TUGAS AKHIR
Diajukan Untuk Memenuhi Salah Satu Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik
Jurusan Teknik Mesin
Disusun Oleh: PRANA YOGA
NIM : 025214053
PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN
JURUSAN TEKNIK MESIN
FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI
UNIVERSITAS SANATA DHARMA
YOGYAKARTA
ii
Presented as Partial fulfillment of the Requirements To Obtain the Sarjana Teknik Degree
In Mechanical Engineering
By :
PRANA YOGA
Student Number : 025214053
MECHANICAL ENGINEERING STUDY PROGRAM
MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT
SCIENCE AND TECHNOLOGY FACULTY
SANATA DHARMA UNIVERSITY
YOGYAKARTA
vi
vii
Nama : Prana Yoga
Nomor Mahasiswa : 025214053
Demi pengembangan ilmu pengetahuan, saya memberikan kepada Perpustakaan Universitas Sanata Dharma karya ilmiah saya yang berjudul :
MEKANISME PENGANGKATAN PADA KRAN MENARA
beserta perangkat yang diperlukan. Dengan demikian saya memberikan kepada Perpustakaan Universitas Sanata Dharma hak menyimpan, mengalihkan dalam bentuk media lain, mengelolanya dalam bentuk pangkalan data, mendistribusikan secara terbatas, dan mempublikasikannya di Internet atau media lain untuk kepentingan akademis tanpa perlu meminta ijin dari saya maupun memberikan royalti kepada saya selama tetap mencatumkan nama saya sebagai penulis.
Demikian pernyataan ini yang saya buat dengan sebenarnya :
Pada tanggal, 26 februari 2008
Yang menyatakan
viii
berkat, semangat, harapan baru, rahmat dan cinta kasih yang berlimpah di dalam
penulisan tugas akhir ini hingga selesai.
Tugas akhir ini merupakan salah satu syarat yang harus dipenuhi bagi
mahasiswa Teknik Mesin sebelum dinyatakan lulus sebagai Sarjana Teknik.
Dalam pelaksanaan dan penulisan tugas akhir ini tidak lepas dari bantuan berbagai
pihak, baik berupa materi, bimbingan, kerja sama serta dukungan moril. Dalam
kesempatan ini penulis mengucapkan terimakasih kepada :
1. Romo Ir. Greg Heliarko, S.J., S.S., B.S.T., M.A., M.Sc., selaku Dekan
Fakultas Sains Dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.
2. Bapak Budi Sugiharto, S.T., M.T., selaku Ketua Program Studi Teknik
Mesin Universitas Sanata Dharma.
3. Bapak Ir. Petrus Kanisius Purwadi, M.T., selaku Dosen pembimbing
akademik.
4. Bapak Raden Benedictus Dwiseno Wihadi, S.T.,M.Si selaku Dosen
Pembimbing Tugas Akhir.
5. Seluruh dosen dan karyawan Fakultas Sains Dan Teknologi Universitas
Sanata Dharma.
6. Kepada Ibu tercinta, Prapti Utami Widyaningsih dan Eyang Putri, adikku,
ix
Adi, Ucok, Nano, Sogen, Ade, Putu, dan semua temanku),
teman-teman di Pagonan
8. Sahabat terkasihku Rinta
9. Rekan-rekan dan semua pihak yang membantu dalam penulisan tugas
akhir ini.
Yogyakarta, 16 Februari 2008
x
bertingkat. Ciri utama dari Kran menaraini yaitu mempunyai lengan menara (jibs)
yang dapat berputar sesuai dengan kebutuhan, sehingga dapat mengangkat beban pada ketinggian dan jarak jangkauan yang tertentu.
xi
HALAMAN PENGESAHAN ………...iii
DAFTAR PANITIA PENGUJI...iv
HALAMAN PERNYATAAN ……….………...……..…..v
HALAMAN PERSEMBAHAN ………...…….………...…vi
LEMBAR PERNYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI ... vii
KATA PENGANTAR ……...………...……....viii
INTISARI ...………...…………...… x
DAFTAR ISI ………...…...……....……...xi
DAFTAR LAMPIRAN ...xiv
DAFTAR GAMBAR ...xvi
BAB I PENDAHULUAN 1.1 Bagian-bagian tower crane...2
1.1.1 Kabin...…...………...…...……...…2
1.1.2 Lengan Penyeimbang dan pengimbang ( counter weitght)...2
1.1.3Lengan angkat………...………...…...…2
1.1.4 Rangka utama dan kepala menara ...2
1.2 Gerakan Tower Crane...3
1.2.1 Gerak Pengangkat (Hoisting)...3
1.2.2 Gerak Pejalan (travelling) ...6
xii
2.1 Ukuran Utama ...7
2.2 Perhitungan...8
2.2.1 Rumah Kait...8
2.2.1.1 Kait...9
2.2.1.2 Batang Lintang...15
2.2.1.3 Sekal ...19
2.2.1.4 Gandar ...23
2.2.2 Kabel Kawat Baja...27
2.2.3 Drum dan Puli ...33
2. 2.3.1 Drum...33
2.2.3.2 Puli ...47
2.2.4 Pemilihan Motor Penggerak...48
2.2.5 Transmisi Roda Gigi...52
2.2.5.1 Perancangan Roda Gigi ...52
2.2.5.2 Perancangan Poros Roda Gigi ...59
2.2.5.4 Bantalan Poros Roda Gigi ...77
2.2.5.5 Perancangan Kopling...78
2.2.6 Perancangan Rem...81
2.2.6.1 Perhitungan Desain Rem Sepatu...84
2.2.6.2 Pemilihan Magnet Rem...87
xiii
4. 2. Penutup...98
DAFTAR PUSTAKA
xiv
LAMPIRAN 2 Tabel Harga Desain Dasar Untuk kait tunggal
Tabel Harga Desain Dasar Bantalan
LAMPIRAN 3 Tabel Jumlah Lengkungan
Tabel Efisiensi Puli
LAMPIRAN 4 Tabel Tegangan Tarik Maksimum Pada Berbagai Diameter
Dan Beban Patah Untuk tali Baja
LAMPIRAN 5 Tabel Harga Faktor C, C1 , C2
LAMPIRAN 6 Tabel Harga Faktor m
Tabel Harga a, z2, dan β
LAMPIRAN 7 Tabel Harga e1, e2
LAMPIRAN 8 Tabel Dimensi Alur Drum
LAMPIRAN 9 Tabel Diameter Poros
Tabel Bantalan Untuk Permesinan Serta Umurnya
LAMPIRAN 10 Tabel Bantalan
Tabel Puli
LAMPIRAN 11 Tabel Nilai Perkiraan Momen Inersia Kopling
LAMPIRAN 12 Diagram Pemilihan Modul Roda Gigi lurus
LAMPIRAN 13 Tabel Faktor Bentuk Gigi
Tabel Harga Tegangan lentur Yang Diizinkan Pada BAhan
Roda Gigi
xv
LAMPIRAN 17 Tabel Harga Koefisien Pengereman
Tabel Harga Tekanan Satuan Maksimum Yang Diizinkan
Untuk Sepatu Rem
LAMPIRAN 18 Harga Kelonggaran Penyetelan
LAMPIRAN 19 Tabel Motor
xvi
Gambar 1.2 Mekanisme Pengangkatan ...3
Gambar 1.3 Gerak Pejalan Troli Pada Boom ...5
Gambar 1.4 Slewing Unit ...6
Gambar 2.1 Rumah Kait ...9
Gambar 2.2 Kait Tempa Standart...10
Gambar 2.3 Hasil Analisa Desain Kait Menggunakan Cosmoswork ...15
Gambar 2.4 Bantalan Peluru Untuk Kait ...16
Gambar 2.5 Batang Lintang ...17
Gambar 2.6 Hasil Analisa Desain Batang Lintang Menggunakan Cosmoswork.19 Gambar 2.7 Penampang Lintang Sekal ...20
Gambar 2.8 Hasil analisa desain sekal menggunakan cosmoswork ...21
Gambar 2.9 Gandar dan bebannya ...23
Gambar 2.10 Hasil analisa desain gandar menggunakan cosmoswork ...25
Gambar 2.11 Penampang tali tipe 6 x 37 = 222 +1c ...28
Gambar 2.12 Skema pengangkatan...28
Gambar 2.13 Drum ...33
Gambar 2.14 Dimensi alur drum ...35
Gambar 2.15 Pembebanan drum ...37
Gambar 2.16 Standar soviet untu mengikat tali drum ...39
Gambar 2.17 Pembebanan poros drum ...40
xvii
Gambar 2.22 Skema transmisi...52
Gambar 2.23 Bagian-bagian roda gigi ………...…..53
Gambar 2.24 Poros I Transmisi ………...…62
Gambar 2.26 Hasil Analisa Desain Gandar Menggunakan Cosmoswork ...68
Gambar 2.27 Poros II Transmisi ...69
Gambar 2.28 Nasil analisa desain poros 2 menggunakan cosmoswork ...71
Gambar 2.29 Poros III Transmisi ………72
Gambar 2.30 Hasil analisa desain poros 3 menggunakan cosmoswork ...74
Gambar 2.31 Poros IV Transmisi ………75
Gambar 2.32 Hasil analisa desain poros 4 menggunakan cosmoswork ...76
Gambar 2.33 Kopling ...78
1 Kran menara merupakan salah satu jenis pesawat pengangkat yang sering
digunakan dalam pembangunan gedung - gedung bertingkat dan industri - industri besar.
Ciri utama dari Kran menara ini yaitu mempunyai lengan menara (jibs) 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.
1.1 Bagian-bagian kran menara
1.1.1 Kabin
Kabin adalah bagian mesin pengangkat yang sangat penting karena
didalam kabin semua system dikendalikan oleh operator. Dalam pesawat
pengangkat kran menara ini kabin berada dibagian samping atas menara. Kabin
dirancang sedemikian rupa sehingga memungkinkan operator dapat melakukan
pengoperasian crane dengan baik.
1.1.2 Lengan Penyeimbang dan pengimbang ( counter weitght)
Supaya terjadi kestabilan maka diberikan pengimbang(counter weight)
yang dipasang pada bagian belakang lengan pengimbang (counter jib)
1.1.3 Lengan angkat
Lengan angkat (boom) berfungsi sebagai tempat untuk berjalannya troli
yang membawa beban untuk dipindahkan ke arah tujuan yang dikehendaki.
1.1.4 Rangka utama dan kepala menara
Rangka utama dan kepala menara berupa rangka yang terbuat dari baja
profil. Penyangga utama sebuah kran menara
1.2 Gerakan kran menara
1.2.1 Gerak Pengangkat (Hoisting)
Gerakan pengangkatan yakni gerakan untuk mengangkat atau menahan
Gambar 1.2 mekanisme pengangkatan
1. Perlengkapan pengangkat fleksibel ( rantai dan tali )
Kabel kawat baja berfungsi untuk menggantungkan kait pada pada drum
penggulung Pada kran menara ini menggunakan tali baja, karena tali baja
mempunyai keunggulan :
- lebih ringan
- lebih tahan terhadap sentakan
- operasi yang tenang walaupun pada kecepatan tinggi
- keandalan operasi yang tinggi
2. Puli, sistem puli dan drum
a. Puli ( puli dibuat dengan desain tetap dan bebas )
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.
- Puli tetap
- Puli Bebas transmisi rem
puli drum
tali
b. Sistem puli
Suatu sistem puli adalah gabungan beberapa puli bebas dan puli tetap.
c. Drum tali
Drum untuk tali kawat baja terbuat dari besi cor, kadang-kadang dari besi
tuang.
3. Kait untuk muatan
Fungsi dari kait adalah untuk tempat penggantungan muatan yang mana
muatan tersebut biasanya sudah disatukan dalam suatu ikatan dengan
menggunakan 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.
4. Rem
Dalam mekanisme gerakan dibutuhkan rem yang fungsinya untuk
mengurangi kecepatan dan 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
5. Motor penggerak
Pada mekanisme pengangkatan dibutuhkan daya dari motor pengerak yang
mampu untuk menggerakkan sistem sehingga bahan dapat dipindahkan ke arah
berupa motor listrik. Penggerak elektrik dapat langsung segera bekerja, sangat
amandalam operasinya dan mudah dikendalikan. Penggerak elektrik juga sangat
ekonomis dibandingkan dengan penggerak lainnya karena pemakaian daya
listriknya tergantung pada kapasitas daya unitnya.
6. Transmisi Roda Gigi
Mekanisme transmisi roda gigi disini berfungsi untuk mengatur kecepatan,
sehingga didapatkan kecepatan yang sesuai dengan yang dikehendaki. Transmisi
roda gigi yang digunakan dalam mekanisme pengangkatan ini adalah transmisi
roda gigi dengan sistem reduksi kecepatan dalam 3 tahap. Jenis roda gigi yang
digunakan disini adalah roda gigi lurus. Keuntungan dari roda gigi lurus ini yaitu
karena pembuatannya mudah, ongkos pembuatannya juga murah dan dalam
pengoperasiannya sesuai dengan yang diinginkan.
1.2.2 Gerak Pejalan
Gambar 1.3 gerak pejalan troli pada boom
Gerakan pejalan ini ialah gerakan secara horizontal untuk menggerakkan
1.2.3 Gerak Putar (Slewing)
Gerakan ini digunakan untuk memutar bagian atas dari tower crane
termasuk muatan yang dipindahkan.
Gambar 1.4 slewing unit
(Howstuffworks How Tower Cranes Work3.htm)
1.3 Batasan Masalah
Pada permasalahan ini penulis akan merancang ulang mekanisme gerakan
pengangkatan ( hoisting ) beserta perlengkapannya untuk kran menara merk GRU
7 2.1 Ukuran Utama
Dalam perancangan kran menara ini ada ukuran-ukuran utama sudah diketahui
dari tower kran menara GRU EDILMAC E-751. Ukuran utama dari kran menara 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.
Kran menara GRU EDILMAC E-751 mempunyai spesifikasi sebagai berikut :
Kapasitas angkat : 6 ton
Tinggi angkat : 35 meter
Panjang jangkauan ( jib ) : 45 meter
Panjang counter jib : 13,5 meter
Counter weight : 6 ton
Pondasi : pondasi tetap
Kecepatan angkat : 30 m/menit
Kecepatan troli : 55 m/menit
Sudut putar : 3600
2.2 Perhitungan
2.2.1. Rumah Kait
Sesuai dengan namanya, rumah kait merupakan tempat pemasangan kait
dan peralatan lain pendukung pengangkatan untuk lebih jelas dapat dilihat pada
gambar 2.1 berikut
Gambar 2.1 Rumah kait
Peralatan pada rumah kait :
1. Puli 4. Batang Lintang
2. Gandar Puli 5. Kait
2. 2. 1.1 Kait
Kait merupakan komponen yang digunakan untuk menggantungkan beban
pada kran menara. Dalam perancangan kait perlu sekali diperhatikan tentang
kekuatannya pada saat pengangkatan beban, sehingga akan menjamin keamanan
dan keselamatan kerja. Jika dari perhitungan tidak menjamin keamanan, maka
akan diganti kait dengan kapasitas di atasnya.
Gambar 2.2. Kait Tempa Standart (N. Rudenko, 1996, hal.86)
Untuk pemilihan kait dalam perancangan ini, dipilih kait dari standar
negara Soviet yaitu jenis kait tempa standar. Dalam perancangan kait ini desain
proporsi dan dimensi kait diasumsikan berdasarkan dari standar ini, kemudian kait
diperiksa kekuatannya dan apabila sudah sesuai maka akhirnya kait tersebut akan
ditetapkan. Bahan dari kait ini diplih baja karbon cor SC 37 ( JIS G 5101),
Beban total pada kait
Q = G + Go ……….………...(2.1)
(N. Rudenko, 1996, hal. 90)
dengan, Q = berat total beban pada kait (kg)
G = kapasitas angkat crane (kg)
Go = bobot kait beserta rumah kait(kg)
K = angka keamanan ( 2), maka kapasitas angkat dikalikan 2
G = 6000 x 2
= 12000 kg
Q = 12000+ 100
= 12100 kg
Ulir yang digunakan bagian ujung atas kait yaitu bentuk ulir segi tiga
dengan ukuran standar ulir kasar metris. untuk pemilihan ulir kita tentukan dulu
diameter dalam minimal
Dengan perhitungan tegangan pada bagian berulir
t=
2 1
4
d Q
π ……….………(2.2)
(N. Rudenko, 1996, hal. 86)
dengan, t = tegangan tarik (kg/cm2)
Q = beban pada kait (kg)
d1 = diameter dalam ulir (cm)
d1 > 500 14 , 3 12100 4 x x
d1 > 5,552 cm
dari Tabel ukuran standar ulir kasar metris (JIS B 0205) diambil M64 yang
memiliki diameter dalam 5,7505 cm ( lebih besar dari 5,552 cm)
Tinggi minimum mur kait ditentukan oleh tegangan tekan yang ditentukan oleh
tegangan tekan yang dizinkan pada ulir.
H =
p d d t Q ) ( 4 2 1 2 0 −
π ...(2.3)
(N. Rudenko, 1996, hal. 86)
dengan, H = tinggi minimum mur kait (cm)
Q = beban pada kait (kg)
t = kisar ulir (cm)
d0 = diameter dalam ulir (cm)
d1 = diameter luar ulir (cm)
p = tegangan tekanan aman (baja dengan baja) 300 - 350
kg/cm2, dipilih 150 kg/cm2
H = 150 ) 7505 , 5 4 , 6 ( 5 , 0 12100 4 2 2 − π x x
H = 6,5 cm
H = 7 cm
Pemeriksaan tegangan pada bagian dudukan kait . Berdasarkan data pada
tabel harga desain dasar untuk kait tunggal pada lampiran 2, maka digunakan kait
F = luas penampang kritis (104 cm2)
xc = jarak antara centroid dan kontur dalam (6,28 cm)
2
a
= jari jari mulut kait (6,5 cm)
= jari – jari kelengkungan kait (12,78 cm)
f1 = luas desain dalam (4,25 cm)
f2 = luas desain dalam (10,5 cm)
x = faktor yang tergantung pada bentuk penampang dan kelengkungan
kait (0,12)
= jarak antara garis nol dengan centroid (1,185 cm)
h2 = e1 = jarak antara garis nol dengan kontur dalam (5,095 cm)
Tegangan tarik maksimum pada kontur dalam ( I), bagian dalam akan
mengalami tarikan ketika kait mengangkat beban ( tegangan aman tidak boleh
melebihi 1800 kg/cm2 untuk bahan dari baja karbon cor SC 37)
I = Fxa
e Q2 1
………...………..(2.4)
(N. Rudenko, 1996, hal. 88)
I =
13 120 , 0 104
095 , 5 2 12100
x x
x x
I = 759,97 kg/cm2
dari perhitungan didapat I = 759,97 kg/cm2 , aman karena lebih kecil dari batas
Tegangan tekan maksimum pada kontur luar ( II), tegangan terbesar yang
diterima kait ketika menahan beban pada bagian luar yang menerima tekanan
( tegangan tekan aman tidak boleh melebihi 900 kg/cm2 untuk bahan dari baja
karbon cor SC 37, nilai dari tegangan tekan aman biasanya setengah dari nilai
tegangan tarik ijin)
II =
) 2 (
2
h a Fx
Qe
+
...(2.5)
(N. Rudenko, 1996, hal. 88)
dengan h = 13 cm
e2 =h – e1 ...(2.6)
e2 = 13 – 5,095
e2 = 7,905 cm
II =
) 13 5 , 6 ( 12 , 0 104
905 , 7 12100
+
x x
x
II = - 393,04 kg/cm2
dari perhitungan didapat II = - 393,04 kg/cm2, aman karena lebih kecil dari
tegangan tekan ijin = 900 kg/cm2
Hasil analisa dari cosmoswork untuk kait, material yang digunakan AISI
304 dengan batas mulur(σy = 2068 kg/cm2)
Gambar 2.3 . hasil analisa desain kait menggunakan cosmoswork
Pada gambar 2.2 terlihat FOS ( factor of safety) = 1,2. ini berarti kait
mampu menerima beban 1,2 dari baban yang dikenakan yaitu 12 ton. Bila
kapasitasnya 6 ton dan angka keamanan (2) maka kait mampu menerima beban
sekitar 14 ton.
Bantalan yang dipakai adalah bantalan peluru aksial. Bantalan ini
memungkinkan kait untuk berputar dengan mudah pada saat menangani beban
digemuk). Bantalan ini dipasangkan pada batang lintang yang berfungsi sebagai
dudukannya.
Gambar 2.4. Bantalan Peluru untuk Kait
(N. Rudenko, 1996, hal. 98)
Dari tabel harga desain dasar bantalan pada lampiran 2 diketahui spesifikasi
bantalan. Kapasitas pengangkatan 15 ton, limit beban kerja 15,8 ton,
spesifikasinya
d1= 80 mm D1 = 145 mm
d4 = 82 mm k = 50 mm
d5 = 110 mm R = 110 mm
D = 136 mm r = 2 mm
2. 2. 1.2 Batang Lintang
Untuk menggantung kait pada rumah kait digunakan batang lintang. Batang
lintang kait dapat berputar pada pelat sisi rumahnya yang diperkuat sengan strap
pada dua arah yang saling tegak lurus. Batang lintang ini ditempa dari baja dan
diberi trunion ( batang gerak) pada ujungnya
Gambar 2.5. batang lintang
(N. Rudenko, 1996, hal. 99)
ukuran batang lintang adalah sebagai berikut:
l = panjang batang lintang (200 mm)
d1 = diameter dudukan bantalan (145 mm)
d2 = diameter lubang batang lintang (80 mm)
b = lebar batang (200 mm)
D = diameter trunion (40 mm)
Dipakai bahan baja karbon untuk kontruksi mesin ( JIS G 4051) S 45 C
dengan batas mulur(σy )= 5000 kg/cm2
Momen lentur maksimum (Ml maks) yang akan terjadi bila batang lintang
mengalami beban 12100 kg
Beban total Q = 12100 kg
Ml maks = ( 0,5 )
4 l d1
Q
− ...(2.7)
(N. Rudenko, 1996, hal. 98)
= (20 0,5 14,5) 4
12100
x
x −
= 583068,75 kg.cm
Momen perlawanan (W). Volume batang lintang yang mengalami
tegangan
W= ( 2) 2 6
1
h d
b− …………...…...……….(2.8)
(N. Rudenko, 1996, hal. 98)
= (20 8)62
6 1
−
Tegangan lentur ( lentur). Tegangan yang terjadi pada batang lintang,
Tegangan aman yang diijinkan 5000 kg/cm2
lentur =
W
M
lmaks……….………(2.9)
(N. Rudenko, 1996, hal. 104)
=
128 75 , 583068
= 4555 kg/cm2
dari perhitungan didapat lentur = 4555 kg/cm2, aman karena lebih kecil dari
tegangan aman yang diijinkan = 5000 kg/cm2
Hasil analisa dari cosmoswork untuk batang lintang, material yang
digunakan AISI 304 dengan batas mulur(σy) = 2068 kg/cm2
Pada gambar 2.6 terlihat FOS ( factor of safety) = 1,5. ini berarti batang
lintang mampu menerima beban 1,5 dari beban yang dikenakan yaitu 12 ton. Bila
kapasitasnya 6 ton dan angka keamanan (2) maka kait mampu menerima beban
sekitar 18 ton.
2. 2. 1.3 Sekal
Batang lintang kait dapat berputar pada pelat sisi rumahnya yang diperkuat
oleh sekal yang terbuat dari pelat baja.
Bahan yang digunakan dalam pembuatan sekal yaitu baja karbon cor
SC 37 (JIS G 5101) dengan batas mulur (σy) = 1800 kg/cm2. Desain dari sekal
yang akan mempunyai ukuran sebagai berikut:
Diameter lubang (d) = 4 cm Jari – jari sakel (R) = 8 cm
Lebar sekal (b) = 8 cm Tebal sekal (s) = 1 cm
Gambar 2.7 penampang lintang sekal
Tegangan maksimum pada permukaan A3 ( A3)
A3 = 2 2
2 2
4 4 2 R d
d R x ds Q − + ...(2.10)
(N. Rudenko, 1996, hal. 101)
= 2 2
2 2 4 ) 8 ( 4 4 ) 8 ( 4 1 4 2 12100 − + x x x x x
= 1713,66 kg/cm2
dari perhitungan didapat A3 = 1713,66 kg/cm2, aman karena lebih kecil dari
tegangan aman yang diijinkan =1800 kg/cm2
Tegangan maksimum pada penampang A2 ( A2)
A2 = s d b Q ) (
2 − ...(2.11)
(N. Rudenko, 1996, hal. 100)
= 1 ) 4 8 ( 2 12100 −
= 1512,5 kg/cm2
dari perhitungan didapat A2 = 1512,5 kg/cm2, aman karena lebih kecil dari
Hasil analisa dari cosmoswork untuk sekal, material yang digunakan AISI
304 dengan batas mulur(σy) = 2068 kg/cm2
Gambar 2.8 . hasil analisa desain sekal menggunakan cosmoswork
Sekal yang dipakai berjumlah 2 buah, masing-masing akan menerima beban
6 ton. Dari gambar 2.8 terlihat FOS ( factor of safety) = 1,3 ini berarti sekal
mampu menerima beban 1,3 dari beban yang dikenakan yaitu 6 ton. Maka sekal
mampu menerima beban 7,8 ton.
Pemeriksaan trunion batang lintang, tegangan aman yang diijinkan 5000
kg/cm2
Momen maksimum trunion (M2 maks)
M2 maks =
2 2
1 s s x
Q +
...………..(2.12)
(N. Rudenko, 1996, hal. 98)
s = tebal sekal (1 cm)
s1 = tebal pelat samping (0,5 cm)
M2 maks =
2 ) 5 , 0 1 ( 2
12100 +
x
= 4537,5 kg-cm
Momen perlawanan trunion (Wtr)
Wtr =
C I
………..(2.13)
dengan, I = momen inertia trunion
C = jari – jari trunion
I = 4 64d
π
= 44 64x
π
= 12,56cm4
Wtr =
2 56 , 12
.Tegangan lentur pada trunion ( lentur)
lentur =
tr
W M2
………..(2.14)
(N. Rudenko, 1996, hal. 104)
= 28 , 6
5 , 4537
= 722,53 kg/cm2
dari perhitungan didapat lentur = 722,53 kg/cm2 , aman karena lebih kecil dari
tegangan aman yang diijinkan 5000 kg/cm2
2. 2. 1.4 Gandar
Gandar yang dipakai untuk berputarnya puli menggunakan bahan baja
karbon untuk kontruksi mesin S30C ( JIS G 4051 ) yang mempunyai batas mulur
(σy)= 29 kg/mm2.
Gambar 2.9 gandar dan bebannya
l = panjang gandar ( 205 mm)
a = 102,5 mm
Q = 12100 kg
Besar momen lentur yang terjadi
MB =
2 .a Q
………(2.15) a
l
C B
A
( G. Niemann, 1994. hal 325)
=
4 5 , 102 12100x
= 310062,5 kg mm
Diameter minimal gandar
ds = 2,71 3
a B
M
σ
………...(2.16)( G. Niemann, 1994. hal 321)
= 2,17 3
29 5 , 310062
= 47,805 mm
Diameter gandar diambil 50 mm
Hasil analisa dari cosmoswork untuk gander puli, material yang digunakan
AISI 304 dengan batas mulur(σy)= 2068 kg/cm2
Pada gambar 2.10 terlihat FOS ( factor of safety) = 1. ini berarti gandar
mampu menerima beban 1x dari beban yang dikenakan yaitu 12 ton.
Bantalan untuk berputarnya puli pada gandar dipilih bantalan rol silinder.
Dari tabel bantalan pada lampiran 10 dipilih bantalan dengan spesifikasi sebagai
berikut:
Jenis bantalan : Type N 310EC
Diameter luar (D) : 110 mm
Diameter dalam (d) : 50 mm
Jari-jari fillet luar (r) : 2 mm
Jari-jari fillet dalam (r1) : 2 mm
Lebar (b) : 20 mm
Beban nominal dinamis izin : 110000 N = 11000 kg
Perhitungan kekuatan bantalan
a. Perhitungan faktor umur (fh)
10 3
500
= Lh
fh ………...………(2.17)
(Sularso, 1997, hal.136)
dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (20000 jam), dari
tabel bantalan untuk permesinan dan umur nya
pada lampiran 9
10 3
500 20000
=
fh
024 , 3
=
b. Perhitungan faktor kecepatan (fn) 10 3 3 , 33 = n
fn ………..(2.18)
(Sularso, 1997, hal.136)
10 3 23 , 21 3 , 33 = fh 16 , 1 = fh
c. Perhitungan beban equivalen dinamis (P)
a
r yF
F x
P= . + . ...(2.19)
(Sularso, 1997, hal.135)
dengan Fr = beban radial ( kg
Q
6050 2
12100
2 = = )
a
F = beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena
drum ditumpu oleh dua bantalan sehingga drum
tidak mendapat beban aksial
x = 1 untuk bantalan bola baris tunggal
y = 0
0 0 6050 1x x
P= +
P = 6050 kg
d. Perhitungan beban nominal dinamis (C)
fn fhP
C = ...(2.20)
16 , 1
6050 . 415 , 3
=
C
C = 9943,27 kg
Pemilihan bantalan benar karena Cdinamis < Cdinamis izin
Karena perhitungan 1 bantalan menggunakan setengah beban maka dipakai 2 bantalan pada perancangannya.
2.2.2 Kabel Kawat Baja
Dalam kabel kawat baja banyak sekali hal – hal yang sangat kompleks dan
rumit mengenai tegangan yang terjadi pada kabel kawat baja tersebut. Tegangan
yang terjadi tersebut 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.
Gambar 2.11 penampang tali tipe 6 x 37 = 222 +1c
Gambar 2.12 skema pengangkatan
Dari gambar skema pengangkatan jumlah lengkungan yang digunakan
yaitu 15, sehingga dari tabel jumlah lengkungan pada lampiran 3, didapatkan
perbandingan antara diameter drum atau puli (Dmin ) dengan diameter tali (d) yaitu
5 , 37
min =
d D
………...……….…….(2.21) (N. Rudenko, 1996, hal. 36)
Menentukan tarikan maksimum pada tali (Sw)
Sw =
1
ηη n
Q
………..(2.22)
(N. Rudenko, 1996, hal. 41)
dengan, Q = beban total (12100 kg)
n = jumlah puli (5)
= efisiensi puli (0,8), dari tabel efisiensi puli pada lampiran 3
1 = efisiensi akibat tali (0,98)
drum puli 1
puli 2
puli 4
puli 5 puli 3
S = 98 , 0 823 , 0 5 12100 x x
= 3000,47 kg
Penampang tali (F)
Diambil desain tali dengan jumlah kawat i = 222
F(222) =
000 . 36 min D d K S b −
σ
……….……….(2.23)(N. Rudenko, 1996, hal. 39)
Dari tabel tegangan tarik maksimum pada berbagai diameter dan beban
patah untuk tali baja 6 x 37 + 1 fibre core pada lampiran 4, diketahui:
kekuatan putus tali b :18.000 kg/cm2
Beban putus pada tali (P) : 8200 kg
Berat tali per meter : 0,480 kg/m
Faktor keamanan tali (K) : 2
F(222) =
5 , 37 000 . 36 2 000 . 18 47 , 3000 −
= 0,373 cm2
Diameter untuk satu kawat/ serat ( )
=
π
i F 4 ………..(2.24) =π
x x 222 373 , 0 4Diameter tali kawat baja (d)
d = 1,5δ i ………..………..(2.25)
(N. Rudenko, 1996, hal. 38)
= 1,5x0,046 222
= 1,02 cm diambil diameter tali = 12 mm
Pemeriksaan terhadap tarikan maksimal yang diizinkan
S =
K P
………..(2.26)
(N. Rudenko, 1996, hal. 40)
= 2 8200
= 4100 kg
Karena Sw < S (3000,47 kg <4100 kg), jadi pemilihan jenis tali benar karena
sudah memenuhi batas keamanan.
Beban putus tali yang sebenarnya (P)
P = S x K ………...………..(2.27)
= 3000,47 x 2
= 6000,94 kg
Tegangan tarik yang sebenarnya ( b)
b = F P
………(2.28)
(N. Rudenko, 1996, hal. 39)
=
373 , 0
= 16088,31 kg/cm2
Untuk mengetahui umur tali, menentukan dulu faktor m (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
σ ……….……….(2.29)
(N. Rudenko, 1996, hal. 83)
dengan, b = tegangan tarik sebenarnya pada tali (kg/mm2)
C = faktor yang memberi karakteristik kontruksi tali dan
kekuatan tarik maksimum bahan kawat =0,89 (tabel
harga factor C pada lampiran 5)
C1 = faktor yang tergantung pada tali = 0,93 karena diameter
tali 12 mm (tabel harga factor C1 pada lampiran 5)
C2 = faktor yang menentukan faktor produksi dan operasi
tambahan yang tidak diperhitungkan oleh faktor C dan
C1, ( C2 = 1, pada tabel harga factor C2 pada lampiran 5)
m =
1 1 89 , 0 185 , 143
5 , 37
x x
x
= 0,26
dari tabel Harga factor m pada lampiran 6, didapat hubungan antara m
dengan jumlah lengkungan z1, maka dengan nilai m = 0,26 didapatkan
Umur kabel kawat baja (N)
β
2 1
az z
N = ………..(2.30)
(N. Rudenko, 1996, hal. 46)
dengan, a = jumlah siklus kerja rata rata perbulan (3400) dari tabel
harga a pada lampiran 6
z2 = jumlah lengkungan berulang per siklus kerja
(mengangkat dan menurunkan) pada tinggi
pengangkatan penuh dan lengkungan satu sisi (3)
= faktor perubahan daya tahan tali akibat mengangkut
muatan lenih rendah dari tinggi total dan lebih ringan
dari muatan (0,4)
z1 = jumlah lengkungan yang didapat dari tabel harga faktor m
pada lampiran 6
N =
4 , 0 3 3400
30000
x
x
= 7,35
Jadi umur kawat baja yaitu 7 bulan 11 hari.
2. 2.3. Perancangan Drum dan Puli
2. 2.3.1.Perancangan Drum
Drum yang akan dirancang menggunakan bahan dari baja karbon cor SC
37 (JIS G 5101) dengan kekuatan tarik (σb)= 3700 kg/cm2 dan batas mulur (σy)=
1800 kg/cm2 . Dengan membuat berongga pada bagian dalam dari drum, maka
Disamping itu untuk pemandu arah dari lilitan kabel kawat, maka dibuat alur helik
pada permukaan drum.
Gambar 2.13. Drum - faktor bahan dengan kekuatan yang dijamin, Sf1 = 6
- faktor konsentrasi tegangan karena poros akan diberi alur pasak atau dibuat
bertangga, Sf2 = 3
- faktor keamanan karena momen puntir, Kt = 1,5 (beban dikenakan
sedikit kejutan atau tumbukan)
- faktor koreksi pembebanan lentur, Km = 1 (beban dengan tumbukan
ringan)
Tegangan geser yang diijinkan
2
1 f
f b a
xS S
σ
τ
= ……… …………..(2.31)= 3 6 3700
x
= 205,55 kg/cm2
Diameter drum dapat dihitung berdasarkan dari diameter kabel kawat baja
5 , 37
=
d Ddrum
Ddrum = 37,5 x 12
= 450 mm
Sedangkan untuk diameter drum yang diizinkan diperoleh dengan
menggunakan persamaan berikut ini:
D e1.e2.d ……….(2.32)
e1 = faktor yang tergantung pada alat pengangkat dan kondisi operasinya
(30) didapat pada dari harga e1 lampiran 7
e2 = faktor yang tergantung pada konstruksi tali (0,9) didapat pada dari
harga e2 lampiran 7
D 30x0,9x12
D 324 mm
Panjang drum (L), drum yang didesain hanya untuk satu tali tergulung ,
sehingga hanya mempunyai satu arah helik ke kanan. Dalam perhitungan panjang
drum, perlu juga diketahui juga jumlah lilitan pada tiap sisi dari drum yang
didapatkan dari persamaan berikut ini:
2
+ =
D Hi z
π
………...(2.33)(N. Rudenko, 1996, hal. 74)
dengan, z = jumlah lilitan
H = tinggi angkatan muatan (3500 cm)
i = perbandingan sistem tali (1)
Angka dua ditambahkan untuk lilitan yang menahan muatan.
2 45
1 3500
+ =
x x z
π
z = 26,76 lilitan
Digunakan jumlah lilitan z = 27 lilitan.
Dari perhitungan diameter kabel kawat baja di muka telah didapatkan
d = 12 mm, maka dengan menggunakan tabel dimensi alur drum pada lampiran 8,
maka diambil d = 13 mm dengan alur standar didapatkan r1 = 8 mm, s1 = 1,7 mm
dan c1 = 4 mm. Untuk perhitungan panjang drum digunakan persamaan berkut ini:
Gambar 2.14. Dimensi Alur Drum
(N. Rudenko, 1996, hal. 74)
s D Hi
L = +7
π
………...……….(2.34)(N. Rudenko, 1996, hal. 75)
dengan, s = kisar (cm)
5 , 1 7 45
1
3500 +
=
x x L
π
L = 47,65 cm
Digunakan panjang drum sepanjang L = 48 cm
Tebal dinding drum yang digunakan ( ). Tebal dinding drum dari besi cor
= 0,02 D + 1 ………...……….(2.35)
(N. Rudenko, 1996, hal. 75)
= (0,02x45) + 1
= 1,9 cm
Pemeriksaan terhadap tegangan komplek pada drum tidak boleh melebihi
dari tegangan aman yang diizinkan yaitu1800 kg/cm2.
Tegangan komplek ( comp)
1
s S
comp
ω
σ
= ...(2.36)(N. Rudenko, 1996, hal. 76)
dengan, S = gaya maksimal pada kabel
s1 = jarak dua alur berurutan/kisar
5 , 1 9 , 1
47 , 3000
x
comp =
σ
2
/ 63 ,
1052 kg cm
comp =
σ
dari perhitungan didapat Tegangan komplek ( comp) = 1052,63 kg/cm2, aman
karena lebih kecil dari tegangan aman yang diijinkan =1800 kg/cm2
Pemeriksaan kekuatan drum terhadap lenturan dan torsi, dari perhitungan
dimensi drum diatas maka diperoleh ukuran drum sebagai berikut:
D1 = diameter luar (45 cm)
L = panjang drum (48 cm)
Pemeriksaan terhadap momen lentur ( lentur)
lentur = I MC
………(2.37)
(R. S. Khurmi dan J. K. Gupta, 1982, hal. 111)
dengan, M = momen maksimum drum, terjadi ketika tali berada di
tengah–tengah drum yang berjarak L dari tumpuan
(kg.cm)
C = jari – jari dalam drum (cm)
I = momen inersia drum (cm4)
Beban Q = 12100 k
Q
L
Ra Rb
Gambar 2.15. Pembebanan Drum
2
L x Ra
M = ………(2.38)
2 2
L x Q
M =
2 48 2
12100
x
M =
cm kg M =145200 .
I = momen inersia drum (cm4) ) ( 64 4 2 4 1 D D
I =
π
− ………(2.39)) 1 , 43 45 ( 64 4 4 − =
π
I 4 21 , 31886 cm I = sehingga,lentur = I MC
lentur =
21 , 31886 55 , 21 145200x
lentur = 98,13 kg/cm2
. Pemeriksaan terhadap torsi (T)
T = Q x Rdrum ………...…..(2.40)
T = 12100 x 21,55
T = 260755 kg.cm
Tegangan geser terhadap drum ( )
− = 1 4 2 4 1 16 D D D T
π
τ
...(2.41)(R. S. Khurmi dan J. K. Gupta, 1982, hal. 107)
− = 45 1 . 43 45 260755 16 4 4
π
τ
x 2 / 99 ,91 kg cm
=
dari perhitungan didapat tegangan geser terhadap drum ( ) = 91,99 kg/cm2, aman
karena lebih kecil dari tegangan geser yang diijinkan τa =1800 kg/cm2
Dalam pemilihan plat untuk pengikat kabel kawat baja digunakan standar
dari Soviet. Dengan berdasar pada diameter kabel kawat baja yang digunakan
yaitu 12 mm, maka dari tabel pengikat kabel standar soviet pada lampiran 8
didapatkan data – data sebagai berikut:
k = 52 mm, t = 35 mm, do = 16 mm, l = 45 mm, c =5 mm, jumlah
ikatan =1
Gambar 2.16. standar soviet untu mengikat tali drum ( Rudenko 1992, hal 78 )
Poros drum menggunakan bahan S30C (baja karbon untuk kontrulsi mesin
JIS G 4051), kekuatan tarik σb =5500 kg/cm2, tegangan geser yang diijinkan
a = 305,55 kg/cm2dan batas mulur σy = 3400 kg/cm2 Beban total yang diderita
5 cm RA
RB
5 cm 48 cm
12100 kg
Momen terbesar terjadi pada saat tali berada di tengah–tengah drum
Gambar 2.17. Pembebanan Poros Drum
MB = 0
0 = RA x 58 – 12100 x 29
RA =
58 29 12100x
RA = 6050 kg
Perhitungan reaksi di B
RB = 12100– RA
RB = 12100 – 6050
RB = 6050 kg
Perhitungan besarnya momen pada titik yang berjarak X dari tumpuan A (MX)
untuk 0 < X < 5
MX = RA.X
= 6050 X
M0 = 6050 x 0
= 0
= 30250 kg
untuk 5 X 58
MX = RAX – 6050 (X - 5)
= 6050X – 6050 (X – 5)
= 6050 X – 6050X + (6050 x 5 )
= 30250 kg.cm
Menghitung Torsi
n N
T =71620 ...……….……….(2.42)
(N. Rudenko, 1996, hal. 292)
dengan N = daya statik motor (hp)
n = kecepatan putaran `drum (rpm)
Daya statik motor (N)
η
75
Qv
N = …...………...………..(2.43)
(N. Rudenko, 1996, hal. 292)
dengan Q = beban angkat (kg)
v = kecepatan angkat (m/s) dilihat dari sistem pulinya maka didapat
jika keceptan angkat 30 m/menit maka kecepatan drum 60
m/menit
= efisiensi (0,8)
8 , 0 . 75
1 . 12100
=
N
Putaran drum sama dengan putaran poros IV (n8) D v n
π
= 8 ………..………....………(2.44) 45 60008 =
π
n
rpm n8 =42,46
46 , 42 66 , 201 71620 = T cm kg T =340152,83 .
Menghitung diameter poros drum (ds)
(
) (
)
31 2 2 . . 1 , 5 +
≥ KmM KtT
ds
a
τ
………...…...…….(2.45)(Sularso, 1997, hal.18)
Dengan τa = tegangan geser ijin
(
) (
)
31 2 2 83 , 340152 . 1 30250 . 5 , 1 55 , 305 1 , 5 + ≥ ds cm ds≥17,09
Dari Tabel poros pada lampiran 9 maka dipilih diameter poros drum sebesar
180 mm.
Tegangan geser yang terjadi:
3 1 , 5 Ds T × =
τ
………..(2.46)3
18 83 , 340152 1
, 5 ×
=
τ
= 297,45 kg/cm2Tegangan rencana: τa x Sf2 = 305,55 x 3 = 916,65 kg/cm2
Syarat terpenuhi : τ x kt x Cb < τa x Sf2
Dengan Cb = faktor lenturan (1,2)
Maka : 535,41 kg/cm2< 916,65 kg/cm2
Direncanakan pada poros ini akan terdapat spline (poros bintang) sepanjang
168 mm. dengan dimensi sebagai berikut
Diameter dalam (di) sebesar = 192 mm.
Diameter luar (do) sebesar = 180mm.
Banyaknya baji (i) sebanyak = 12
Lebar baji (b) sebesar = 24 mm.
Gambar 2.18. poros bintang
Pemeriksaan kekuatan poros spline
l
b
F
K×
=
τ
…………..………...(2.47)(Sularso, 1997, hal. 25) :
2 / 3 168 24 12100 mm kg
K = × =
τ
Tekanan permukaan (P):
l t F P × = ………...(2.48)
(Sularso, 1997, hal. 27)
Untuk t = kedalaman alur pasak, yaitu sebesar 12 mm.
Maka : 9,002 168 12 12100 = × =
P kg/mm2
Tekanan permukaan ijin (Pa) untuk poros yang berdiameter besar biasanya
telah ditentukan, yaitu sebesar 10 kg/mm2 (Sularso, 1997, hal. 27). Maka syarat
dan ketentuan berikut ini :
K
Ka
τ
τ
≥ dan Pa> P(3,055kg/mm2≥3kg/mm2) dan (10kg/mm2 >9,002kg/mm2).
Pemeriksaan poros terhadap sudut puntir (θ) . Batas maksimum sudut puntir
pada poros yaitu antara 0,250-0,30 persatuan panjang. Poros terbuat dari baja
dengan modulus geser G = 830.000 kg/cm2. dengan panjang poros 58 cm
4 584 Gds l T =
θ
...(2.49)(Sularso, 1997, hal.18)
13 , 0
=
θ untuk 0,58 m maka untuk 1 meter = 0,22
karena0,22≤0,25, aman
Pemeriksaan poros terhadap lenturan (y). Batas maksimum lenturan pada
poros yang diijinkan adalah sebesar 0,3 persatuan panjang.
l ds l Fl y 4 2 2 2 1 4 10 . 23 , 3 −
= ……….………(2.47)
(Sularso, 1997, hal.18)
580 180 290 . 290 . 12100 10 . 223 , 3 4 2 2 4 − = y
y = 0,045 untuk 58 cm, untuk 1 m = 0,077, maka 0,077<0,3 ( aman)
Bantalan yang digunakan untuk poros drum ini dipilih bantalan bola Dari
tabel bantalan pada lampiran 22 maka dipilih bantalan dengan spesifikasi sebagai
berikut:
Jenis bantalan : Bola radial Type 6236
Diameter luar (D) : 320 mm
Diameter dalam (d) : 180 mm
Jari-jari fillet luar (r) : 4 mm
Jari-jari fillet dalam (r1) : 4 mm
Lebar (b) : 52 mm
Beban nominal dinamis izin : 255000 N = 25500 kg
Perhitungan kekuatan bantalan
10 3
500
= Lh
fh ………...………(2.48)
(Sularso, 1997, hal.136)
dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (30.000 jam), dari tabel
bantalan untuk permesinan dan umur nya pada lampiran 9
10 3 500 20000 = fh 415 , 3 = fh
Perhitungan faktor kecepatan (fn)
10 3 3 , 33 = n fn ………..(2.49)
(Sularso, 1997, hal.136)
10 3 46 , 42 3 , 33 = fh 93 , 0 = fh
Perhitungan beban equivalen dinamis (P)
a
r yF
F x
P = . + . ...(2.50)
(Sularso, 1997, hal.135)
dengan Fr = beban radial ( kg
Q
6050 2
12100
2 = = )
a
F = beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena drum
ditumpu oleh dua bantalan sehingga drum tidak mendapat
x = 0,56 untuk bantalan bola baris tunggal
y = 0
0 0 6050 56
,
0 x x
P= +
P = 3388 kg
Perhitungan beban nominal dinamis (C)
fn fhP
C = ...(2.51)
(Sularso, 1997, hal.136)
93 , 0
3388 . 415 , 3
=
C
C = 12446,76 kg
Pemilihan bantalan benar karena Cdinamis < Cdinamis izin
2. 2.3.2. Perancangan Puli
Gambar 2.19. puli
Puli dibuat dari bahan besi cor kelabu FC 20 (JIS G 5501) dengan kekuatan
tarik σb = 24 kg/mm2 Diameter puli = 420 mm. Untuk desain dari puli tali diambil
ukuran-ukuran berdasarkan tabel roda puli pada lampiran 10, dengan menganggap
Gambar 2.20. Roda Puli Tali
(N. Rudenko, 1996, hal. 71)
Ukuran dari puli tali (gambar 2.20) yaitu sebagai berikut:
a = 40 mm b = 30 mm c = 7 mm e = 1 mm h = 25 mm
l = 10 mm r = 8,5 mm r1 = 4 mm r2 = 3 mm r3 = 12 mm
r4 = 8 mm
2.2.4 Pemilihan Motor Penggerak
Gambar 2.21. Motor
(catalog motor AC tiga fase pada AEG Electric Motors)
Motor listrik disini digunakan untuk mengangkat beban (W) sebesar 12100
kg, dengan kecepatan maksimal pengangkatan (v) sebesar 30 m/min dengan
Perhitungan daya statik motor (N)
Dengan mengunakan persamaan 2.45 maka didapatkan harga daya adalah
N = η 75
v Q
………(2.52)
8 , 0 . 60 . 75
60 . 12100
=
N
N = 201.66 hp
Pemilihan motor listrik sesuai dengan catalog motor AC tiga fase pada AEG
Electric Motors( terdapat pada lampiran 19, dan juga dimensi dari motor pada
lampiran 20)
Motor listrik yang digunakan adalah motor listrik tiga fase
Type : AM 315 MZE
Daya : 220 hp / 160 kW
Voltase : 380 V – 420 V± 5% - 50 Hz
Faktor daya (cos θ) : 0,86
Jumlah kutub : 4
Putaran (n) : 1485 rpm
Diameter poros (d) : 80 mm
Jari-jari girasi motor (GD2) : 98,1 kg.m2
izin M
M
rata rata
tot
−
: 2,1
Momen girasi kopling (GDkopling2 )
dporos = 80 mm, maka dari tabel Nilai perkiraan momen inersia kopling pada
2
kopling
GD = 4.I.g ...(2.53)
(N. Rudenko, 1996, hal. 300)
= 4.0,0078.9,81
= 0,3060 kgm2
2
tot
GD = GDmotor2 + GDkopling2 ...(2.54)
(N. Rudenko, 1996, hal.300)
= 98,1 + 0,3060
= 98,4 kgm2
Perhitungan momen tahanan statik motor (Mst)
n N
Mst =71620 ...(2.55)
(N. Rudenko, 1996, hal. 292)
1485 66 , 201 71620 = st M
Mst = 9725,85 kg.cm = 97,258 kg.m
Perhitungan momen tahanan dinamis motor (Mdin )
η
δ
s s tot din t n v Q t n GD M 2 2 975 , 0 375 += ...(2.56)
(N. Rudenko, 1996, hal. 293)
dengan = koefisien yang memperhitungkan pengaruh massa mekanisme
transmisi (1,25)
8 , 0 . 5 . 1485 60 60 . 12100 . 975 , 0 5 . 375 1485 . 4 , 98 . 25 , 1 2 + = din M m kg Mdin1 =99,366 .
Perhitungan momen tahanan total motor (Mtot)
st din
tot M M
M = + …...(2.57)
(N. Rudenko, 1996, hal. 296)
tot
M = 99,366+ 97,258
= 196,62 kg.m
Perhitungan momen rata-rata motor (Mrata)
n N
Mrata =716,2 ………...(2.58)
(N. Rudenko, 1996, hal.300)
1485 220 2 , 716 = rata M rata
M = 106,103 kg.m
53 , 0 624 , 196 103 , 106 = = rata tot M M ...(2.59)
(N. Rudenko, 1996, hal.300)
Aman jika
rata tot
M M
< izin M M rata rata tot −
, dari perhitungan didapat 0,53 < 2,1
2.2.5 Perancangan Transmisi Roda Gigi
2.2.5.1 . Perancangan Roda Gigi
Perancangan transmisi roda gigi untuk gerak pengangkatan menggunakan
susunan roda gigi lurus dengan 3 tingkat kecepatan.
Gambar 2.22 skema transmisi
Angka transmisi total diperoleh dengan membandingkan antara kecepatan
putar poros motor (n1) dengan kecepatan putar dari poros drum (n8).
8 1
n n
itot = ………(2.60)
dengan n8 = 42.46 rpm
46 , 42 1485
=
tot
i
9 , 34
=
tot
i ≅ 35
Angka transmisi tiap roda gigi yaitu
Kopling RG = roda gigi
Kopling
RG6
RG5 RG4
RG3
RG2 RG1
drum rem
motor
i tot= i12 x i34 x i56
35 = 4 x 3,5 x 2,5
Dari perhitungan di atas maka dapat ditentukan besarnya angka transmisi
pada tiap roda gigi sebagai berikut:
i12 = 4
i34 = 3,5
i56 = 2,5
Perancangan roda gigi tingkat I
Jenis roda gigi yang digunakan yatiu roda gigi standar lurus. Daya rencana
yang akan ditransmisikan (P) sebesar 160 KW. Sudut tekan pahat yang digunakan
yaitu sebesar 200 , sedangkan faktor koreksinya (fc) sebesar 1.
Putaran poros , n1 = 1485 rpm
Perbandingan reduksi , i12 = 4
Gambar 2.23 bagian-bagian roda gigi
12 1
i 1
a . 2 d
+
= ...(2.61)
(Sularso, 1997, hal 216)
dengan d1 = diameter sementara lingkaran jarak bagi (mm)
a = jarak sumbu poros sementara, diambil 300 mm
i12 = angka transmisi roda gigi 1dan roda gigi 2
d1 =
4 1
300 2
+
x
d1 = 120 mm
d2 = d1 x i12 ...(2.62)
(Sularso, 1997, hal 216)
d2 = 120 x 4
d2 = 480 mm
Modul pahat, m = 8, α0 = 20 o ( nilai didapat pada lampiran 12)
Jumlah gigi :
z1 = jumlah roda gigi 1
z2 = jumlah roda gigi 2
m d
z 1
1 = ...(2.63)
(Sularso, 1997, hal 216)
z1 =
8 120
z1 = 15
z2 = z1 x i12 ...(2.64)
z2 = 15 x 4
z2 = 60
Diameter lingkaran jarak bagi :
d01 = z1 x m...(2.65)
(Sularso, 1997, hal 216)
= 15 x 8 = 120 mm
d02 = z2 x m = 60 x 8 = 480 mm
Jarak sumbu poros :
a01 =
2
02 01 d
d +
...(2.66)
(Sularso, 1997, hal 216)
a01 =
2 480 120+
= 300 mm
Kelonggaran sisi, C0 = 0 mm
Kelonggaran puncak, ck = 0,25 x m ...(2.67)
(Sularso, 1997, hal 219)
ck = 0,25 x 8
ck = 2 mm
Diameter kepala :
dk1 = (z1 + 2 ) x m ...(2.68)
(Sularso, 1997, hal 220)
= ( 15 + 2 ) x 8 = 136mm
Diameter kaki :
df1 = (( z1 – 2 ) x m) – 2 ck ...(2.69)
= (( 15– 2 ) x 8) – 2 x 2 = 100 mm
df2 = (( z2 – 2 ) x m) – 2 ck = (( 60 – 2 ) x 8) – 2 x 2 = 460 mm
Kedalaman pemotongan (tinggi gigi) :
H = 2m + ck ………...………(2.70)
(Sularso, 1997, hal 219)
= 2 x 8+ 2 = 18 mm
Faktor bentuk gigi : Dengan pembacaan tabel factor bentuk gigi pada lampiran 13
maka didapatkan Y
z1 = 15 Y1 = 0.289
z2 = 60 Y2 = 0,421
Kecepatan keliling pada diameter jarak bagi roda gigi 1 dengan n1 :
v =
100 . 60
. .d01n1
π
………...(2.71)
(Sularso, 1997, hal. 238)
1000 . 60 1485 . 120 .
π
= = 9,3 m/det
Gaya tangensial, gaya yang bekerja dalam arah putaran roda gigi pada titik jarak
baginya :
Ft = v
xP
102
…………...………...……….(2.72)
(Sularso, 1997, hal. 238)
Ft =
3 , 9 160 . 102
Berdasarkan kecepatannya yaitu antara 0,5-10 m/s, maka harga faktor dinamis :
fv =
3 , 9 3 3 3 3 + =
+v = 0.24 ...(2.73)
(Sularso, 1997, hal. 240)
Bahan pinion (RG 1) dan driven (RG 2) dibuat dari bahan yang sama yaitu baja
paduan SNC 22 dengan pengerasan kulit yang mempunyai sifat sebagai berikut
(pada tabel bahan di lampiran 13) :
- Kekerasan (HB) = 600 HB
- Tegangan lentur yang diijinkan ( a) = 55 kg/mm2
Berdasarkan harga kekerasan (HB) sebesar 600 HB, maka dengan pembacaan tabel
didapatkan kH = 0,569 kg/m (tabel factor tegangan kontak pada bahan roda gigi
pada lampiran 14)
Beban lentur yang diijinkan per satuan lebar sisi :
Fb1 = σa1 x m x Y1 x fv ………..(2.74)
(Sularso, 1997, hal. 240)
Fb1 = 55 x 8 x 0,289 x 0,24
Fb1 = 30,94 kg/mm
Fb2 = σa2 x m x Y2 x fv
Fb2 = 55 x 8 x 0,421 x 0,24
Fb2 = 45,08 kg/mm
Beban permukaan yang diijinkan per satuan lebar :
FH =
2 1 2 01 h v z z 2z . d k . f + ……….……….……(2.75)
FH = 60 15 2.60 120 . 569 . 0 . 24 , 0 +
FH = 26,59 kg/mm
Fh < Fb1< F b2, maka F min = 26,59 kg/mm
Lebar sisi :
59 , 26 98 , 1749 min = = F F b t ...(2.76)
(Sularso, 1997, hal. 240)
b = 65,81 mm
Diambil b = 66 mm
Cek 8,25 8 66 = = m b (aman) ...(2.77)
(Syarat b/m antara 6-10)
Perancangan roda gigi tingkat II dan III
Cara perhitungan roda gigi tingkat II dan III ini adalah sama dengan cara
perhitungan pada pada perancangan roda gigi tingkat I (transmisi I). Hasil dari
perhitungan dapat disajikan dalam tabel berikut ini:
Transmisi Roda Gigi untuk tingkat II dan III Tingkat II Tingkat III
N (rpm) 371,25 106,21 Dipilih i 3,5 2,5
M 9 9
Z1 26 46
Z2 91 115
D1 (mm) 234 414
Tingkat II Tingkat III A0 (mm) 526,5 724,5
Ck 2,25 2,25
Co 0 0
Dk1 (mm) 252 432
Dk2 (mm) 837 1053
df1 (mm) 211,5 391,5
df2 (mm) 796,5 1012,5
H 20,25 20,25
Y1 0,344 0,400
Y2 0,445 0,445
V (m/s) 4,5 2,3
0,39 0,565
Fv
Bahan roda gigi pinion gear pinion gear SNC21 SNC21 SNC21 SNC21
kH (kg/m) 0,569 0,569
HB 600 600
a (kg/mm2) 40 40
F'b1 (kg/mm) 49,23 81,48
F'b2 (kg/mm) 63,68 90,65
Ft (kg/mm) 3589,711 7092 Fh (kg/mm) 82,337 190,44
B (mm) 72,91 87,02
b/m 8,1 9,66
6<8,1<10 baik 6<9,66<10 baik
2.2.5.2 . Perancangan Poros Roda Gigi
Poros merupakan elemen mesin yang berfungsi untuk meneruskan daya dari
puntir dan lentur sehingga pada permukaan poros akan terjadi tegangan geser
karena momen puntir T dan tegangan karena momen lentur M. Poros-poros ini
disusun sejajar satu sama lain, hal ini disebabkan karena roda gigi yang digunakan
adalah roda gigi lurus. Pada rancangan ini terdapat 4 poros.
Untuk bahan dari poros diambil baja karbon untuk kontruksi mesin JIS G
4051 ( S55C). Sifat dari bahan tersebut adalah sebagai berikut:
- kekuatan tarik ( b) : 80 kg/mm2
Untuk perhitungan poros selanjutnya maka harus ditentukan terlebih dahulu
beberapa faktor yang menyangkut keamanan sebagai berikut:
- faktor bahan dengan kekuatan yang dijamin, Sf1 = 6
- faktor konsentrasi tegangan karena poros akan diberi alur pasak atau
dibuatbertangga, Sf2 = 3
- faktor keamanan karena momen puntir, Kt = 1,5 (beban dikenakan sedikit
kejutan atau tumbukan)
- faktor koreksi pembebanan lentur, Km = 1 (beban dengan tumbukan ringan)
Tegangan geser pada poros yang diijinkan
2
1 f
f b a
xS S
σ
τ
= ...(2.78)(Sularso, 1997, hal. 8)
2
/ 44 , 4
3 . 6
80
mm kg
a a
= =
Perhitungan Poros I
Daya yang ditransmisikan , P = 160Kw
Putaran poros 1, n1 = 1485 rpm
Momen puntir rencana :
1 5 . 10 74 , 9 n P x
T = ...(2.79)
(Sularso, 1997, hal.7)
mm kg T x T . 76 , 104942 1485 160 10 74 , 9 5 = =
Berat roda gigi 1 (RG 1) :
Wgl = x
π
xd xb1xρ
x fk2 1
25 ,
0 ...(2.80)
(Sularso, 1997, hal.8)
Dengan d1 = diameter jarak bagi 120 mm
b1 = lebar gigi 66 mm
= berat jenis bahan roda gigi (baja) 7833 x 10-9 kg/m3
fk = faktor koreksi 1 (roda gigi pejal) dan 0,4 ( berongga)
Wgl = 0,25x1202x
π
x66x7833x10−9x1Wgl = 5,8 kg
Gaya tangensial
FT1 = FT ………....(2.81)
= 1749,98kg
Gaya radial :
RG 1
65 mm
250 mm
B A
= 1749,98x tan 200
= 635,24 kg
Poros dan letak roda gigi 1 dapat digambarkan sebagai berikut:
Gambar 2.24 Poros I
Poros didukung oleh dua buah bantalan yang diletakkan pada kedua ujung
poros sehingga beban dari roda gigi dapat ditahan oleh reaksi pada bantalan.
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 163 , 165 250 65 24 , 635 250 65 1 = = =
RRA = FR1 – RRB
= 635 – 165,163
= 470,079 kg
Gaya reaksi pada tumpuan akibat gaya tangensial:
kg R x R x W F R TB TB g T TB 51 , 456 250 65 ) 8 , 5 1749 ( 250 65 ) ( 1 1
=
+ =
RTA = FT1 + Wg1 – RTB
= 1749,98 + 5,8 –456,51
= 1299,31 kg
Momen lentur akibat gaya radial :
MR = RRA x 65 = 470,079 x 65 = 30555,18 kgmm
Momen lentur akibat gaya tangensial :
MT = RTA x 65 = 1299,31 x 65 = 84455,13 kgmm
Momen lentur gabungan :
2 2
) ( )
( R T
G M M
M = + ………...………..(2.83)
mm kg M M G G . 51 , 89812 ) 13 , 84455 ( ) 18 , 30555
( 2 2
=
+ =
Diameter poros
(
) (
)
31 2 2 . . 1 , 5 +
≥ KmM KtT
ds
a
τ
……….………(2.84)3 / 1 2 2 ) 76 , 104942 5 , 1 ( ) 51 , 89812 1 ( 44 , 4 1 , 5 +
≥ x x
ds
ds≥ 57,71 mm
Diambil ds = 80 mm karena untuk menyamakan dengan diameter dari motor
penggerak.
Tegangan geser yang terjadi :
2 2
3 ( ) ( )
1 , 5 KtxT KmxM ds + =
τ
...(2.85)2 2
3 (1 89812,51) (1,5 104942,76)
) 80 (
1 , 5
x
x +
=
τ
= 0,963 kg/mm2
Tegangan rencana : τa x Sf2
= 4,44 x 3 = 13,33 kg/mm2
Syarat yang harus dipenuhi :
(
τ
×Kt×Cb)
< tegangan rencanaDengan Cb = factor lenturan ( diambil 1,5 )
Maka: ( 0,963 x 1,5 x 1,5 ) < 13,33
1,44 kg/mm2 < 13,33 kg/mm2
pemilihan poros sebesar 80 mm adalah cukup aman untuk menahan tegangan
geser yang terjadi.
Direncanakan pada poros ini akan terdapat spline (poros bintang) sepanjang
94 mm. dengan dimensi sebagai berikut
Diameter dalam (di) sebesar = 86 mm.
Diameter luar (do) sebesar = 80mm.
Banyaknya baji (i) sebanyak = 10
Lebar baji (b) sebesar = 12 mm.
Pemeriksaan kekuatan poros spline
Tegangan geser yang ditimbulkan (
τ
K) :l b
Ft
K = ×
τ
………...(2.86)(Sularso, 1997, hal. 25) :
2 / 55 , 1 94 12 98 , 1749 mm kg
K = × =
τ
Tekanan permukaan (P):
l t Ft P × = ………...(2.87)
(Sularso, 1997, hal. 27)
Untuk t = kedalaman alur pasak, yaitu sebesar 8 mm.
Maka : 3,10 94 6 98 , 1749 = × =
P kg/mm2
Tekanan permukaan ijin (Pa) untuk poros yang berdiameter besar biasanya
telah ditentukan, yaitu sebesar 10 kg/mm2 (Sularso,1997, hal. 27). Maka syarat
dan ketentuan berikut ini :
K
Ka
τ
τ
≥ dan Pa> P(4,44kg/mm2 ≥1.55kg/mm2) dan (10kg/mm2 >3,10kg/mm2).
Telah terpenuhi, maka poros bintang aman untuk digunakan.
0 4 3 04 , 0 ) 80 ( 10 3 , 8 250 76 , 104942 584 = =
θ
θ
x x xBesarnya defleksi puntiran yang terjadi yaitu sebesar 0,03 untuk 250 mm
maka untuk 1 meternya = 0,18. aman terhadap beban puntir karena lebih kecil dari
0,250.
Lenturan poros (y). Perhitungan lenturan poros berdasarkan resultan komponen
gaya tangensial dan gaya radial
kg F
F
F F
F R T
7 , 1861 ) 98 , 1749 ( ) 24 , 635 ( ) ( ) ( 2 2 2 2 = + = + =
Jarak titik pusat pembebanan ke bantalan A, l1 = 65 mm.
Sedangkan l2 =185 mm dan l = 250 mm
Maka : l ds l Fl y 4 2 2 2 1 4 10 . 23 , 3 − = ………..(2.89) mm y x x y 008 , 0 250 ) 80 ( ) 185 ( ) 65 ( 7 , 1861 10 . 23 , 3 4 2 2 4 = = −
sehingga lenturan per 1 m jarak bantalan a