (STot) adalah gaya yang harus dikeluarkan untuk menarik troli supaya bergerak maju mundur. Untuk menggerakan troli pada arah horisontal saat membawa beban digunakan tali, maka gaya tarik yang dilakukan tali sama dengan

(28)

jumlah tahanan yang diakibatkan gerak troli (W1), tahanan roda puli

pengangkat (W₂) dan tarikan tali akibat terdefleksinya tali tersebut (St)

STot = W1 + W2 + St

STot = 6148,88+3166,34+3962,02 STot = 13277,24N = 1353,43kg

2. 1. 3. Perhitungan Poros dan Roda Troli

Gambar. 2. 3. Roda Troly

Data desain roda troli di bawah didapat dari pengamatan di lapangan.

lebar roda (b) : 5 cm

diameter roda (D) : 10 cm

(29)

Pemeriksaan terhadap kekuatan (ómak)

Untuk pemeriksaan diameter roda pejalan yang dipakai, maka kita harus periksa tegangan tekan satuan lokal yang ditentukan dengan persamaan 2.8.

br pk

mak 600

 ...(2.8)

(Rudenko, 1996, hal. 260) Dengan,

P = beban yang bekerja pada roda (30744,44N) b = lebar permukaan kerja rel rata (5 cm) r = jari-jari rel (1 cm)

k = koefisien untuk memperhitungkan kecepatan gelinding roda yang ditentukan dengan persamaan 2.9, dengan v adalah kecepatan gelinding roda, dalam m/detik.

k = (0,2-1)v...(2.9) (Rudenko, 1996, hal. 260)

= 1x 55/60 = 0,917 m/s

(30)

Pemilihan bahan roda

Berdasar hasil perhitungan tegangan tekan satuan lokal, maka dipilih bahan roda yaitu steel 5 yang mempunyai tegangan tekan satuan 5.250 kg/cm2 dan tegangan luluh 2900 kg/cm2 yang terdapat dalam Tabel

Karakteristik bahan roda penggerak pada Lampiran 1.

Poros roda troli

Poros roda troli ini merupakan poros diam, karena poros ini merupakan gandar yang hanya mengalami momen lengkung saja dan tidak mengalami momen puntir. Data yang diketahui adalah sebagai berikut Berat beban yang harus diterima gandar Pmak = 3133,98 kg

Gambar 2. 4. Pembebanan pada gandar roda troli.

Reaksi pada titik A adalah sebesar 3133,98 kg. Maka momen lengkung yang terjadi

Mb = 3133,9863 = 197440,74 kg.mm 63 mm Pmak

(31)

Maka diameter gandar (Dg) dapat diketahui dengan Persamaan 2.10.

3 17 , 2

a

Mb Dg

 

 ……….(2.10)

(G.Niemann, Elemen mesin, 1982, hal 321)

Dengan bahan gandar yang direncanakan adalah S55C dengan (_a)

diketahui 60 kg/mm2. Maka diameter gandar adalah

3

60 74 , 197440 17

, 2  

Dg

Dg = 31,92 mm

maka diameter gandar dipilih sebesar 35 mm.

Design Check poros roda troli dengan cosmoswork, material yang digunakan Alloy Steel dengan batas mulur (Yield strength) óY = 62,04

kg/mm2.

(32)

Dari gambar 2.5. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 1,6. Berarti poros kuat untuk menahan 1,6x berat beban yang diterima gandar (Pmax).

Bantalan poros roda troli.

Diketahui diameter poros (Dg = d) sebesar 35 mm, untuk pemilihan bantalan pada poros ini diambil dari Tabel Ball bearing pada Lampiran 5 dipilih bantalan SKF 6207 dan diperoleh data berikut ini Diameter dalam (d) = 35 mm

Diameter luar (D) = 72 mm Lebar bantalan (B) = 17 mm

Karena pada poros roda troliini merupakan gandar yang hanya menerima momen lengkung saja tidak terjadi momen puntir serta tidak terjadi gaya radial maupun aksial, maka dalam menentukan umur nominal bantalan (Lh) pada gandar ini akan didapat umur tak terbatas. Oleh sebab itu untuk keamanan dalam praktek penggunaannya, diasumsikan mesin beroperasi selama 8 jam sehari serta mesin digunakan sebagian. Maka berdasarkan Tabel Nilai praktis umur bantalan pada lampiran 11, maka umur bantalan diperkirakan 14.000-20.000 jam.

Pemilihan rel

(33)

B = 120 100

H = 85 r = 14 15

berat per meter roda sorong = 79 , 78

5 , 65

Gambar 2. 6. Penampang rel

Keterangan : B : Lebar rel H : Tinggi rel R : Jari-jari filet rel

B

H

(34)

2. 2. Pemilihan Kabel Kawat Baja

Tegangan yang terjadi pada kawat baja merupakan gabungan dari tegangan tarik, lentur dan puntir serta adanya tekanan dan gesekan antara kawat dan untaian. Disamping itu dengan adanya tali yang melewati puli

dan drum akan mengakibatkan kekuatan tali tersebut menjadi berkurang, hal ini disebabkan karena kikisan yang dialami oleh kawat bagian luar. Dengan adanya kikisan yang besar pada kawat bagian luar maka dipilih tali jenis pintal parallel (Lang) yang mampu menahan gesekan lebih baik dan fleksibel tapi cenderung untuk berpuntir. Namun kecenderungan kawat untuk berpuntir dapat diatasi dengan adanya jalur pandu oleh puli.

Gambar 2. 7. Skema Mekanisme Gerakan Troli. Keterangan :

(35)

3. Drum 4. Puli 3 5. Puli 4 6. Troli

Dalam mekanisme perjalanan troli digerakan dengan tali baja dengan jumlah lengkungan 6, sehingga dari tabel Fungsi jumlah lengkungan pada lampiran 2 didapatkan perbandingan antara diameter drum(Dmin )

dengan diameter tali (d) yaitu min _28

d D

. Jenis tali baja yang digunakan

adalah:

Tipe : 6 x 37 wire rope

Pintalan : paralel (Lang)

(36)

Gambar 2. 8. Kabel Kawat Baja

Tarikan maksimum pada tali (STot)

Tarikan maksimum tali yang dibutuhkan yaitu sama dengan tarikan tali maksimum yang digunakan untuk menarik troli.

STot = 13277,24N = 1353,43kg

Penampang tali (F)

Desain tali yang digunakan adalah dengan jumlah kawat i = 222

F(222) =

000 . 36 min

D d K

S

ijin Tot



 ...(2.11)

(N. Rudenko, 1996, hal. 39)

dengan, óijin = tegangan putus tali 18.000 kg/cm2

(37)

F(222) =

28 000 . 36 2

000 . 18

43 , 1353



= 0,175 cm2

Diameter untuk satu kawat/serat/wire (ä)

Tali baja terdiri dari 1 inti (core), 6 strand, tiap-tiap strand tersusun atas beberapa kawat kecil (wire) seperti pada Gambar 2. 8.

ä =

i d

5 , 1

………(2.12)

ä =

222 5 , 1

10

= 0,044 cm = 0,44 mm

Diameter tali kawat baja (d)

(38)

Cara mengukur diameter luar tali baja adalah seperti pada Gambar 2. 9. yaitu dengan mengukur dua untaian yang berlawanan letaknya.

d = 1,5 i

...(2.13) (N. Rudenko, 1996, hal. 38)

dengan perhitungan dalam persamaan (2.13) maka didapatkan ukuran diameter tali adalah sebesar

d = 1,5x0,044x 222 = 0,97 cm

Pemeriksaan terhadap tarikan maksimal yang diizinkan

S =

K P_ijin

...(2.14)

= 2 5760

= 2880 kg

Dalam hal ini tarikan maksimum yang diizinkan adalah 2880 kg, sedangkan tarikan yang digunakan untuk memindahkan troli adalah 1353,43 kg, jadi pemilihan jenis tali benar karena sudah memenuhi batas keamanan.

Beban putus tali yang sebenarnya (Pt)

(39)

= 1353,43 x 2 = 2706,86 kg

Tegangan tarik yang sebenarnya (ób)

ób =

F P_t

...(2.16)

ób = 175 , 0

86 , 2706

= 15467,77 kg/cm2 ≤ óijin

Jadi pemilihan jenis tali ini benar karena sudah memenuhi batas keamanan.

Mencari faktor m

Dari kenyataan bahwa kerusakan tali diakibatkan oleh kelelahan bahan dan setiap tali hanya dapat mengalami lengkungan dalam jumlah tertentu , maka kita perlu mencari factor m yaitu faktor yang tergantung pada jumlah lengkungan berulang dari tali (z) selama periode keausan sampai tali tersebut rusak.

m =

2 1 min

C CC

d D

b

 ...(2.17)

(N. Rudenko, 1996, hal.43)

(40)

kekuatan tarik maksimum bahan kawat 0,89 (Tabel harga faktor C pada lampiran 2)

C1 = faktor yang tergantung pada tali =0,89 (Tabel harga factor C1 pada lampiran 2)

C2 = faktor yang menentukan faktor produksi dan operasi tambahan yang tidak diperhitungkan oleh faktor C dan C1=1 ( Tabel harga factor C2 pada lampiran 2)

m =

1 89 , 0 89 , 0 6777 , 154

28

x x x

= 0,2285

Dari Tabel harga faktor m pada lampiran 3 didapat hubungan antara m dengan jumlah lengkungan z1, maka dengan nilai m = 0,2285 didapatkan z1 = 30.000 lengkungan

Umur kabel kawat baja (N)

 2 1

az z

N  ………_..……_.(2.18)

Dapat dilihat dalam tabel harga a, z2, dan â pada lampiran 3 dengan, a = jumlah siklus kerja rata-rata perbulan (3400)

(41)

z2 = jumlah lengkungan berulang per siklus kerja (maju dan mundur) pada perjalanan penuh dan lengkungan satu sisi (3)

â = faktor perubahan daya tahan tali akibat menarik

muatan lenih rendah dari panjang total dan lebih ringan dari muatan (0,4)

N =

4 , 0 3 3400

000 . 30

x x

= 7,35

(42)

2. 3. Perancangan Drum dan Puli

2. 3. 1. Perancangan Drum

Drum yang dipakai menggunakan bahan dari besi cor kelabu FC 20 (JIS G 5501) dengan tegangan tarik 2400 kg/cm2. Dengan membuat

berongga pada bagian dalam dari drum, maka dapat menghemat penggunaan bahan dan sekaligus mengurangi bobot dari drum. Disamping itu untuk pemandu arah dari lilitan kabel kawat, maka dibuat alur helik pada permukaan drum.

(43)

Diameter drum (Ddrum)

Diameter drum dapat dihitung berdasarkan dari diameter kabel kawat baja yang telah diperoleh yaitu

28 

d D_drum

………_..(2.19)

Ddrum = 28 x 10 = 280 mm

Sedangkan untuk diameter drum yang diizinkan diperoleh dengan pernghitungan

D ≥ e1.e2.d ...(2.20) e1 = faktor yang tergantung pada alat pengangkat dan kondisi operasinya(30) e2 = faktor yang tergantung pada konstruksi tali (0,9)

D ≥ 30x0,9x10 D ≥ 270 mm

Dari perhitungan diatas, maka digunakan diameter drum 300 mm

Kecepatan keliling drum (Vdrum)

Besarnya kecepatan keliling drum sama besar dengan kecepatan tali. Dengan demikian maka kecepatan gerak troli sama dengan kecepatan keliling drum.

VTali = Kdrum x ndrum ...(2.21) dengan Kdrum = ð x Ddrum

= 3,14 x 0,3

(44)

ndrum = n6 = 58,387 rpm VTali = 0,942 x 58,387

= 55 m/menit

Panjang drum (L)

Dalam perhitungan panjang drum, perlu juga diketahui juga jumlah lilitan pada tiap sisi dari drum yang didapatkan dari persamaan (2.22) berikut ini

2  

D Hi z

 ...(2.22)

(N. Rudenko, 1996, hal. 74) dengan, z = jumlah lilitan

H = panjang lintasan (4500cm) i = perbandingan sistem tali (1)

D = diameter drum (30cm)

Angka 2 ditambahkan untuk lilitan yang menahan muatan.

2 30

1 4500

 

x x z



z = 49,771 lilitan

(45)

s1 = 13 mm dan c1 = 3 mm. Sehingga dengan perhitungan, didapatkan panjang drum sebagai berkut ini

1 7 s D Hi L

  

 _



 ...(2.23)

(N. Rudenko, 1996, hal. 75) dengan, s1 = kisar (1,3cm)

3 , 1 7 30

1 4500

  

 _



x x L



cm L71,202

Digunakan drum dengan panjang L = 72 cm

Tebal dinding drum yang digunakan (ù)

Tebal dinding drum dari besi cor kelabu ini ditentukan dengan rumus empiris berikut ini

ù = 0,02 D + 1...(2.24) (N. Rudenko, 1996, hal. 75)

= (0,02x30) + 1 = 1,6 cm

(46)

Tegangan komplek (ócomp)

1

s S_Tot

comp _

  ………(2.25)

dengan, Stot = gaya tarik maksimal pada tali baja(1353,43kg)

s1 = jarak dua alur berurutan/kisar(1,3cm)

ù = Tebal dinding drum (1,6)

3 , 1 6 , 1

43 , 1353

x

comp  

2 / 68 ,

650 kg cm

comp 

 ≤ 2400 kg/cm2 (aman)

Pemilihan plat untuk mengikat kabel kawat baja

(47)

Gambar 2. 11. Plat pengikat kabel baja

k = 52 mm, t = 35 mm, do = 16 mm, l = 45 mm, c =5 mm, jumlah ikatan =1

Design Check dari drum dengan cosmoswork, material yang digunakan Gray Cast Iron dengan kekuatan tarik (Tensile strength) óB = 1516,6 kg/cm2.

Gambar 2. 12. Design check-Drum

(48)

2. 3. 2. Perancangan poros drum

Poros drum menggunakan bahan SCM4 (baja krom nikel JIS G 4105), kekuatan tarik ó =10.000 kg/cm2, tegangan geser yang diijinkan ôa = 1.800 kg/cm2. Beban total yang diderita oleh poros yaitu sebesar 1353,43

kg.

Perhitungan momen lentur

Momen terbesar terjadi pada saat tali berada di tengah–tengah drum. 1353,43

3 72 3

RA RB

Gambar 2. 13. Pembebanan Poros Drum Perhitungan reaksi di A

ÓMB = 0

0 = RAx78 – 1353,43x 39

RA =

78 39 43 , 1353 x

RA = 676,715 kg Perhitungan reaksi di B

RB = 1353,43 –_RA

RB = 1353,43 –_676,715

(49)

Perhitungan besarnya momen pada titik yang berjarak X dari tumpuan A (MX) untuk 0 < X < 3

MX = RA.X = 676,715.X M0 = 676,715 x 0 = 0

M3 = 676,715 x 3 = 2030,145 kg untuk 3 ≤ X ≤ 74

MX = RAX – 676,715 (X - 3)

= 676,715X –_{676,715 (X}–₃₎

= 676,715X –_{676,715X + (676,715x3)}

= 2030,145 kg.cm

Menghitung Torsi

n N

T 71620 ………_...………_...(2.26)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292) dengan N = daya statik motor (hp)

n = kecepatan putaran `drum (rpm)

387 , 58

20 71620 

T

(50)

Daya statik motor (N)

 75

Qv

N  …_..…_.……_...………_...…_...………_...(2.27)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

dengan Q = beban tarikan (1353,43kg) v = kecepatan gerak (55m/s) ç = efisiensi (0,8)

60 . 8 , 0 . 75 55 . 43 , 1353  N hp N 20,38

kw

N 15

Putaran drum sama dengan putaran poros IV (n6)

D v n

 

6 ………..(2.28)

30 5500 6   n rpm n₆ 58,387

Menghitung diameter poros drum (ds)



 



3

1 2 2 . . 1 , 5               

 KmM KtT

ds

a

 ...(2.29)

(Sularso, 1997, hal.18)

(51)

sedikit kejutan atau tumbukan)

Km=1,5 (faktor koreksi pembebanan lentur, beban dengan tumbukan ringan).

T = Torsi (24998,98 kg.cm)

M = Moment (2030,145 kg.cm)



 



3

1 2 2 98 , 24998 . 5 , 1 145 , 2030 . 5 , 1 1800 1 , 5               ds mm cm

ds4,66 46,6

Dalam tabel poros pada lampiran 5 maka dipilih diameter poros drum sebesar 100 mm.

Pemeriksaan poros terhadap sudut puntir ()

Batas maksimum sudut puntir pada poros yaitu antara 0,250-0,30 persatuan panjang. Poros terbuat dari baja dengan modulus geser G = 8,3x103 kg/mm2.

4 584

Gds TL



 ………_.………_...(2.₃₀₎

4 3 ₁₀₀ 10 . 3 , 8 780 8 , 249989 584 x x   0 4 10 34 , 2   x 

(52)

: 0,25o 1000 780 _      

= 0,19o. Maka poros aman untuk digunakan karena telah

memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : (<a)  (2,34x10-4 0 < 0,19o).

Pemeriksaan poros terhadap lenturan (y)

l ds l Fl y ₄ 2 2 2 1 4 10 . 23 , 3 

 ………_..………_..…………_.…_...(2.31)

780 100 390 . 390 . 43 , 1353 10 . 223 , 3 ₄ 2 2 4   y 129 , 0 

y mm

Untuk (y) biasanya dibatasi sebesar 0,35 mm untuk tiap satu meter panjang poros. Maka untuk panjang poros 780 mm, syarat lenturan yang harus dipenuhi bahwa (y) harus lebih kecil daripada (ya) sebesar

: 0,35 1000 780       

= 0,273. Maka poros aman untuk digunakan karena telah

(53)

Design Check poros drum dengan cosmoswork, material yang digunakan AISI 304 dengan batas mulur (Yield strength) óY = 2068,1

kg/cm2.

Gambar 2. 14. Design check-Poros drum

Dari gambar 2.14. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 23. Ini berarti poros kuat untuk menahan 23x beban total yang diterima poros drum (1353,43 kg).

Perancangan Pasak

Pasak yang direncanakan pada poros drum ini adalah menggunakan pasak benam prismatis. Bahan yang digunakan yaitu baja karbon S45 C-D

(54)

Tegangan geser yang diijinkan

2 1 f f

B a

xS S



  ……...(2.32)

(Sularso, 1997, hal. 8)

2 / 167 , 4 3 6

75

mm kg x

a  



Momen rencana :249989,8 kg.mm Diameter poros : 100 mm

Ukuran pasak yang ditentukan berdasarkan diameter dari poros dapat dibaca dari tabel ukuran pasak dan alur pasak pada lampiran 7 yaitu didapat sebagai berikut

- Penampang pasak (b x h) : 28 x 16 mm - Kedalaman alur pasak pada poros (t1) : 10 mm - Kedalaman alur pasak pada naf (t2) : 6,4 mm

Gambar 2. 15. Pasak Gaya tangensial pada permukaan poros

2 / s

d T

F  ...(2.33)

(55)

) 2 / 100 ( 8 , 249989  F kg F 4999,79

Panjang pasak berdasarkan gaya geser pada bidang kerja

xb F l a  

1 ...(2.34)

mm x

l 42,85

28 167 , 4 79 , 4999

1 

Panjang pasak berdasarkan tekanan permukaan bidang kerja

) (₁ ₂ 2 ataut t p F l a  ...(2.35)

mm

x

I 49,99

10 10

79 , 4999

2 

Diambil panjang pasak, l = 80 mm, karena dirancang dengan 2 pasak yang terdapat pada kedua ujung drum maka tiap pasak yang dipakai 40 mm.

Cek kemanan

(56)

) ( 5 , 1 8 , 0 75 , 0 , 8 , 0 100 80 ) ( 35 , 0 28 , 0 25 , 0 , 28 , 0 100 28 aman d l aman d b s s        

Pemilihan bantalan poros drum

Bantalan yang digunakan untuk poros drum ini dipilih bantalan bola. Perhitungan faktor umur (fh)

10 3 500     Lh fh ...(2.36)

dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (15.000 jam)

10 3 500 000 . 15      fh 774 , 2  fh

Perhitungan faktor kecepatan (fn)

10 3 3 , 33      n

fn ………_...………_...………_.…_.(2.37)

(57)

Perhitungan beban equivalen dinamis (P)

a r yF

F x

P .  . ………...……….(2.38) (Sularso, 1997, hal.135)

dengan F_r = beban radial (S 676,715kg

2 43 , 1353

2   )

a

F =beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena drum

ditumpu oleh dua bantalan sehingga drum tidak mendapat beban aksial

x = 0,56, untuk bantalan bola baris tunggal. y = 0

0 0 715 , 676 56 ,

0 x x

P 

960 , 378 

P

Perhitungan beban nominal dinamis (C)

fn fhP

C  ...(2.39)

845 , 0 960 , 378 774 , 2 x C  N kg

C 1244,06 12204,29

Dari katalog bantalan pada lampiran 5, maka dipilih bantalan dengan spesifikasi sebagai berikut

(58)

Diameter dalam (d) : 100 mm Jari-jari fillet luar (r) : 2,1 mm

Lebar (b) : 34 mm

Perancancangan Kopling

Kopling digunakan untuk menghubungkan poros 4 dengan poros drum. Dalam perancangan ini digunakan jenis kopling flens kaku. Sumbu dari kedua poros yang akan dihubungkan dengan kopling haruslah segaris, karena pada meknisme putarnya, beban yang diputar sangatlah besar.

Diameter poros ds = 100 mm

Berdasarkan tabel Ukuran kopling flens pada lampiran 8 didapatkan ukuran dari kopling sebagai berikut

(59)

Menghitung tegangan geser baut B n d T e b b 2 8 

  ...(2.40)

dengan ôb = tegangan geser baut (kg/mm2) T = torsi (250226,93 kg.mm) db= diameter baut (25mm)

ne= jumlah baut efektif (dianggap 50% dari jumlah baut) = e x n = 0,5 x 6 =3

B = diameter pusat baut (265mm)

2 2 / 28 , 1 265 3 25 93 , 250226 8 mm kg x x x x b b     

Dipilih bahan baut dari baja karbon SS41 (JIS G 3101), dengan kekutan tarik óB = 45 kg/mm2. dengan mengambil faktor keamanan Sfb = 6 dan faktor Kb = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôba).

ôba = 3 6

45

x

ôba = 2,5 kg/mm2 1,28 kg/mm2 < 2,5 kg/mm2

(60)

Menghitung tegangan geser flens F C T F 2 2 

  ...(2.41)

dengan ôF = tegangan geser flens (kg/mm2) T = torsi (250226,93kg.mm) C = diameter naf (180mm) F = tebal flens (35,5mm)

2 2 / 138 , 0 5 , 35 180 93 , 250226 2 mm kg x x x F F     

Dipilih bahan flens dari besi cor kelabu FC20 (JIS G 5501), dengan kekuatan tarik óB = 20 kg/mm2. Dengan mengambil faktor keamanan SfF = 6 dan faktor KF = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôFa).

ôFa = 3 6

20

x

ôFa = 1,111 kg/mm2

ôF x 3 = 0,138 x 3 = 0,414 kg/mm2 0,414 kg/mm2 < 1,111 kg/mm2

maka bahan flens yang digunakan sudah aman

2. 3. 3. Perancangan puli dan poros puli Perancangan puli

(61)

desain dari puli tali diambil ukuran-ukuran berdasarkan tabel Puli untuk kawat baja pada lampiran 5, dengan menganggap ukuran dari tali adalah 11 mm.

(62)

Ukuran dari puli tali yang dipakai yaitu sebagai berikut:

a = 40 mm b = 30 mm c = 70 mm e = 1 mm h = 25 mm l = 10 mm r = 8,5 mm r1 = 40 mm r2 = 3 mm r3 = 13 mm r4 = 8 mm

Perancangan poros penopang puli

Poros penopang puli angkat ini merupakan poros diam, karena poros ini merupakan gandar yang hanya mengalami momen lengkung saja dan tidak mengalami momen puntir.

Bahan gandar dari baja karbon untuk kontruksi mesin S30C ( JIS G 4051 )

yang mempunyai batas mulur a= 29 kg/mm2.

Gambar 2.17. Pembebanan gandar puli.

l = panjang gandar ( 88 mm) a = 44 mm

QTotal = 12100 kg, karena terdapat 2 puli pengangkat maka beban yang harus ditanggung tiap gandar adalah sebesar

Q = 6050kg

2 12100



a

C B

A

Q/2 Q/2

(63)

Besar momen lentur yang terjadi

MB

2 2

a x Q

 ………...………(2.42)

( G. Niemann, 1994. hal 325)

=

2 44 2 6050

x = 66550 kg.mm

Diameter minimal gandar

Dengan persamaan 2.10 maka dapat ditentukan diameter minimal gandar

ds = 2,17 3 29 66550

= 28,62 mm

(64)

Design Check poros puli dengan cosmoswork, material yang digunakan Cast carbon Steel dengan batas mulur (Yield strength) óY =

24,817 kg/mm2.

Gambar 2. 18. Design check-poros puli

Dari gambar 2.18. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 1,3. Ini berarti poros kuat untuk menahan 1,3x beban yang harus ditanggung tiap gandar (QTotal)

Bantalan penopang puli

Bantalan untuk penopang puli pada gandar dipilih bantalan rol silinder.

(65)

Diameter dalam (d) : 45 mm Jari-jari fillet luar (r) : 1,5 mm Jari-jari fillet dalam (r1) : 1,5 mm

Lebar (b) : 25 mm

Beban dinamis izin (C) : 99000 N = 10091,74 kg Perhitungan kekuatan bantalan

a. Perhitungan faktor umur (fh)

10 3 500     Lh

fh ………_...………_(2.43)

dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (15000 jam).

10 3 500 15000      fh 774 , 2  fh

b. Perhitungan faktor kecepatan (fn)

10 3 3 , 33      n

fn ………_..(2.44)

Dengan vpuli = 2 x kecepatan angkat Maka npuli = 2 x 21,23 rpm

= 42,46 rpm

(66)

929 , 0 

fn

c. Perhitungan beban equivalen dinamis (P)

a r yF

F x

P .  . ...(2.45) (Sularso, 1997, hal.135)

dengan F_r = beban radial (Q 3025kg

4 12100

4   )

karena dirancang tiap puli menggunakan 2 bantalan sedangkan terdapat 2 puli angkat, maka beban radial dibagi 4.

a

F =beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena

drum ditumpu pada dua sisi sehingga drum tidak mendapat beban aksial

x = 1 untuk bantalan silindris y = 0

0 0 3025

1x x

P 

P = 3025 kg

d. Perhitungan beban nominal dinamis (C)

fn fhP

C  ...(2.46)

929 , 0

3025 774 ,

2 x

C 

(67)

2. 4. Pemilihan Motor Penggerak

Motor listrik disini digunakan untuk menarik troli yang mempunyai beban tarik sebesar 1353,43 kg, dengan kecepatan maksimal pergerakan troli (v) sebesar 55 m/min.

Pemilihan motor listrik sesuai dengan katalog motor listrik pada lampiran10.

Gambar 2. 19. Motor listrik EXICOElectrik Motor Division

WELINGBOROUGH

Perhitungan daya statik motor (N)

 75

Qv

N  ………_...………_.(2.47)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

(68)

v = kecepatan gerak troli (55m/menit) ç = efisiensi (0,8)

8 , 0 . 60 . 75

55 . 43 , 1353 

N

hp

N20

Motor listrik yang digunakan adalah motor listrik tiga fase Dengan spesifikasi sebagai berikut

Type : AM 160L XG

Daya : 20 hp / 15 kW

Voltase : 380 V –_{420 V}_{± 5%}_{- 50 Hz}

Faktor daya (cos ) : 0,85

Berat : 122 kg

Jumlah kutub : 4

Putaran (n) : 1460 rpm Diameter poros (d) : 38 mm Jari-jari girasi motor (GD2) : 3,21 kg.m2

rata rata

moto

M M



: 2,4

Momen girasi total (GD_tot2 )

Momen girasi kopling (GD_kopling2 )

(69)

I =0,00014 kgm/s2 2

kopling

GD = 4.I.g ...(2.48)

(N. Rudenko, 1996, hal. 300)

2 kopling

GD = 4.0,00014.9,81

= 0,005494 kgm2

2 tot

GD = 2

motor

GD + GD_kopling2 ...(2.49)

(N. Rudenko, 1996, hal.300) 2

tot

GD = 3,21 + 0,005495

= 3,215495 kgm2

Perhitungan momen tahanan statik motor (Mst)

n N

M_st 71620 ...(2.50)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

1460 20 71620  st M m kg cm kg

M_st 981,09 . 9,8109 .

Perhitungan momen tahanan dinamis motor (M_din )

  nts Qv ts n GD M tot din 2 2 975 , 0 375 

 ...(2.51)

(N. Rudenko, 1996, hal. 293)

(70)

transmisi (1,25) ts = waktu start (5 s)

8 , 0 . 5 . 1460 60 55 . 43 , 1353 . 975 , 0 5 . 375 1460 . 215495 , 3 . 25 , 1 2 2         din M m kg M_din₁0,189 .

Perhitungan momen tahanan total motor (M_tot)

st din tot M M

M   ...(2.52)

(N. Rudenko, 1996, hal. 296)

tot

M = 0,189 + 9,8109

= 9,9999 kg.m

Perhitungan momen rata-rata motor (M_rata)

n N

M_rata 716,2 ...(2.53)

(N. Rudenko, 1996, hal.300)

1460 20 2 , 716  rata M rata

M = 9,81 kg.m

01 , 1 81 , 9 9999 , 9   rata mak M M

(71)

2. 5. Perancangan Transmisi Roda Gigi 2. 5. 1.Perancangan Roda Gigi Lurus

Perancangan transmisi roda gigi untuk menggerakan troli menggunakan susunan roda gigi lurus dengan 3 tingkat kecepatan. Angka

transmisi total diperoleh dengan membandingkan antara kecepatan putar poros motor (n1) dengan kecepatan putar dari poros drum (n6).

6 1

n n i_tot 

387 , 58

1460  tot

i

rpm i_tot 25,006

Angka transmisi tiap roda gigi yaitu

3 ₂₅_,₀₀₆ 

i

924 , 2 

i

Dari perhitungan di atas maka dapat ditentukan besarnya angka transmisi pada tiap roda gigi sebagai berikut

924 , 2 12 

i

924 , 2 34 

i

924 , 2 56 

(72)

Gambar. 2. 20. Transmisi Roda Gigi 3 Tingkat

2. 5. 1. 1.Perancangan roda gigi tingkat I

Jenis roda gigi yang digunakan yatiu roda gigi standar lurus. Daya rencana yang akan ditransmisikan (P) sebesar 15 KW. Sudut tekan pahat yang digunakan yaitu sebesar 200 , sedangkan faktor koreksinya (fc) sebesar 1.

Putaran poros , n1 = 1460 rpm Perbandingan reduksi , i12 = 2,924

Perhitungan diameter sementara lingkaran jarak bagi

12 1

i 1

a . 2 d



 ...(2.54)

(Sularso, 1997, hal 216)

dengan d1 = diameter sementara lingkaran jarak bagi (mm) a = jarak sumbu poros sementara, diambil 150 mm

(73)

2,942 1

150 2 d₁



 x

448 , 76 1 

d mm

d2 = d1 x i12...(2.55) (Sularso, 1997, hal 216)

d2 = 76,448 x 2,924 d2 = 223,552 mm

Modul pahat, m = 3, 0 = 20 o Jumlah gigi

m d

z 1

1  ...(2.56) (Sularso, 1997, hal 216)

z1 = jumlah roda gigi 1

z2 = jumlah roda gigi 2

3 448 , 76 1

z

z1 = 25,48 ≈ 25 mm

z2 = z1 x i12 ...(2.57) (Sularso, 1997, hal 216)

(74)

Diameter lingkaran jarak bagi

d01 = z1 x m...(2.58) (Sularso, 1997, hal 216)

d01 = z1 x m = 25 x 3 = 75 mm

d02 = z2 x m d02 = z2 x m = 73 x 3 = 219 mm

Jarak sumbu poros

a01 =

2 02 01 d

d 

...(2.59)

a01 = 2

219 75

= 147 mm

Kelonggaran sisi, C0 = 0 mm

Kelonggaran puncak, ck = 0,25 x m...………(2.60) (Sularso, 1997, hal 219)

ck = 0,25 x 3 ck = 0,75mm

Diameter kepala

dk1 = (z1 + 2 ) x m...(2.61) (Sularso, 1997, hal 220)

(75)

dk2 = (z2 + 2 ) x m...(2.62) (Sularso, 1997, hal 220)

dk2 = ( 73 + 2 ) x 3 = 225 mm

Diameter kaki

df1 = ( z1 – 2 ) x m – 2 ck...(2.63) (Sularso, 1997, hal 220)

df1 = ( 25 –_{2 ) x 3}–_{2 x 0,75 = 67,5 mm}

df2 = ( z2 –_{2 ) x m} –_{2 ck...(2.64)}

df2 = ( 73 –_{2 ) x 3}–_{2 x 0,75 = 211,5 mm}

Kedalaman pemotongan (tinggi gigi)

H = 2 x m + ck ...(2.65) (Sularso, 1997, hal 200)

H = 2 x 3 + 0,75 = 6,75 mm

Faktor bentuk gigi

Dengan pembacaan tabel faktor bentuk gigi pada lampiran 6, maka didapatkan Y

(76)

Kecepatan keliling pada diameter jarak bagi roda gigi 1 dengan n1 v = 1000 . 60 . .d₀₁n₁



...(2.66)

v 1000 . 60 1460 . 75 

 = 5,731 m/det

Gaya tangensial Ft = v xP 102 ...(2.67)

Ft = 731 , 5 15 . 102

= 266,96 kg

Berdasarkan kecepatannya yaitu antara 5-20 m/s, maka harga faktor dinamis

fv =

v  6 6 fv = 731 , 5 6 6

 = 0,512

Bahan pinion (RG 1) dan driven (RG 2) dibuat dari bahan yang sama yaitu baja paduan S15CK (JIS G 4051) dengan pengerasan kulit yang mempunyai sifat sebagai berikut

- Kekerasan (HB) = 400 HB

(77)

Berdasarkan harga kekerasan (HB) sebesar 400 HB, maka dengan pembacaan tabel faktor tegangan kontak bahan roda gigi pada lampiran 6 didapatkan kH = 0,311 kg/m.

Beban lentur yang diijinkan per satuan lebar sisi

Fb1 = a1 x m x Y1 x fv ………_.………_(2.68)

(Sularso, 1997, hal. 240) Fb1 = 30 x 3 x 0,339 x 0,512 Fb1 = 15,62 kg/mm

Fb2 = a2 x m x Y2 x fv …………_...………_(2.69)

(Sularso, 1997, hal. 240) Fb2 = 30 x 3 x 0,434 x 0,512 Fb2 = 19,99 kg/mm

Beban permukaan yang diijinkan per satuan lebar

FH =

2 1

2 01 h v

z z

2z . d k . f

 ...(2.70)

FH =

73 25

2.73 75 . 311 , 0 . 512 , 0

 FH = 17,791 kg/mm

(78)

Lebar sisi

min

F F

b_ t _...(2.71)

62 , 15

96 , 266 

b

b = 14,53 mm Diambil b = 20 mm

Pada umumnya harga b ditetapkan antara (6-10)m ,maka didapatkan

Cek 6,66 3

20_ 

m b

(aman)

2. 5. 1. 2. Perancangan roda gigi tingkat II dan tingkat III

Untuk perhitungan pada roda gigi tingkat II dan tingkat III adalah sama caranya dengan perhitungan pada perancangan transmisi roda gigi tingkat I, sehingga dari hasil perhitungan dapat disajikan dalam tabel berikut ini

Transmisi II Transmisi III N (rpm) 499,274 170,736

I 2,924 2,924

dipilih i 2,924 2,924

Modul (m) 4 5

(79)

Z2 78 73

D1 (mm) 104 125

D2 (mm) 312 365

A0 (mm) 208 245

Ck 1 1,25

Co 0 0

dk1 (mm) 112 135

dk2 (mm) 320 375

df1 (mm) 94 112,5

df2 (mm) 302 352,5

H 9 11,25

bahan baja S15CK S15CK

kH (kg/m) 0,311 0,311

HB 400 400

óB (kg/mm2) 50 50

óa (kg/mm2) 30 30

V (m/s) 2,71 1,116

Fv (kg/mm) 0,524 0,728 Ft (kg/mm) 563,041 1369,865 Y1 0,3390,341 0,339

Y2 0,436 0,434

(80)

Fh (kg/mm) 25,457 42,204

B (mm) 28 36

b/m 9,555 7,393

2. 5. 2. Perancangan Poros Roda Gigi

Poros merupakan elemen mesin yang berfungsi untuk meneruskan daya dari motor ke drum melalui roda gigi. Oleh karena itu poros akan mendapat beban puntir dan lentur sehingga pada permukaan poros akan terjadi tegangan geser (ô) karena momen puntir (T) dan tegangan (ó) karena momen lentur (M). Poros-poros ini disusun sejajar satu sama lain, hal ini disebabkan karena roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus. Bahan poros diambil baja S55C (JIS G 4051) dengan pengerasan kulit yaitu dengan cara dicelup dingin dalam minyak sehingga poros akan tahan aus. Sifat dari bahan tersebut adalah sebagai berikut

- kekuatan tarik (óB) : 80 kg/mm2 - kekerasan (HB) : 229-285

Untuk perhitungan poros selanjutnya maka harus ditentukan terlebih dahulu beberapa faktor yang menyangkut keamanan sebagai berikut

-faktor bahan dengan kekuatan yang dijamin, Sf1 = 6

(81)

-faktor keamanan karena momen puntir, K1 = 1,5 (beban dikenakan kejutan atau tumbukan besar)

-faktor koreksi pembebanan lentur, Km = 1,5 (beban dengan tumbukan ringan).

Tegangan geser pada poros yang diijinkan

2 1 f f B a xS S 

  ...(2.72)

2 / 444 , 4 3 . 6 80 mm kg a a    

2. 5. 2. 1. Perhitungan Poros I

Daya yang ditransmisikan , P = 15 Kw Putaran poros 1, n1 = 1460 rpm Momen puntir rencana

1 5_. 10 74 , 9 n P x

T  ...(2.73)

mm kg T x T . 85 , 10006 1460 15 10 74 , 9 5  

(82)

Wgl = 0,25xxd₁2xb₁xxf_k...(2.74)

Dengan d1 = diameter jarak bagi 75 mm b1 = lebar gigi 20 mm

ñ = berat jenis bahan roda gigi (baja) 7833 x 10-9 kg/m3 fk = faktor koreksi 1 (roda gigi pejal) dan 0,4 ( berongga)

Wgl = 0,25_x752_x_x20_x7833_x109_x1

Wgl = 0,6922 kg

Gaya tangensial FT1 = FT FT1 = 266,96 kg

(83)

Poros didukung oleh dua buah bantalan yang diletakkan pada kedua ujung poros sehingga beban dari roda gigi dapat ditahan oleh reaksi pada bantalan. Distribusi reaksi dapat digambarkan sebagai berikut

FT1

40

RA 198 RB

Gambar 2. 21. Pembebanan Poros I Transmisi 3 Tingkat

Dengan berdasar pada reaksi A dan B, maka kita dapat menentukan momen lentur yang terjadi.

Gaya reaksi pada tumpuan akibat gaya radial

kg R

x R

x F R

RB RB

R RB

62 , 19

198 40 16 , 97

198 40 1

  

RRA = FR1 – RRB

= 97,16 –_19,62

(84)

Gaya reaksi pada tumpuan akibat gaya tangensial

198 40 ) (F ₁ W ₁ x

R_TB  T  g

kg R x R TB TB 08 , 54 198 40 ) 692 , 0 96 , 266 (   

RTA = (FT1 + Wg1) –_RTB

= 266,96 + 0,692 – 54,08 = 213,572 kg

Momen lentur akibat gaya radial

MR = RRA x 40 = 77,54 x 40 = 3101,6 kgmm

Momen lentur akibat gaya tangensial

MT = RTA x 40 = 213,572 x 40 = 8542,88 kgmm

Momen lentur gabungan

kgmm M M M M M G G T R G 49 , 9088 ) 88 , 8542 ( ) 6 , 3101 ( ) ( ) ( 2 2 2 2      Diameter poros

Untuk menentukan diameter poros digunakan persamaan 2. 29 3 / 1 2 2 ) 85 , 10006 5 , 1 ( ) 49 , 9088 5 , 1 ( 444 , 4 1 , 5       _

 x x

(85)

ds  27,60 mm

Diambil ds = 40 mm karena diameter dari motor penggerak 38 mm. Design Check dari poros 1 dengan cosmoswork, material yang digunakan AISI 304 dengan batas mulur (Yield strength)

óY = 20,681kg/mm2.

Gambar 2. 22. Design check-poros 1

Dari gambar 2.22. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 5. Ini berarti poros kuat untuk menahan 5x gaya yang bekerja pada poros 1 (FT1 dan FR1).

Tegangan geser yang terjadi

5,1₃ (KmxM)2 (KtxT)2

d_s 



 ...(2.75)

2 2

3 (1,5 9088,49) (1,5 10006,85) )

40 (

1 , 5

x

x 

 

(86)

Pemeriksaan poros terhadap sudut puntir ()

Untuk menentukan sudut puntir yang terjadi digunakan persamaan 2.30

0 4 3 055 , 0 ) 40 ( 10 3 , 8 198 85 , 10006 584     x x x

Untuk () biasanya dibatasi sebesar 0,25o untuk tiap satu meter

panjang poros. Maka untuk panjang poros 198 mm, syarat defleksi puntiran yang harus dipenuhi bahwa () harus lebih kecil daripada (a)

sebesar : 0,25o 1000 198 _      

= 0,065o. Maka poros aman untuk digunakan

karena telah memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : (<a)  (0,055o<0,065o).

Lenturan poros

Perhitungan lenturan poros berdasarkan resultan komponen gaya tangensial dan resultan gaya radial

kg F

F

F F

F _R _T

09 , 284 ) 96 , 266 ( ) 16 , 97 ( ) ( ) ( 2 2 2 2     

Jarak titik pusat pembebanan ke bantalan A, l1 = 40 mm. Sedangkan l2 =158 mm dan l = 198 mm

Maka untuk menentukan lenturan poros digunakan persamaan 2.31

(87)

Untuk (y) biasanya dibatasi sebesar 0,35 mm untuk tiap satu meter panjang poros. Maka untuk panjang poros 198 mm, syarat lenturan yang harus dipenuhi bahwa (y) harus lebih kecil daripada (ya)

sebesar : 0,35mm

1000 198

      

= 0,0693 mm. Maka poros aman untuk

digunakan karena telah memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : (y<ya)  (0,007<0,0693).

Poros Bintang (Spline)

Direncanakan terdapat poros bintang dengan panjang 40 mm.

Gambar 2. 23. Poros Bintang (Spline)

Syarat yang harus dipenuhi



_aSf₂

 