TUGAS AKHIR ANALISA PENGHITUNGAN SPESIFIKASI OVERHEAD HOISTING CRANE PADA BEBAN MAKSIMUM 3 TON

Transkripsi

1 TUGAS AKHIR ANALISA PENGHITUNGAN SPESIFIKASI OVERHEAD HOISTING CRANE PADA BEBAN MAKSIMUM 3 TON Diajukan Untuk memenuhi Persyaratan Dalam Menempuh Ujian Sidang Strata Satu (S1) Pada Program Studi Teknik Mesin Disusun Oleh : WINDY HENDRO NIM : FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS MERCUBUANA JAKARTA 2008

2 LEMBAR PENGESAHAN Telah dipreiksa, disetujui, dan diterima dengan baik oleh dosen pembimbing Skripsi atau Tugas Akhir, untuk melengkapi tugas-tugas dan memenuhi sebagian dari syarat guna mengikuti Ujian Sidang Skripsi atau Tugas Akhir Program Studi Teknik Mesin, Fakultas Teknologi Industri, Universitas Mercu Buana Nama : Windy Hendro NIM : Judul Skripsi : Analisa Penghitungan Spesifikasi Overhead Hoisting Crane dengan beban maksimum 3 Ton. Jakarta, Agustus 2008 Mengetahui, Koordinator Tugas Akhir Program Studi Teknik Mesin Pembimbing Tugas Akhir Nanang Ruhyat ST.MT Nanang Ruhyat.ST.MT

3 ABSTRAKSI Hoisting crane merupakan suatu alat pengangkat yang terdiri dari : unit hoisting (unit pengangkat), yaitu : kait (hook), tali baja (wirre rope) puli, dan drum,troli dan jembatan jalan (girder) serta end carriage (pembawa crane) dan rel jalan. Hoisting crane ini berfungsi untuk mengangkat serta memindahkan suatu barang dari satu tempat ke tempat lainnya dengan gerakan melebar, melintang dan naik turun di dalam suatu gedung/ ruangan. Dalam Analisa peralatan crane ini dilakukan penghitungan ulang mengenai spesifikasi standart unit hoisting crane berdasarkan buku-buku referensi material handling equipment untuk mengetahui secara teoritis mengenai keamanan minimum dalam suatu pemilihan crane. Dengan hasil penghitungan yang diperoleh dalam analisa ini, yakni pada dimensi tali baja lebih kecil sampai dengan 8,8 % dari dimensi yang dipakai pada unit hoisting standart, 20 % pada diameter pully, % pada diameter drum dan 5.67 % dari daya yang dibutuhkan unit hoisting, sehingga dapat disimpulkan unit hoisting standart yang dipakai aman dalam pemakaian. Kata kunci : crane, analisa penghitungan, keamanan pemakaian

4 KATA PENGANTAR Segala puji dan syukur penulis panjatkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa, yang telah memberikan rahmat dan karunianya sehingga penulis dapat menyelesaikan Tugas Akhir ini. Tugas Akhir ini penulis beri judul : Analisa Penghitungan spesifikasi Overhead Hoisting Crane pada beban Maksimum 3 Ton, dan dimaksudkan untuk memenuhi persyaratan dalam menempuh ujian sidang strata satu (S-1) Program studi Teknik Mesin, Fakultas Teknologi Industri, Universitas Mercu Buana. Penulis menyadari bahwa penyusunan Tugas Akhir ini berkat bantuan, dorongan, dan bimbingan dari berbagai pihak. Pada kesempatan ini, penulis bermaksud menyampaikan ucapan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada : 1. Bapak Ir. Ruli Nutranta. M Eng, selaku Ketua Program studi Teknik Mesin. 2. Bp Ir. Nanang Ruhyat M.T selaku dosen pembimbing yang telah banyak memberikan waktu, bimbingan dan pengarahan dalam penyusunan dan pembuatan serta terselesaikannya tugas akhir ini. ii

5 3. Seluruh Staff Pengajar Fakultas Teknologi Industri program studi teknik mesin, Universitas Mercu Buana yang telah memberikan bimbingan dan pengarahan serta ilmu yang sangat bermafaat untuk penulis. 4. Orang Tua yang selalu memberi dukungan dan motivas, serta cinta yang diberikan. 5. Semua sahabat-sahabat saya yang selalu memberi bantuan baik moril maupun materiil untuk menyelesaikan tugas akhir ini. Penulis menyadari bahwa penulisan tugas akhir ini masih jauh dari kesempurnaan. Oleh karena itu penulis menerima saran-saran dan kritik yang membangun. Akhir kata penulis berharap semoga tugas akhir ini dapat bermanfaat dan menambah pengetahuan bagi kita semua, sekali lagi penulis ingin mengucapkan rasa terima kasih yang sebesar-besarnya kepada semua pihak yang telah membantu dalam penyusunan tugas akhir ini. Jakarta, Agustus 2008 Penulis iii

6 DAFTAR ISI Halaman Judul.....i Kata Pengantar....ii Abstraksi....iv Daftar Isi.....v Daftar Gambar.....x Daftar Notasi......xi Lembar Pengesahan Tugas Akhir... xii BAB I. PENDAHULUAN Latar Belakang Permasalahan Batasan Masalah Tujuan Penulisan Crane Metodologi Penelitian Sistematika Penulisan..5 v

7 BAB II. LANDASAN TEORI Unit Hoisting Kait (Hook) Tali Baja (Wire Rope) Puli dan Drum Motor Listrik Penggerak Drum dan Rem Motor Listrik Penggerak Drum Rem Troli dan Jembatan Jalan Troli Roda Penggerak Troli Transmisi Putaran Roda Gigi Motor Listrik Penggerak Troli Jembatan Jalan Pembawa Crane (End Carriage) dan Rel Jalan End Carriage Roda Jalan Crane Transmisi Putaran Roda Gigi Motor Listrik Penggerak Crane Rel Jalan Batang Rel..16 vi

8 Rangka Jalan Rel 16 BAB III. PROSEDUR PENELITIAN Unit Hoisting Tali Baja (Wire Rope) Puli dan Drum (Drum and Pulley) Puli Drum Kait (Hook) Motor Listrik Penggerak Drum dan Rem Motor Penggerak Drum Rem (Brake) Troli dan Jembatan Jalan (Girder) Troli Roda Penggerak Troli Transmisi Putaran Roda Gigi Motor Listrik Penggerak Troli Jembatan Jalan (Girder Troli) Pembawa Crane dan Keran Jalan End carriage Roda Jalan.68 vii

9 Transmisi Putaran Roda Gigi Motor Listrik Penggerak Crane Rel Jalan Batang Rel Landasan Jalan 83 BAB IV. ANALISA DAN PEMBAHASAN Unit Hoisting Tali Baja Puli dan Drum Kait Rem Motor Listrik Penggerak Drum Troli Roda Penggerak Troli Roda Gigi Pada Troli Motor Listrik Penggerak Troli Jembatan Jalan Pembawa Jalan dan Rel Jalan Roda Jalan (End Carriage) Roda Gigi pada Roda Jalan.88 viii

10 Motor Listrik Penggerak Crane Tabel Hasil 89 BAB V. PENUTUP Kesimpulan Saran 95 DAFTAR PUSTAKA ix

11 DAFTAR NOTASI LAMBANG KETERANGAN SATUAN A Luas penampang tali [mm 2 ] Cs Faktor pelayanan - d Diameter satu kawat [mm] D Diameter satu kawat tali [mm] d/d min Perbandingan diameter tali dengan diameter drum - E' Modulus elastisitas koreksi dari baja [kg/cm 2 ] F Luas bagian kritis [mm 2 ] f 1 Luas perencanaan daerah 1 [mm 2 ] f 2 Luas perencanaan daerah 2 [mm 2 ] g Gravitasi [m/dtk 2 ] G Berat beban [kg] GD 2 Momen girasi [kg.m 2 ] h Tinggi angkat [mm] Η Effisiensi - I Jumlah kawat tali - K Faktor keamanan - L Panjang Span [m] m Modul [cm] Μ Koefisien gesek -

12 DAFTAR NOTASI M d Momen dinamis [kg.m] M s Momen statis [kg.m] N Putaran [rpm] P Daya motor [kw] q Berat girder troli per meter [kg] R A Berat reaksi tumpu A [kg] S Tegangan maksimum tali [kg/mm 2 ] t Jarak pitch ulir [mm] t s Waktu pengawalan/ start [dtk] V Kecepatan [m/menit] W tahanan jalan [kg] Xc Jarak antara centroid dengan kontur dalam [mm] y Faktor bentuk gigi - Z Jumlah gigi - φ Koefisien dinamik - γ Jarak antara garis nol dengan titik pusat [mm] Ω Ketebalan [mm] ρ Jari-jari kelengkungaan kait [mm] σ Tegangan tarik [kg/mm 2 ]

13 DAFTAR GAMBAR 1. Gambar 2.1. Jenis macam kait Gambar 2.2. Tali baja type lilitan kanan kiri Gambar 2.3. Sistem drum dan puli yang direncanakan Gambar 3.1. Sistem puli bebas Gambar 3.2. Dimensi ukuran roda puli Gambar 3.3. Dimensi alur drum Gambar 3.4. Baut pengikat tali drum Gambar 3.5. Kait tempa standart Gambar 3.6. Penampang kait kritis Gambar 3.7. Bagian dalam unit hoisting Gambar 3.8. Gaya aksi-reaksi roda penggerak dari flens Gambar 3.9. Resistensi roda jalan Gambar Transmisi putaran roda troli Gambar 3.11 Ukuran profil I beam Gambar Sistem transmisi putaran motor ke roda jalan dengan roda gigi Gambar Ukuaran rel jalan Gambar 4.1 Mengukur diameter Gambar 4.2. Tabel hasil...90 x

14 BAB 1 PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Di dalam dunia industri sekarang ini peranan alat pengangkat merupakan hal yang sangat penting dalam mendukung suatu pekerjaan. Dan dengan semakin berkembangnya industri maka semakin berkembang pula kebutuhan alat pengangkat mulai dari yang sederhana (konvensional) sampai yang menggunakan teknologi otomatis. Banyak kita jumpai pada industri-industri perusahaan khususnya untuk industri peralatan berat yang dalam produksinya menggunakan peralatan pengangkat dengan berbagai macam bentuk dan ukuran yang disesuaikan dengan beban dan kebutuhan. Industri-industri yang menggunakan alat pengangkat dalam mendukung suatu pekerjaan, antaralain : Perusahaan bongkar muat pelabuhan, industri konstruksi bangunan gedung, industri pesawat terbang,industri kereta api, industri otomotif dan masih banyak lainnya. Salah satu sarana alat pengangkat adalah jenis crane pengangkat. Crane merupakan suatu alat yang berfungsi untuk mengangkat, menurunkan, dan memindahkan suatu barang yang dapat digerakan secara vertikal dan horizontal yang dapat dioperasikan dengan menggunakan tangan (manual) atau dengan tombol (otomatis). Dalam hal ini pengoperasian crane dengan menggunakan tombol (otomatis) lebih banyak dipakai karena lebih effisien. Salah satu jenis 1

15 crane yang banyak dijumpai adalah jenis overhead crane dengan pengangkat gerakan hoisting dan transversing. Dalam analisa ini penulis mengambil tipe hoisting sehingga penulis memberi judul yaitu : Analisa Perhitungan Spesifikasi Overhead hoisting Crane untuk beban maksimum 3 ton. Untuk analisis ini penulis mengacu pada peralatan crane yang umum digunakan didunia industri dengan kapasitas beban angkat 3 ton, dimana peralatan ini dipakai untuk mendukung pekerjaan dipabrik yang digunakan untuk pengangkatan dan pemindahan barang dari suatu tempat ke tempat lain secara cepat, aman, dan effisien. Untuk mendapatkan peralatan yang baik dan sesuai dengan kebutuhan perlu dilakukan analisa perhitungan untuk mendapatkan ukuran dimensi dan kekuatan material agar peralatan tersebut mempunyai kehandalan dan keamanan dalam pemakaiannya Permasalahan Permasalahan yang akan dialami dalam analisa ini adalah bagaimana menganalisa peralatan crane tersebut secara sistematis sehingga peralatan yang dianalisa telah aman dalam pemakaiannya. Dalam penganalisaan ini ditekankan pada dimensi ukuran yang ada pada peralatan crane tesebut untuk dilakukan perhitungan dan kemudian hasilnya dibandingkan dengan ukuran minimal dari dimensi dan kekuatan secara teoritis sehingga bila data hasil analisa lebih besar dari data teoritis maka peralatan tersebut telah mempunyai kehandalan dan keamanan dalam pemakaiannya. 2

16 Dengan penganalisaan yang baik dan benar dapat diharapkan bahwa peralatan tersebut mampu memenuhi tuntutan pemakai sehingga memberikan suatu peralatan yang memenuhi kriteria sebagai berikut: a. Menghasilkan konstruksi peralatan yang ekonomis. b. Menghasilkan peralatan crane yang mempunyai kekuatan yang diandalkan. c. Pengoperasian yang mudah, biaya perawatan yang mudah. d. Umur pemakaian yang relatif lama Batasan masalah Peralatan crane yang akan dianalisa, digunakan untuk dapat mengangkat beban maksimum 3 ton atau 3000 kg, yang dalam pengopersiannya dilakukan oleh operator menggunakan tombol otomatis sehingga praktis dan effisien. Alat pengangkat ini digerakan oleh motor penggerak dalam berbagai arah gerakan yaitu vertikal dan horizontal dalam suatu ruangan. Peralatan pengangkat yang direncanakan yaitu overhead hoisting crane yaitu hoist atau keran jalan sebagai komponen utama pengangkat beban yang digerakan roda trolly dan berjalan diatas batang baja profil ( girder ) jenis I beam Selain itu penganalisaan lebih ditekankan pada hal hal yang berhubungan dengan disiplin ilmu teknik mesin ( mechanical ) dari konstruksi alat dan tidak membahas hal-hal yang diluar mechanical yaitu cara kerja tombol listrik dan sistem rangkaian pengatur gerakan. 3

17 Untuk itu, diperlukan beberapa ilmu pendukung yang harus diterapkan penulis yaitu : Matematika Menggambar teknik Perlatan mesin pengangkat Perencanaan elemen mesin Teori-teori perancangan teknik Pengalaman kerja praktek yang didapat 1.4. Tujuan Penulisan Agar dapat memahami dan menguasai prinsip kerja dari mesin pengangkat type (overhead hoisting crane kapasitas 3000 kg) yang digunakan sebagai mesin operasional, serta mampu melakukan perawatan berkala secara baik dan benar guna menjaga keamanan dari penggunaannya Crane Spesifikasi peralatan crane yang dianalisa : Kapasitas angkat maksimum Type hoisting yang digunakan Type alat : 3 [ton] = 3000[kg] : Y series hoist ; CLASS : Ordinary type : Overhead Hoisting Crane Lebar lintasan antar roda (Span) : [m] Tinggi angkat maksimum Batang baja : 6[m] : Tipe profil I beam 4

18 Pengoprasaian : Dikendalikan operator menggunakan tombol sistem otomatis 1.6. Metodologi Penelitan a. Studi pustaka Pada tahap ini dilakukan kegiatan pengumpulan data berupa buku referensi yang menunjang dalam penulisan. b. Studi Opersional Pada tahap ini dilakukan pengamatan terhadap peralatan yang dianalisa kemudian dilakukan pencatatan data pada peralatan., hal ini digunakan sebagai bahan dalam merencanakan peralatan. Selain itu dilakukan pengumpulan mengenai data spesifikasi teknik standar peralatan crane pengangkat Sistematika Penulisan Sistematika penulisan pada tugas akhir ini disusun sebagai berikut : BAB I : PENDAHULUAN Pada bab ini berisi tentang latar belakang judul, permasalahan, batasan masalah, tujuan penulisan, deskripsi alat, metodologi penelitian dan sistematika penulisan BAB II : LANDASAN TEORI Pada bab ini dijelaskan mengenai komponen unit bagian peralatan, istilah / pengertian, penjelasan singkat dan fungsi dari bagian peralatan tersebut. 5

19 BAB III : PROSEDUR PENELITIAN Pada bab ini berisi tentang setiap komponen bagian peralatan serta dilakukan perhitungan secara teoritis kemudian hasilnya dibandingkan dengan data spesifikasi peralatan yang direncanakan. BAB IV : ANALISA DAN PEMBAHASAN Pada bab ini berisi tentang hasil perhitungan dari analisa serta pembahasan pokok / utama dari komponen unit bagian peralatan. BAB V : PENUTUP Pada bagian ini merupakan bab terakhir yang berisi rangkuman dari hasil analisa berupa kesimpulan disertai dengan saran sebagai perbaikan dan kesempurnaan penulisan. 6

20 BAB II LANDASAN TEORI Mesin pengangkat merupakan salah satu jenis peralatan pengangkat yang bekerja secara periodik untuk mengangkat dan memindahkan barang. Hoisting crane atau crane jalan merupakan salah satu jenis mesin/ pesawat angkat yang banyak digunakan pada industri dalam mendukung pekerjaan, misalnya pada pekerjaan workshop, keran jalan digunakan untuk mengangkat dies/ cetakan ke mesin produksi untuk mempermudah penyetelan/ pemasangan. Jadi hoisting crane dapat didefinisikan sebagai salah satu mesin pengangkat yang digunakan untuk mengangkat atau memindahkan barang dalam arah gerakan, yaitu vertikal (naik/ turun), melintang (lebar ruangan), dan memanjang (panjang gedung) yang dikendalikan oleh operator dengan tombol elektrik, sehingga dapat disimpulkan bahwa hoisting crane ini mempunyai 3 komponen bagian pokok, yaitu : 1. Unit hoisting/ unit pengangkat. 2. Troli dan Jembatan jalan/ girder. 3. End carriage/ pembawa crane dan rel jalan. Masing-masing bagian tersebut digerakkan dengan motor listrik tersendiri, sehingga dibutuhkan 3 motor listrik penggerak. 7

21 2.1. Unit Hoisting Merupakan bagian yang berhubungan langsung dengan beban sebagai fungsi utama melakukan pengangkatan beban. Bagian ini terdiri dari : Kait (Hook) Berfungsi sebagai pemegang beban yang terbuat dari besi baja yang mampu mengangkat berbagai bentuk barang. Jenis kait yang umum dipakai ada 3 macam yaitu : a. Kait tunggal, biasanya digunakan untuk beban kecil dan sedang. b. Kait ganda, biasanya digunakan untuk beban yang agak besar/ berat. c. Kait segitiga, bisanya digunakan untuk beban yang berat. Berikut contoh kait tersebut diatas : gambar 2.1. jenis macam kait Dalam perencanaan ini kait yang dipilih adalah kait tunggal, hal ini didasarkan pada beban angkat 3 ton yang termasuk beban angkat sedang. 8

22 Tali Baja (Wire Rope) Berfungsi sebagai penarik beban yang fleksibel dan kuat dalam menahan beban. Secara umum bagian pengangkat fleksibel yang digunakan adalah : 1. Rantai baja lasan 2. Rantai rol baja 3. Tali serat/ rami 4. Tali baja Dari keempat jenis tersebut yang paling banyak digunakan adalah tali baja, hal ini disebabkan karena : a. Fleksibel untuk semua arah. b. Dapat digunakan untuk puli dan drum dengan diameter yang kecil. c. Desain dan pembuatannya sederhana. d. Mempunyai kekuatan yang tinggi untuk menahan beban. Dalam perencanaan ini menggunakan tali baja karena lebih fleksibel dan kuat. Berikut adalah lapisan baja yang digunakan : gambar 2.2.Tali baja type lilitan kanan dan kiri Puli dan Drum Puli dalam mesin pengangkat merupakan suatu komponen bagian alat yang berfungsi untuk mempermudah gerakan tali baja dalam pengangkatan. Putaran dari puli akan memberikan gerakan pengangkatan / penurunan beban. 9

23 Puli dapat memberikan gaya angkat menjadi setengah lebih kecil dari gaya angkat sebenarnya atau beban angkat. Dalam hal ini semakin banyak puli yang digunakan, maka gaya angkat akan semakin kecil. Karena itu kita mungkin pernah menjumpai mesin pengangkat berat dimana terdapat cukup banyak puli yang mana hal ini digunakan untuk mereduksi gaya angkat dan kecepatan angkat menjadi lebih kecil. Drum digunakan sebagai tempat gulungan tali untuk penarikan dan pengenduran tali baja sehingga terjadi pengangkatan dan penurunan beban. Drum digerakan oleh penggerak daya yang efisien, yaitu menggunakan motor listrik yang putaran output-nya didapat dari putaran transmisi roda gigi (gear box) dari putaran input motor sehingga didapat putaran output yang sesuai untuk kecepatan angkatnya. Sistem puli dan drum yang digunakan seperti gambar dibawah ini : gambar 2.3. Sistem drum dan puli yang direncanakan 10

24 Motor Listrik Penggerak Drum dan Rem Motor Listrik Penggerak Drum Motor listrik penggerak drum yang umum digunakan pada crane adalah penggerak elektrik. Penggerak elektrik mempunyai ciri khas sebagai sumber daya terpusat dan sederhana. Penggerak elektrik dapat langsung segera bekerja, sangat aman dalam pengoperasiannya, dan mudah dioperasikan. Kecepatan pengangkatan beban dapat diatur dengan sangat baik sesuai kebutuhan. Penggerak elektrik juga mempunyai nilai ekonomis karena pemakaian daya listriknya tergantung pada daya kapasitas unitnya. Semakin kecil daya pengangkatan, maka semakin kecil daya listriknya. Penggerak elektrik disini adalah motor listrik yang menghasilkan daya output putaran. Motor listrik yang digunakan dapat berupa arus searah (DC) atau arus bolak-balaik (AC) untuk motor 3 fasa atau 1 fasa yang masing-masing mempunyai kelebihan dan kekurangan. Tetapi arus bolak-balik motor 3 fasa lebih banyak digunakan, hal ini disebabkan : Dimensi ukuran yang lebih kecil Lebih ringan Penggunaan tembaga lebih sedikit Desain yang sederhana Effisiensi yang lebih baik 11

25 Rem Rem dalam mesin pengangkat berfungsi untuk menahan beban agar diam yang berada pada suatu ketinggian tertentu dan menjamin agar penurunan beban aman. Berdasarkan cara operasinya rem dapat dibagi menjadi 2, yaitu: 1. Rem yang harus dilayani Diantaranya : Rem sepatu, rem blok, rem pita, dan rem plat gesek 2. Rem otomatis Meliputi berbagai jenis rem sentrifugal dan rem yang opersinya berdasarkan beban angkatnya. Dalam perencanaan ini rem yang dipakai adalah rem sepatu elektromagnetik. Pengoperasian rem elektromagnetik dengan sepatu ganda dilakukan oleh operator melalui break control yang terdapat pada box kontrol yang dipegang operator. Prinsip kerja rem ini adalah jika arus listrik pada magnet dimatikan (switch off), maka secara otomatis rem akan bekerja, sebaliknya rem akan melepas jika arus listrik dialirkan pada magnet (switch on) Troli dan Jembatan Jalan (Girder) Troli Troli merupakan unit bagian yang berfungsi sebagai penggerak hoisting berjalan secara mendatar ( arah gerakan melintang gedung / ruangan ) oleh gerakan roda penggerak / troli yang berjalan pada jembataan jalan / girder dengan menggunakan daya penggerak elektrik yaitu motor listrik. 12

26 Gerakan hoisting mendatar ini mempunyai batas ujung jembatan jalannya dengan adanya limit switch untuk mencegah gerakan keluar dari jalur jalan karena panjang jembatan jalan yang terbatas. Dari uraian diatas dapat disimpulkan bahwa bagian komponen utama troli terdiri dari : Roda Penggerak Troli Roda ini berfungsi menggerakan troli yang berjalan pada batang 1 profil sebagai jembatan jalan. Roda ini mempunyai permukaan yang tirus yang disesuaikan dengan profilnya yang tujuannya untuk mengurangi tekanan kontak permukaan roda Transmisi Putaran Roda Gigi Roda gigi disini adalah roda gigi lurus yang akan mentransmisikan putaran motor listrik hingga pada putaran roda penggerak troli sehingga didapat kecepatan roda penggerak yang ditentukan Motor Listrik Penggerak Troli Motor listrik ini merupakan sumber daya / tenaga penggerak troli yang besar, dayanya akan disesuaikan dengan beban angkat maksimum yang ditentukan. Daya dari motor listrik ini akan menghasilkan putaran output poros/ shaft yang akan ditransmisikan melalui roda gigi. 13

27 Jembatan Jalan Jembatan jalan (girder) troli ini merupakan tempat berjalannya troli dimana roda troli berjalan pada girder yaitu type batang baja profil 1 beam. Girder troli yang digunakan adalah girder tunggal (single girder) yang didasarkan pada : Konstruksi yang sederhana Biaya peralatan yang lebih kecil Batang baja yang direncanakan nanti disesuaikan dengan beban angkat maksimum dan akan dijelaskan pada bab IV Pembawa Crane (End Carriage) dan Rel Jalan Bagian ini berfungsi untuk membawa crane bergerak mendatar arah memanjang ruangan yang berjalan diatas rel pada jebatan jalan. Gerakan jalan ini menggunakan roda jalan diatas rel yang menggunakan motor listrik sebagai daya penggerak. Sama seperti diatas bahwa gerakan bejalan pembawa crane dibatasi pada ujung rel berjalan dengan menggunakan limit switch End Carriage End carriage merupakan komponen utama peralatan pembawa crane. Pemilihan bagian komponen ini juga disesuaikan dengan beban total yang diterima roda jalan dan akan disesuaikan dengan spesifikasi standar yang ditentukan. Komponen ini terdiri dari : 14

28 Roda Jalan Crane Roda jalan ini berjalan diatas rel sehingga permukaan rodanya mempunyai alur yang disesuaikan dengan lebar rel Transmisi Putaran Roda Gigi Seperti yang sudah dijelaskan diatas bahwa untuk mendapatkan kecepatan putaran roda jalan yang ditentukan digunakan transmisi putaran oleh roda gigi berupa roda gigi lurus Motor Listrik Penggerak Crane Motor listrik ini digunakan sebagai sumber daya penggerak crane yang menghasilkan output poros/shaft. Dalam hal ini jumlah motor listrik yang dipakai sebanyak 2 buah yang dipasang pada kedua end carriage Rel Jalan Rel jalan ini digunakan sebagai lintasan roda jalan pembawa crane. Dengan menggunakan rel, pergerakan roda akan menjadi lebih halus dikarenakan bidang kontak yang lebih kecil. Pergerakan menjadi lebih kuat dan stabil karena adanya alur roda sesuai rodanya. Rel jalan ini dalam konstruksi peralatannya terdiri dari : 15

29 Batang Rel Batang rel digunakan untuk dudukan tempat roda jalan Rangka Jalan Rel Rangka jalan ini merupakan landasan/ tempat untuk batang rel yang mempunyai suatu ketinggian yang disesuaikan dengan ketinggian angkat maksimum yaitu 6 meter. Rangka jalan menggunakan baja H profil dengan sambungan baut dan las. 16

30 BAB III PROSEDUR PENELITIAN Seperti penjelasan pada bab II sebelumnya, bahwa peralatan crane ini mempunyai 3 bagian komponen utama, yaitu : A. Unit Hoisting B. Troli dan Jembatan Jalan / Girder C. Pembawa Crane ( End Carriage ) dan Rel Jalan Berikut Penganalisaan dari 3 komponen utama diatas : 3.1. Unit Hoisting Komponen pembentuk hoisting terdiri dari : Tali Baja (Wire Rope) Berdasarkan standart spesifikasi unit hoisting yang diambil, diameter kawat tali (d) adalah 12,5 x 2 (diameter 12,5 mm x 2 kawat tali) untuk itu perlu ditentukan kekuatan putus tali maksimum untuk dapat menahan beban 3 ton. Jenis kabel adalah 6 x 37 = 222 standar hoisting rope dengan lapisan dalam tali tipe lilitan kanan kiri. Diameter untuk I kawat tali (δ) : d = 1,5. δ. i (Ref N..Rudenko hal 33) 17

31 maka : d δ = --- 1,5. V i dimana : d = diameter tali baja = 12,5 mm i = Jumlah kawat dalam tali = 6 x 37 = 222 buah kawat Sehingga didapat : 12,5 δ = --- 1,5. V 222 = 0,56 [mm] Luas penampang tali ( A ) : A = ¼. π. δ = ¼. π. (0,56) = 54,68 [mm 2 ] Kekuatan putus tali maksimum ( σb ) : A = - σ _ d. E k Dmin 1,5 Vi S (Ref N..Rudenko hal 34) 18

32 A = Luas penampang tali = 54,68 [mm 2 ] S = Gaya tegang maksimum tali ( lihat perhitungan dibawah ) E = Modulus elastisitas koreksi dari tali baja = 3/8 x = [kg/cm 2 ] = [kg/mm 2 ] (Ref N..Rudenko hal 34) d/dmin i = Perbandingan antara diameter tali dengan diameter minimum drum = 1/16 (untuk jumlah lengkung = 1 ), maka Dmin/d = 16 (Ref. N..Rudenko tabel 7 hal 33) = Jumlah kawat dfalam tali = 222 buah kawat k = Faktor keamanan = 5, (Ref.N..Rudenko tabel 9 hal 36) Karena adanya puli, maka tali menerima beban tarikan sebesar ½ kali beban angkat maksimum + kait. Besar gaya tegang maksimum tali ( S ) : G + Go S = z. η dimana : (Ref. N..Rudenko hal 35) G = Berat beban maksimum yang diangkat = 3 [ton] = 3000 kg Go = Berat takel ( diasumsikan 30 kg ) 19

33 Z = Jumlah tali = 2 buah η = effisiensi pulley ( diambil 0,95 ) maka gaya tegang maksimum tali : S = ,95 = 1594,7 [kg] ~ 1595 [kg] Besar tegangan putus maksimum tali (σb) : ,68 = σb _ 1. 8 x ,5 16 1,5 V222 σb ,38 = - = 29,17 5,5 54,68 σb = 283,525 [kg/mm 2 ] Tegangan putus pada tali ditentukan sebesar 320 [kg/mm 2 ] untuk diameter tali 12,5 [mm] sesuai spesifikasi alat (unit hoisting), untuk itu dilakukan penganalisaan ulang beban tarikan tali : 1595 A = = 45 [mm 2 ] 320 _ 1. 8 x ,5 16 1,5 V222 20

34 Diameter untuk satu tali kawat (δ) : 4. A S = V --- = V = 0,51 [mm] 222. π 222. π Diameter tali (d) : d = 1,5. 0, = 11,4 [mm] Pemeriksaan terhadap beban gaya putus pada tali (Pb) : Pb = σb. A = 320 x 45 = [kg] Puli dan drum ( Drum and Pulley ) Puli Puli yang digunakan adalah jenis puli bebas/gerak karena puli dapat bergerak naik/turun sesuai dengan gerakan pengangkatan/penurunan beban. Dengan sistem puli bebas akn memberikan bati terhadap gaya dan kecepatan. Seperti pada gambar dibawah, bahwa jarak pergerakan tali s setara dengan 2 kali jarak beban angkat. Sehingga untuk waktu yang sama kecepatan tali c setara dengan kecepatan beban v. 21

35 gambar 3.1. Sistem puli bebas Dapat ditulis : c = 2 x v Untuk menentukan diameter puli minimal didasarkan pada sistem dan model pembebanan yang dipakai pada diameter tali serta jumlah lengkungan : Dmin/d = 16 Dmin = 16 x d = 16 x 12,5 = 200 [mm] Sesuai tabel spesifikasi, maka penentuan diameter puli (Dp) diambil adalah : Dp = 250 [mm] > 200 [mm] Sehingga ukuran puli [mm] sesuai standar adalah sebagai berikut : Dp = 250 I = 10 a = 40 r = 8,5 b = 30 r 1 = 4,0 22

36 c = 7 r 2 = 3,0 e = 1 r 3 = 12 h = 25 r 4 = (Ref. N..Rudenko hal 63) gambar 3.2. Dimensi ukuran roda puli Drum Bahan material yang digunakan untuk drum lasan adalah baja 3 yang mempunyai tegangan izin (σ comp ) 18 [kg/mm 2 ] (Ref.. N..Rudenko hal 67) Penentuan diameter drum minimal juga didasarkan pada jumlah lengkungan dari sistem puli yang digunakan, yaitu : Dmin/d = 16 (jumlah lengkungan =1) Dmin = 16 x d = 16 x 12,5 = 200 [mm] Sesuai tabel spesifikasi, diameter drum (Dd) adalah : Dd = 260 [mm] > 200 [mm] 23

37 Karena putaran drum yang relatif rendah, kemungkinan terjadinya tumpang tindih tali cukup kecil, karena itu tipe alur yang digunakan adalah alur standar dimensi alur yang disesuaikan pada diameter tali. Dimensi alur drum yaitu [mm]: - r 1 = 8 c 1 = 4 S 1 = (Ref. N..Rudenko tabel 17 hal 66) gambar 3.3. Dimensi alur drum Jumlah alur tali pada drum (z). H. i Z = π. Dd (Ref. N..Rudenko hal 65) dimana : H = tinggi angkat crane = 6 [m] = 6000 [mm] Dd = diameter drum = 260 [mm] 24

38 i = perbandingan sistem tali = 1 maka didapat : z = π. 260 = 9.35 alur ~ 10 alur Panjang drum (L) : H. i L = [ + 12 ]. S 1 - π. Dd (Ref.. N..Rudenko hal 66) dimana : S1 = jarak pitch alur = 15 [mm] L = [ + 12 ]. 15 π. 260 = 290,18 [mm] Dalam hal ini panjang drum diambil 300 [mm] (Ref. N..Rudenko tabel 17 hal 66) 25

39 Tebal dinding drum (ω) : ω = 0,02. Dd + (0,6 s/d 10 mm) diambil 8 [mm] - 0, = 13.2 [mm] ~ 14 [mm] (Ref. N..Rudenko hal 66) ω = Tegangan pada drum ( σcomp) : σcomp = - ω. S1 dimana : S S = gaya tegang maksimum untuk 1 tali = 1595 [kg] ω = tebal dinding drum = 14 [mm] (Ref.. N..Rudenko hal 67) 1595 σcomp = = 7,6 [kg/mm 2 ] < 18 [kg/mm 2 ] (aman) Besar tegangan dari hasil perhitungan lebih kecil dari tegangan ijin bahan drum lasan, yaitu 18 [kg/mm 2 ]. Maka drum aman terhadap beban angkat maksimum. Baut pengikat tali pada drum : 26

40 gambar 3.4. Baut pengikat tali pada drum Untuk tali diameter 12,5 [mm] ini digunakan baut pengikat dengan diameter ukuran ulir 16 [mm] dengan panjang 45 [mm] sesuai standar. Berikut ukuran standar Soviet untuk mengikat tali drum [mm] : (Ref.. N..Rudenko tabel 18 hal 69) k = 52 t = 35 do = 16 I = 45 c = 5 jumlah ikatan = Kait (Hook) Kait yang digunakan adalah kait tunggal dengan bahan kait terbuat dari baja karbon JIS G 4501 jenis S40C yang mempunyai kekuatan tarik 55 [kg/mm 2 ]. Tegangan tarik yang diijinkan (σ1) dengan mengambil angka keamanan k = 5,5 adalah sebagai berikut : 27

41 55 σ1 = = 10 [kg/mm 2 ] 5,5 Perhitungan dimensi kait : Tegangan tarik yang terjadi pada leher kait (σ1) : gambar 3.5. Kait tempa standar Tangkai kait diperiksa tegangan tariknya pada daerah yang berulir (diambil di sebagai diameter yang lebih kecil). Q σ1 = = 10 [kg/mm 2 ] - ¼. π. (d1) 2 dimana : Q = beban angkat maksimal = 3000 [kg] (Ref. N..Rudenko hal 79) 28

42 d1 = diameter minimal dalam ulir = 20,8 [mm] untuk M24 - maka didapat : 3000 σ1 = ¼. π. (20,8) 2 = 8,8 [kg/mm 2 ] < 10 [kg/mm 2 ] (Ref..Dasar perencanaan dan pemilihan bahan. Sularso hal 290) Tegangan yang terjadi pada leher kait lebih kecil dari tegangan tarik ijin bahan kait sehingga kait aman terhadap beban maksimum. Tinggi minimum mur kait (H) : Q. t H = ¼. π. (do - di) 2. P (Ref. N..Rudenko hal 79) dimana : Q = beban angkat maksimum = 3000 [kg] t = jarak pitch ulir = 3 [mm] do = diameter luar ulir = 24 [mm] 29

43 di = diameter dalam ulir = 20,8 [mm] P = tegangan tekanan aman untuk baja 300 s/d 350 [kg/cm 2 ] = diambil 350 [kg/cm 2 ] - sehingga didapat : H = ¼. π. ( ,8 2 ). 3,5 = 22,8 [mm] Dalam hal ini tinggi mur kait dibuat 25 [mm] (Ref. N..Rudenko hal 75) Tinjauan kekuatan kait terhadap tegangan tarik dan tekan : Berdasarkan gambar 3.5 diatas, maka penampang kritis kait karena beban digambarkan sebagai berikut : gambar 3.6. Penampang kait kritis 30

44 Dari tabel standar untuk kait tunggal diketahui : (Ref..Mesin tabel 19 N..Rudenko hal 78) F = luas bagian kritis = 41,1 [cm 2 ] = 4110 [mm 2 ] Xc = jarak antara centroid dan kontur dalam = 3,96 [mm] = 39,6 [mm] f 1 = luas perencanaan daerah 1 = 1,69 [cm 2 ] = 169 [mm 2 ] f 2 = luas perencanaan daerah 2 = 3,97 [cm 2 ] = 397 [mm 2 ] ρ = jari jari kelengkungan kait = 7,96 [mm] = 79,6 [mm] Faktor x didapat : 2 ( f 1 f 2 ) X = F 2 ( ) = = 0, (Ref.. N..Rudenko hal 79) 31

45 Jarak antar garis nol dengan titik pusat (γ) : ρ. x γ = x 79,6. 0,11 = ,11 = 7,89 [mm] e 1 = Xc γ = 39,6 7,89 = 31,71 [mm] a = 80 [mm] - h = 90 [mm] ( diasumsikan ) (Ref. N..Rudenko hal 79) (Ref. N..Rudenko tabel 19 hal 78) e 2 = h - e 1 = 90 31,71 = 58,29 = 58,29 [mm] Besar tegangan tarik yang terjadi (σii) : Q 1 2 e 1 σii = F x a ,71 = ,11 80 = 5,25 [kg/mm 2 ] (Ref. N..Rudenko hal 79) 32

46 Besar tegangan tekan yang terjadi (σii) : Q 1 e 2 σii = _ F x (a/2 + h) ,29 = ,11 (80/2 + 90) = 2,99 [kg/mm 2 ] Tegangan tarik dan tekan pada penampang kritis lebih kecil dari tegangan ijin bahan kait, yaitu 10 [kg/mm 2 ]. Maka kait aman terhadap beban angkat maksimum Motor Listrik Penggerak Drum dan Rem Motor Penggerak Drum Seperti yang sudah dijelaskan pada bab sebelumnya, bahwa motor penggerak yang digunakan adalah motor listrik. Maka perhitungan beban daya minimum motor (P min) yang digunakan unmtuk pengangkatan beban : Q. V P min = ηm (Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 234) Dalam hal ini kecepatan angkat sesuai spesifikasi 6 [m/menit], sehingga kecepatan tali adalah 2 kali kecepatan angkatnya yaitu 12 [m/menit]. 33

47 Dimana : Q = beban angkat + kait = 3030 [kg] V = kecepatan angkat beban = 6 [m/menit] = 0,1 [m/detik] ηm = effisiensi motor = 0,85 maka didapat : ,1 P min = ,85 = 4,75 [hp] * 1 [kw] = 1,36 [hp] = 3,49 [kw] Untuk mendapatkan kecepatan angkat 6 [m/menit], maka besarnya putaran drum [N d ] adalah : π. D d. N d V 1 = V 1 N d = - π. D d (Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 235) 34

48 dimana : V 1 = kecepatan tali = 12 [m/menit] D d = diameter drum = 260 [mm] maka didapat : N d = π. 260 = 14,69 [rpm] ~ 15 [rpm] Dari hasil perhitungan didapat daya minimum ( P min ) sebesar 3,49 [kw] dan besar putaran drum 15 [rpm]. Untuk itu pemilihan motor listrik untuk drum yang sesuai pada data spesifikasi adalah : Tipe : Motor AC 3 phase 200 V [reduction ratio = 43]. Daya terpasang (P) Putaran nominal / input (Nm) = 5,03 [hp] ~ 3,7 [kw] 4 pole = 750 [rpm] Reducer = 1/43 Putaran output (Nout) Torsi output = 17 [rpm] = 270 [kg.m] Momen girasi (GD 2 ) motor + rem = 0,047 [kg.m 2 ] 35

49 Perhitungan kekuatan motor : Untuk memindahkan putaran ke drum digunakan kopling flens tetap (direncanakan D = 250 mm), sehingga momen girasi kopling diperhitungkan sebagai berikut : Momen ayun kopling : GD 2 I = g GD 2 = 4. g. I Dimana : (Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 289) GD 2 g = momen girasi = kecepatan gravitasi = 9,81 [m/det 2 ] I = momen inersia = 0,03 [kg.cm/det 2 ] = 0,0003 [kg.m/det 2 ] (GD 2 ) kopling = 4. 9,81. 0,0003 = 0,012 [kg.m 2 ] momen girasi total motor adalah : (GD 2 ) total motor = (GD 2 ) motor +rem + (GD 2 ) kopling ] = 0, ,012 = 0,059 [kg.m 2 ] Dengan putaran poros input 750 [rpm], maka momen statis (M statis ) pada porosmotor adalah : 36

50 M statis = 716, N Dimana : P (Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 292) P N = 3,49 x 1,36 = 4,75 [hp] = putaran input motor = 750 [rpm] maka didapat : 4,75 M statis = 716, = 4,54 [kg.m] Momen dinamis (M dinamis ) pada waktu start pengawalan : δ. (GD 2 )total motor. N 0,975. Q. V 2 M dinamis = ts N. ts. ηm (Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 293) dimana : δ = koefisien karena pengaruh masa pada mekanisme transmisi = 1,1 s/d 1,25 (diambil 1,2) (-Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 293) (GD 2 )total motor = momen girasi total motor = 0,059 [kg.m 2 ] 37

51 Q = beban angkat + kait = 3030 [kg] V = kecepatan angkat = 6 [m/menit] = 0,1 [m/detik] N = putaran motor input = 750 [rpm] ts = waktu pengawalan start = 3 [detik] ηm = efisiensi motor = 0,85 maka : 1,2. 0, , (0,1) 2 M dinamis = ,85 = 0,06 [kg.m] Momen total starting motor (M motor ) : M motor = M statis + M dinamis = 4,54 + 0,06 = 4,6 [kg.m] 38

52 Momen gaya ternilai pada motor (M rate ) : P rate M rate = 716,2. - N dimana : P rate = daya ternilai pada motor = 3,7 [kw] = 5,03 [hp] N = putaran input motor = 750 [rpm] maka : 5,03 M rate = 716, = 4,8 [kg.m] Kekuatan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih yang terjadi saat starting motor. Beban berlebih yang diijinkan tidak boleh melebihi 1,75 s/d 2,00 (175 % s/d 200 %). Dalam hal ini untuk amannya diambil besarnya 2,00 atau 200 %. Untuk itu besarnya beban yang terjadi adalah : M maksimum Beban berlebih = -- - (-Ref..Mesin Pengangkat N..Rudenko hal 300) M rate Dimana : M maksimum = Mmotor = 4,6 [kg.m] 39

53 M rate = 4,8 [kg.m] Maka : 4,6 Beban berlebih = -- = 0,96 atau 96 % < 200 % 4,8 Sehingga dapat disimpulkan bahwa motor aman dari kebakaran akibat beban berlebih saat starting Rem (Brake) Posisi kedudukan rem didalam unit hoisting crane dapat digambarkan sebagai berikut : gambar 3.7. Bagian dalam unit hoisting 40

54 Rem yang digunakan harus dapat menahan beban maksimum yang terjadi. Dan untuk keamanan momen rem yang direncanakan dibuat 2 kali lebih besar dari momen rate/ terpasang pada motor. Mbr = 2 x Mrate = 2 x 4,8 = 9,6 [kg.m] Bahan rem yang digunakan yaitu rem asbes yang dilapisi jaringan serat kuningan dengan koefisien gesek (µ) antara 0,35 0,45 (ref. materials handling equipment N. rudenko tabel 25 hal 125) dengan sudut kontak pengereman 70º. Diameter silinder rem (tromol rem) dibuat sebesar 300 [mm] dan lebar 80 [mm]. sehingga dari data diatas tekanan satuan (P) pada sepatu rem yaitu: Mbr. 1 P = ---(ref. materials handling equipment N. rudenko hal 158) µ.d. b. 1 dimana : Mbr = momen pengereman = 9,6 [kg.m] = 960 [kg.cm] µ = koefisien gesek = 0,35 D = diameter tromol rem = 300 [mm] = 30 [cm] 41

55 b = lebar lapisan rem = 50 [mm] = 5 [cm] (direncanakan) l = Panjang lapisan rem = 200 [mm] = 20[cm] (direncanakan) sehingga didapat : P = 0, = 0,91 [kg.cm 2 ] Kecepatan keliling tromol rem (V) : π. D. N V = 1000 dimana : D = diameter tromol rem = 300 [mm] N = putaran tromol rem = putaran drum = 15 [rpm] 42

56 maka besarnya V adalah : π V = 1000 = 14 [m/menit] = 0,24 [m/detik] Perkalian nilai P. V didapat : P. V = 0,91. 0,24 = 0,22 [kg.m/detik.cm 2 ] Nilai P. V yang diijinkan untuk pelayanan ringan ditentukan tidak melebihi 15 s/d 30 [kg.m/detik.cm 2 ] --(ref. materials handling equipment N. rudenko hal 153) Sehingga dapat disimpulkan sepatu rem mampu menahan momen pada motor. 43

57 3.2. Troli dan Jembatan jalan/ Girder Troli merupakan bagian peralatan yang menggerakan hoisting searah lebar ruangan/ gedung dengan menggunakan roda penggerak dan berjalan diatas jembatan jalan (girder profil I beam). Sehingga kedua pealatan ini merupakan bagian yang saling berkaitan Troli Berikut penganalisaan dari bagian komponen troli adalah : Roda penggerak troli bahan material yang digunakan adalah besi tuang dengan kekuatan bahan 7200 [kg/cm 2 ] dengan kekerasan antara 170 s/d 230 HRB. Dari pemilihan bahan yang dipilih akan dilakukan analisa kekuatan terhadap beban maksimum yang diterima roda. Dengan mengasumsikan bahwa beban terbagi merata pada empat roda, maka beban vertikal yang diterima untuk tiap roda (Pv) adalah : Q + Go Pv = 4 dimana : Q = beban angkat maksimal = 3000 [kg] 44

58 Go = berat total hoisting ( faktor beban pengaman diambil 10%) = % x 320 = 352 [kg] sehingga didapat : Pv = 4 = 838 [kg] Dari reaksi gaya vertikal roda, maka gaya tekan normal (Pn) yang terjadi karena kemiringan flens (kemiringan profil sebesar 8 ) adalah: gambar 3.8 Gaya aksi - reaksi roda penggerak dari flens Gaya reaksi normal : Pv = PN. Cos α (ref. Mesin pengangkat. N. rudenko hal 153) 45

59 Pv PN = Cos α 838 = Cos 8 = 846,235 [kg] ~ 847 [kg] Tegangan tekan satuan (σrmaks) roda terhadap girder dihitung sebagai berikut : P. k σrmaks = 400 V (ref.materials handling equipment. N. rudenko hal 225) B. R Dimana : P = beban yang diterima tiap roda = 847 [kg] k = koefisien kecepatan gelinding roda (0,12 1) Vroda penggerak = 25 [m/menit] = 0,5 V = 0,5. 0,417 = 0,208 b = lebar jari-jari roda (direncanakan B = lebar roda = 30 [kg] ) B b = Cos 8 30 = = 30,3 [mm] = 3,03 [cm] Cos 8 46

60 R = jari rata-rata roda = 0,5. 98 = 49 [mm]= 4,9 [cm] Sehingga didapat : ,208 σrmaks = 400 V 3,03. 4,9 = 1377,76 [kg/cm 2 ] ~ 1378 [kg/cm 2 ] Tegangan tekan maksimum roda tidak boleh melebihi dari tegangan tekan yang diijinkan bahan roda besi tuang yaitu 3500 [kg/cm 2 ]. Sehingga dapat disimpulkan bahwa roda penggerak mampu menahan baban angkat maksimum yang diterima. Roda penggerak juga akan mengalami resistensi/ tahanan jalan terhadap gerakan pada arah horizontal, dapat dilihat pada gambar di halaman berikut ini : Rumus menetukan tahanan jalan (W) adalah : d 2. k δ h 0,024 W = (Q+Go).[ μ μ μ ].β D D D R R ---(ref.materials handling equipment. N. rudenko hal 219) 47

61 Gambar 3.9. Resistensi jalan roda Dimana : Q = beban angkat maksimum = 3000 [kg] Go = berat total hoisting = 352 [kg] μ = koefisien gesek bantalan roda = 0,1 d = diameter bantalan roda = 25 [mm] = 2,5 [cm] D = diameter roda = 98 [mm] = 9,8 [cm] R = jari jari = 0,5. 9,8 = 4,9 [cm] 48

62 k = koefisien gesek roda = 0,05 μ1 = ditentukan antara 0,15 s/d 0,2 = diambil 0,2 δ = besar kelonggaran roda dan rel/ girder = (51 13) / 2 [mm] = 19 [mm] = 1,9 [cm] h/r = factor pemusatan tegangan ---(ref.ilmu kekuatan bahan table 3-1 hal 503) = 0,5 β = factor koefisien dengan memperhatikan factor kenaikan tahanan = 1,2 Besar nilai resistensi total (W) : 2,5 2. 0,05 1,9 0,024 W = ( ).[ 0, , ,2 2. 0,5 + - ].1,2 9,8 9,8 9,8 4,9 = 399,42 [kg] ~ 400 [kg] Transmisi Putaran Roda Gigi Kecepatan roda penggerak didapat dari transmisi roda gigi yang mereduksi putaran output motor listrik penggerak. Roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus yang saling bertautan satu sama lainnya. Reduksi putaran dari motor listrik roda penggerak dapat digambarkan seperti gambar dibawah ini : 49

63 Gambar Transmisi putaran pada troli Putaran dari roda penggerak (Nroda) adalah : π. Droda. Nroda Vroda = 1000 maka: Vroda Nroda = π. Droda dimana : Vroda Droda = 25 [m/menit] = 98 [mm] 50

64 Sehingga didapat : Nroda = π. 98 = 81,2 [rpm] ~ 82 [rpm] Putaran roda penggerak adalah sama dengan putaran roda gigi lurus 2 (N2) : Nroda = N2 = 82 [rpm] Perbandingan transmisi roda gigi (i) : Jumlah gigi lurus 2 Z2 N1 i = - = -- = - Jumlah gigi lurus 2 Z1 N2 Dimana : Z1 Z2 = 19 gigi = 60 gigi Maka didapat : 60 i = = 3,16 51

65 Putaran roda gigi lurus I (N1) adalah : N1 = i. N2 = 3, = 259 [rpm] ~ 260 [rpm] maka putaran output dari shaft motor listrik ditentukan sebesar 260 [rpm] Analisa kekuatan roda gigi lurus: Perencanaan untuk roda gigi lurus 1 (pinion). Bahan = besi cor/ cast iron type FC 30 Jumlah gigi (Zp) = 19 buah Kekuatan tarik (σt) = 30 [kg/mm 2 ] Tegangan ijin statis (fo) = 1050 [kg/cm 2 ] Putaran (Np) Lebar gigi (b) Profil gigi = 260 [rpm] = 30 [mm] = 20 o full depth involute system Untuk roda gigi lurus 2 (gear): Bahan = besi cor/ cast iron type FC 30 Jumlah gigi (Zp) = 60 buah Kekuatan tarik (σt) = 30 [kg/mm 2 ] Tegangan ijin statis (fo) = 1050 [kg/cm 2 ] Putaran (NG) Lebar gigi (b) = 82 [rpm] = 30 [mm] 52

66 Kecepatan linier pitch (V) : π. Dp. Np π. m. Zp. Np V = -- = ` 100 dimana : m Zp = modul gigi = jumlah gigi pinion = 19 buah Np = putaran pinion = 260 [rpm] maka didapat : π. m V = = 156 m [m/menit] = 2,6 m [m/detik] Beban tangensial (WT) : P. WT = ---. Cs ---(ref.machine design. Khurmi hal 1007) V Dimana : P = daya terpasang pada motor listrik troli (lihat data spesifikasi) = 0,75 [kw] = 1,02 [hp] Cs = factor pelayanan = 1,25 (untuk beban steady 24 jam/ hari) 53

67 V = kecepatan garis pitch sehingga : = 156 m [m/menit] ,02 37 WT = --. 1,25 = m m Faktor bentuk gigi (y) : 0,912 Y = 0, (ref.machine design. Khurmi hal 1001) Z Untuk pinion (yp) : 0,912 Yp = 0, = 0,11 19 Untuk gear (yg) : 0,912 YG = 0, = 0, Perkalian σop xy adalah : Karena bahan pinion dan gear sama, maka perhitungan beban gigi diambil pada pinion (yp). 54

68 Faktor kecepatan (Cv) : 3 Cv = - ---(ref.machine design. Khurmi hal 1001) 3 + v dimana : v = 2,6 m [m/detik] 3 Cv = ,6 m Dengan menggunakan persamaan Lewis untuk pinion adalah : WT = (σop x Cv). b. π. m. yp ---(ref.machine design. Khurmi hal 1008) dimana : σop = tegangan ijin statis pinion = 1050 [kg/cm 2 ] Cv = factor kecepatan 3 = ,6 m b = lebar gigi = 30 [mm] = 3 [cm] m yp = modul gigi = factor bentuk gigi pinion = 0,11 55

69 3 WT = 1050 x π. m. 0, m 3266 m WT = ,6 m m - = m 3 + 2,6 m m 2 = ( ,2 m) Dengan menggunakan cara hit and trial, didapat harga m = 0,2 [cm] = 2 [mm]. Maka harga modul (m) sebesar 2 [mm] Sehingga didapat : Diameter pinion (DP) = 2. Zp = = 38 [mm] Diameter gear (DG) = 2. ZG = = 120 [mm] Motor Listrik Penggerak Troli Troli ini akan digerakan oleh motor listrik. Daya minimum terpasang pada motor untuk menggerakan troli (Ptroli) adalah : 56

70 W. V Ptroli = -- (ref.mesin pengangkat. N. Rudenko hal 292) 75 ηmotor dimana : W = gaya total tahanan jalan terhadap gerak horizontal = 400 [kg] V = kecepatan gerak roda ηmotor= 0,85 = 25 [m/menit] = 0,417 [m/detik] maka : ,417 Ptroli = ,85 = 2,6 [hp] = 1,92 [kw].ket : 1 [kw] = 1,36 [hp] Dari perhitungan diatas, pemilihan motor listrik untuk troli yang sesuai pada data spesifikasi adalah : Tipe : Motor AC 3 phase 380 V [reduction ratio = 6] Daya terpasang (P) = 2,99 [hp] ~ 2,2 [kw] 4 pole Putaran nominal/ input (Nin) = 1800 [rpm] Reducer (i) = 1/6 57

71 Putaran output (Nout) = 300 [rpm] Torsi output (Tout) = 6,61 [kg.m] Momen girasi (GD 2 )motor standar = 0,0133 [kg.m 2 ] Perhitungan kekuatan motor : Momen girasi total motor yang terjadi adalah : (GD 2 )total motor = (GD 2 )motor standar = 0,133 [kg.m 2 ] Dengan putaran poros input 1800 [rpm], maka momen statis (Mstatis) pada poros motor adalah : P Mstatis = 716,2. - N Dimana : P = daya minimal [hp] = 1,92 x 1,36 = 2,6 [hp] N = putaran input motor = 1800 [rpm] 58

72 maka didapat : 2,6 Mstatis = 716, = 1,03 [kg.m] momen dinamis (Mdinamis) pada waktu start/ pengawalan : δ. (GD 2 )total motor. N 0,975. (Q+Go). V 2 Mdinamis = ts N. ts. ηm dimana : δ = koefisien karena pengaruh massa pada mekanisme transmisi = 1,1 s/d 1,25 (diambil 1,2) (GD2)total motor = momen girasi total motor = 0,0133 [kg.m 2 ] Q = beban angkat maksimum = 3000 [kg] Go = berat total hoisting = 352 [kg] V = kecepatan angkat = 25 [m/menit] = 0,417 [m/detik] N = putaran motor input = 1800 [rpm] 59

73 ts = waktu pengawalan = diasumsikan 3 [detik] ηm = effisiensi motor = 0,85 maka : 1,2. 0, , [0,417] 2 Mdinamis = ,85 = 0,15 [kg.m] momen total starting motor (Mmotor) : Mmotor = Mstatis + Mdinamis = 1,03 + 0,15 = 1,18 [kg.m] momen gaya ternilai pada motor (Mrate) : Prate Mrate = 716,2. N Dimana : Prate = daya ternilai pada motor = 2,2 [kw] = 2,99 [hp] N = putaran input notor = 1800 [rpm] 60

74 maka : 2,99 Mrate = 716, = 1,2 [kg.m] Kekuatan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih yang terjadi pada saat starting motor. Beban berlebih yang diijinkan tidak boleh melebihi dari 2 atau 200%. Untuk itu besarnya beban berlebih yang terjadi adalah : Mmaksimum Beban berlebih = - Mrate Dimana : Mmaksimum Mrate = Mmotor = 1,18 [kg.m] = 1,2 [kg.m] Maka didapat : 1,18 Beban berlebih = - 1,2 = 0,984 = 98,4 < 200%.(aman) Sehingga dapat disimpulkan bahwa kekuatan motor aman dari kebakaran akibat beban berlebih saat starting. 61

75 Jembatan jalan/ Girder Troli Dalam hal ini profil yang umumnya banyak dipakai adalah profil I beam berdasarkan spesifikasi standar yang ditentukan. Pemilihan profil I beam didasarkan pada kapasitas angkat maksimum crane, sehingga ukurannya ditentukan sebagai berikut : Gambar Ukuran profil I beam H I t = 450 [mm] = 175 [mm] = 13 [mm] α = 8 0 Girder troli berbentuk I profil ini akan menerima beban akibat beban angkat, dan beban momen terbesar akan terjadi pada tengah girder. Diagram momen yang terjadi 62

76 Mencari RA : ΣMB = 0 RA. L (q. L). ½. L (Q+GO). ½. L = 0 RA = ½. ( ,26) + ½. ( ) = 2266 [kg] Gaya reaksi pada ujung girder (RA dan RB) adalah sebesar 2266 [kg]. Gaya ini akan diperhitungkan pada roda penggerak crane pada pembahasan selanjutnya. Untuk mencari momen maksimum (Mmaks) ditentukan dengan rumus sebagai berikut : Sebelum menentukan rumus, akan dilakukan analisa terhadap beban roda troli apakah sepusat atau tidak. Untuk itu berlaku : a/l < 0,03 (beban yang dikatakan sepusat) a/l > 0,03 (beban yang dikatakan tidak sepusat) dalam perencanaan ini beban a/l adalah : a = jarak roda troli = 208,5 [mm] L = panjang span = 10,26 [m] = [mm] a/l = 208,5 / = 0,02 < 0,03 (beban roda diasumsikan sepusat) rumus momen maksimum yang terjadi dengan memperhatikan factor dinamis adalah: 63

77 Mmaks = ¼. ψ. (Q + Go). L + 1/8. ψ. φ. q. L 2 ---(ref. ilmu kekuatan bahan hal 265) dimana : Q = beban angkat maksimum = 3 [ton] = 3000 [kg] Go = berat total hoisting = 352 [kg] L = panjang span = 10,26 [m] q = berat girder troli permeter = 115 [kg/m] ψ φ = factor golongan (diambil 1,4 untuk penggunaan industri) = koefisien dinamik (diambil 1 untuk kecepatan jalan < 60 [m/menit] maka : Mmaks = ¼. 1,4. ( ). 10,26 + 1/8. 1, ,26 2 = [kg/m] analisa kekuatan girder troli : a. tinjauan terhadap beban momen. Bahan girder dipilih jenis baja 45 SI yang mempunyai kekuatan tarik 55 [kg/mm 2 ]. Perhitungan momen bengkok girder troli (Mb) didapat dengan rumus : 64

78 Mb = σb. Wb Dimana : σb Wb = tegangan bengkok girder troli = momen tahanan bengkok girder troli Mencari tegangan bengkok yang diijinkan (σb) : σp σb = - ψ. φ dimana : σp = tegangan patah = 25 [kg/mm 2 ] -(ref. Mesin pengangkat. N. rudenko hal 24) φ = koefisien dinamik (diambil 1,0 untuk kecepatan jalan < 60 [m/menit]) 25 σb = - 1,4. 1 = 17,86 [kg/mm 2 ] mencari momen tahanan bengkok yang diijinkan (Wb) : I Wb = - ½. h dimana : I = momen inersia girder troli = [cm 4 ]..(lihat data spesifikasi) 65

79 h = tinggi girder troli maka didapat : = 450 [mm] = 45 [cm] Wb = - ½. 45 = 2169 [cm 3 ] = [mm 3 ] Sehingga besar momen bengkok girder troli didapat : Mb = 17, = [kg.mm] =38738,34 [kg.m] Mb > Mmaks (38738,34 >12056), sehingga dapat disimpulkan girder troli aman terhadap momen maksimum yang terjadi. b. tinjauan terhadap besar lendutan/ defleksi. Besar defleksi (δmaks) digunakan rumus sebagai berikut : (Q + Go) L3 5. q. L4 δ = E. I 384. E. I -(ref. Mesin pengangkat. N. rudenko hal 320) dimana : Q = beban angkat maksimum = 3 [ton] =3000 [kg] Go = berat total hoisting = 352 [kg] 66

80 L = panjang span (jarak roda pembawa crane) = 10,26 [m] = 1026 [cm] q = berat girder troli per meter = 115 [kg/m] = 1,15 [kg/cm] E = modulus elastisitas baja = 2, [kg/cm 2 ] -(ref. Mesin pengangkat. N. rudenko hal 320) I = momen inersia girder troli = [kg/cm 4 ] maka : ( ) , δmaks = , , = 0,85 [cm] menurut kaidah teknik, defleksi/ lendutan tidak boleh melebihi 1/700. L 1 δmaks= = 1,5 [cm] dapat disimpulkan defleksi/ lendutan yang ditentukan (0,85 cm < 1,5 cm), sehingga girder troli aman terhadap terjadinya defleksi/ lendutan. 67

81 3.3. Pembawa Crane dan keran jalan Berikut penganalisaan dari komponen bagian pembawa crane adalah sebagai berikut : End Carriage, yang terdiri dari : Roda Jalan Bahan material yangdigunakan adalah besi tuang FCD 60 dengan kekuatan bahan 7200 [kg/cm 2 ] dengan angka kekerasan 170 s/d 230 HRB. Dari pemilihan bahan yang dipilih akan dilakukan penganalisaan kekuatan terhadap beban maksimum yang diterima roda jalan. Roda jalan pada ujung span ini akan menerima gaya reaksi akibat pembebanan, yaitu : a. gaya reaksi tumpu pada ujung span (RA dan RB) b. beban end carriage sendiri untuk satu end carriage menggunakan 2 buah roda jalan, dan dengan menganggap beban merata yang diterima setiap roda, sehingga setiap roda menerima beban gaya sebagai berikut : RA + GE Proda = 2 dimana : RA = gaya reaksi tumpu A = 2266 [kg] 68

82 GE = berat end carriage tipe (lihat data spesifikasi) = 60 [kg] maka didapat : Proda = 2 = 1163 [kg] Tegangan tekan satuan (σ R maks) roda terhadap rel jalan dihitung sebagai berikut: P. k σr maks = 400. V --- b. R dimana : P = beban yang diterima tiap roda = 1163 [kg] k = koefisien kecepatan gelinding roda = 0,5. Vroda penggerak = 0,5. 0,417 = 0,209 b = lebar kontak roda = 60 [mm] = 6 [cm]..(lihat data spesifikasi) R = jari rata rata roda jalan = 0, [mm] = 90 [mm] = 9 [cm] 69

83 sehingga didapat : ,209 σr maks = 400. V = 848,64 [kg/cm 2 ] ~ 849 [kg/cm 2 ] tegangan tekan maksimum tidak boleh melebihi dari tegangan tekan yang diijinkan bahan roda besi tuang yaitu 3500 [kg/cm 2 ]. Sehingga dapat disimpulkan bahwa roda penggerak mampu menahan beban angkat maksimum yang diterima Transmisi Putaran Roda Gigi Gambar Sistem transmisi putaran motor ke roda jalan dengan roda gigi Putaran dari roda jalan (Nroda) adalah : π. Droda. Nroda Vroda = Vroda Nroda = - π. Droda 70

84 dimana : Vroda Droda = 25 [m/menit] = 180 [mm] Sehingga didapat : Nroda = - π. 180 = 44,2 [rpm] ~ 45 [rpm] Putaran roda penggerak adalah sama dengan putaran roda gigi lurus 2 (N2) Nroda = N2 = 45 [rpm] Perbandingan transmisi roda gigi (i) : Jumlah gigi lurus 2 Z2 N1 i = --- = = --- Jumlah gigi lurus 1 Z1 N2 Dimana : Z1 Z2 = 14 buah (direncanakan) = 42 buah (sesuai data spesifikasi) Sehingga didapat : 42 i = = 3 71

85 Putaran roda gigi lurus 1 (N1) adalah : N1 = I. N2 = = 135 [rpm] maka putaran output dari shaft motor listrik ditentukan sebesar 135 [rpm] Analisa kekuatan roda gigi : Perencanaan untuk roda gigi lurus 1 (pinion) Bahan = besi cor/ cast iron type FCD 60 Jumlah gigi (Zp) = 14 buah Kekuatan tarik (σt) = 60 [kg/mm 2 ] Tegangan ijin statik (fo) = 1050 [kg/cm 2 ] Putaran (Np) Lebar gigi (b) = 135 [rpm] = 30 [mm] Untuk roda gigi lurus 2 (gear) Bahan = besi cor/ cast iron type FCD 60 Jumlah gigi (Zp) = 42 buah Kekuatan tarik (σt) = 60 [kg/mm 2 ] Tegangan ijin statik (fo) = 1050 [kg/cm 2 ] Putaran (Np) Lebar gigi (b) = 45 [rpm] = 30 [mm] 72

86 Kecepatan linier pitch (V) : π. Dp. Np π. DG. NG V = -- = π. m. Zp. N π. m. ZG. NG = --- = dimana : m Zp = modul gigi = jumlah pinion = 14 buah ZG = jumlah gear = 42 buah Np = putaran pinion = 135 [rpm] NG = putaran gear = 45 [rpm] maka didapat : π. m V = = 59,37 m [m/menit] ~ 60 m [m/menit] = 1 m [m/detik] beban tangensial gigi (WT) : P WT = --. Cs V 73

87 Dimana : P = daya terpasang pada motor listrik end carriage (menggunakan 2 motor) = 2. 0,4 = 0,8 [kw] = 1,09 [hp] Cs = faktor pelayanan = 1,25 (untuk beban steady, 24 jam perhari) V = kecepatan garis pitch sehingga : = 60 m [m/menit] ,09 81,8 WT = = -. (1) 60 m m faktor bentuk gigi (y) : 0,912 y = 0, Z Untuk pinion dan gear 0,912 yp = 0, = 0, ,912 yg = 0, = 0, karena bahan pinion dan gear adalah sama, maka perhitungan beban gigi diambil pada pinion (yp). 74

88 Factor kecepatan (Cv) : 3 Cv = V dimana : V = 1 m [m/detik] 3 Cv = m dengan menggunakan persamaan lewis untuk pinion adalah : WT = (σop x Cv). b. π. m. yp Dimana : σop = tegangan ijin statis pinion = 1050 [kg/cm 2 ] b = lebar gigi = 30 [mm] = 3 [cm] m yp = modul gigi [cm] = faktor bentuk gigi pinion = 0,089 maka didapat persamaan berikut : 3 WT = π. m. 0, m m WT = ---..(2) m 75

89 dengan memasukan nilai WT dari persamaan (1) : 81, m --- = -- m m 2643 m 2 = (245,4 + 81,8 m) Dengan menggunakan cara hit and trial, didapat harga m = 0,3205 [cm] = 3,205 [mm]. Harga standar modul yang mendekati 3,205 [mm] adalah 4 [mm], maka modul diambil 4 [mm]. Dari harga modul, dapat dicari diameter pinion dan gear : Diameter pinion (Dp) = m x Zp = 4 x 14 = 56 [mm] diameter gear (DG) = m x ZG = 4 x 42 = 168 [mm] Motor Listrik Penggerak Crane Untuk menentukan besarnya daya listrik minimum yang diperlukan, terlebih dahulu menentukan besar tahanan (resistensi) jalan roda. Untuk menentukan tahanan roda end carriage ini dilakukan dengan cara yang sama seperti pembahasan tahanan jalan pada troli. Rimus tahanan jalan (W) adalah : ω. (Q + Go) W = Dengan mempertimbangkan beban girder dan end carriage itu sendiri, maka rumus tahanan jalan dihitung sebagai berikut : 76

90 ω. (Q + Go + GG + GEC) W = dimana : ω Q = faktor traksi (dihitung dalam [kg/ton]) = beban angkat maksimum = 3000 [kg] GG = berat girder = ,26 = 1180 [kg] Go = berat total hoisting = 352 [kg] GEC = berat end carriage = = 120 [kg] menentukan faktor traksi (ω) : μ. d + 2 k ω = (ref. Mesin pengangkat. N. rudenko hal 238) D Dimana : μ = koefisien gesek bantalan roda = 0,1 d = diameter bantalan roda = 40 [mm] = 4 [cm] k = koefisien gesek roda = 0,05 77

91 D = diameter roda = 180 [mm] = 18 [cm] maka didapat : 0, ,05 ω = - 18 = 0,028 Bila tahanan jalan ini dihitung dalam satusan [kg/ton], maka besarnya dikali dengan sehingga besarnya tahanan jalan adalah 28 [kg/ton]. Sehingga besar tahanan jalan (W) didapat : 0,1. ( ) W = = 131 [kg] Daya minimum terpasang pada motor untuk menggerakannya adalah : W. V Pend carriage = ηmotor dimana : Pend carriage W = daya minimum motor listrik pada end carriage = gaya tahanan jalan terhadap gerak horizontal = 131 [kg] V = kecepatan gerak roda = 25 [m/menit] = 0,417 [m/detik] ηmotor = effisiensi motor = 0,85 78

92 maka didapat : ,417 Pend carriage = ,85 = 0,86 [hp] = 0,63 [kw] Dari perhitungan diatas maka pemilihan motor listrik sesuai dengan data spesifikasi untuk setiap end carriage adalah : Tipe : GD04K motor AC 3 phase 200 V [reduction ratio = 7,9] Daya terpasang (P) Putaran nominal/ input {N in } = 0,54 [hp] ~ 0,34/0,4 [kw] - 4 pole = 1400 [rpm] Reducer (i) = 1/7,9 Putaran output (N out ) Ampere (A) = 177/213 [rpm] = 2,0/2,2 [A] Momen girasi (GD 2 ) = 0,0043 [kg.m 2 ] Perhitungan kekuatan motor : Momen girasi total motor yang terjadi adalah : (GD 2 )total motor = (GD 2 )motor = 0,0043 [kg.m 2 ] deengan putaran poros input 1400 [rpm], maka momen statis (Mstatis) pada poros motor adalah : P Mstatis = 716,2. -- N 79

93 Dimana : P = daya minimum [hp] = 0,86 [hp] N = putaran input motor maka didapat : = 7, [rpm] = 1400 [rpm] 0,86 Mstatis = 716, = 0,44 [kg.m] Momen dinamis (Mdinamis) pada waktu start/ pengawalan : δ. (GD 2 )total motor. N 0,975. Q. V 2 Mdinamis = t s N. t s. ηm dimana : δ = koefisien karena pengaruh massa pada mekanisme transmisi = 1,1 s/d 1,25.(diambil 1,2) (GD 2 )total motor = momen girasi total motor = 0,0043 [kg.m 2 ] Q = beban maksimum + berat hoisting = [kg] = 3352 [kg] V = kecepatan angkat = 25 [m/menit] = 0,417 [m/detik] N = putaran motor input = 1400 [rpm] 80

94 t s = waktu pengawalan/ start = 3 [detik]. (diasumsikan) ηm = effisiensi motor ` = 0,85 maka : 1,2. 0, , ,417 Mdinamis = ,85 momen total gaya starting motor (Mmotor) : Mmotor = Mstatis + Mdinamis = 0,44 + 0,166 = 0,61 [kg.m] momen gaya ternilai pada motor (Mrate) : Prate Mrate = 716,2. - N Dimana : Prate = daya ternilai pada motor. (menggunakan 2 motor) = 0,4. 2 = 0,8 [kw] = 1,09 [hp] N = putaran input motor = 1400 [rpm] maka : 1,09 Mrate = 716, = 0,56 [kg/m] 81

95 Kekuatan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih yang terjadi pada saat starting motor. Beban berlebih yang diijinkan tidak boleh melebihi 2 (200%). Untuk itu besar beban berlebih yang terjadi adalah : Mmaksimum Beban belebih = Mrate Dimana : Mmaksimum Mrate = Mmotor = 0,61 [kg.m] = 0,56 [kg.m] Maka : 0,61 beban belebih = --- = 1,09 [kg.m] = 109 % < 200 % 0,56 sehingga dapat disimpulkan bahwa kekuatan motor aman dari kebakaran akibat beban berlebih saat starting Rel Jalan Rel jalan ini dapat dilihat dari komponen bagian yang mendukungnya terdiri dari : Batang Rel Penentuan ukuran rel didasarkan pada lebar alur roda rel. dalam spesifikasi lebar alur roda adalah 60 [mm] 82

96 Maka pemilihan rel (ukuran dalam mm) yaitu : h = 65 d = 28,5 b1 = 150 f = 12,5 b = 55 s = 31 bo = 66 g = 17,5 c = 25 r = 4 e = 9 berat = 32,5 [kg/m] Rel khusus untuk keran jalan Gambar Ukuran rel jalan Untuk penjepitan rel menggunakan baut klem. Pemilihan besarnya ukuran baut untuk berat rel 32,5 [kg/m] dipilih M16 dengan jarak pitch ditentukan sebesar 500 [mm]. (lihat data spesifikasi) Landasan Jalan Landasan jalan ini merupakan dudukan rel. bentuk yang diambil adalah jenis H beam dan dalam pemilihannya juga didasarkan pada beart rel. Untuk itu ukuran H beam berdasarkan standar ditentukan : H 250 X 33 (lebar 145 mm X berat 32,7 kg/m). data ini dapat dilihat pada lampiran. 83