PERANCANGAN MEKANISME SPREADER GANTRY CRANE DENGAN KAPASITAS 40 TON DENGAN TINGGI ANGKAT MAKSIMUM 41 METER YANG DIPAKAI DI PELABUHAN LAUT

Transkripsi

1 PERANCANGAN MEKANISME SPREADER GANTRY CRANE DENGAN KAPASITAS 40 TON DENGAN TINGGI ANGKAT MAKSIMUM 41 METER YANG DIPAKAI DI PELABUHAN LAUT SKRIPSI Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik MUHAMMAD ANHAR PULUNGAN NIM DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 009

2 KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kehadirat Allah SWT, atas segala karunia dan rahmatnya yang senantiasa diberikan kepada penulis sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini. Skripsi ini adalah salah satu syarat untuk dapat lulus menjadi Sarjana Teknik di Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik, Universitas Sumatera Utara. Adapun Skripsi yang dipilih, diambil dari mata kuliah Mesin Pemindah Bahan, yaitu PERANCANGAN MEKANISME SPREADER GANTRY CRANE KAPASITAS ANGKAT 40 TON DENGAN TINGGI ANGKAT MAKSIMUM 41 METER YANG DIPAKAI PADA PELABUHAN LAUT. Dalam penulisan Skripsi ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan pembahasan dan penyajian, baik dengan disiplin ilmu yang diperoleh dari perkuliahan, menggunakan literatur serta bimbingan dan arahan dari Dosen Pembimbing. Pada kesempatan ini, penulis tidak lupa menyampaikan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada : 1. Kedua orang tua tercinta, Ayahanda Abdul Kholid Pulungan. Spd dan Ibunda Iswita, adik-adik tersayang (Muhammad Iqbal Pulungan dan Mailita Sari Pulungan) atas doa, kasih sayang, pengorbanan dan tanggung jawab yang selalu menyertai penulis, dan kepada saudari Aninta Khairunnisa yang telah memberikan penulis semangat yang luar biasa sehingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini.. Ir. Alfian Hamsi, M.SC, selaku dosen pembimbing yang telah banyak meluangkan waktunya dan dengan sabar membimbing penulis hingga Skripsi ini dapat terselesaikan, 3. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikhwansyah Isranuri dan Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus,ST, MT, selaku Ketua dan Sekretaris Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik USU, 4. Bapak Ir. Tugiman, MT dan Ir Jaya Arjuna MSc sebagai dosen pembanding yang dapat menyempurnakan hasil dari seminar saya. 5. Bapak/ Ibu Staff Pengajar dan Pegawai Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik USU.

3 6. Bapak Sigit selaku pembimbing dari PT. PELABUHAN INDONESIA I UNIT TERMINAL PETI KEMAS BELAWAN (UTPK) yang telah banyak memberikan data survei kepada penulis, 7. Bapak Drs. H. M. Edy Zulkarnain, AK, MSi selaku pembimbing dari PT. PELABUHAN INDONESIA I UNIT TERMINAL PETI KEMAS BELAWAN (UTPK) yang telah banyak memberikan data kepada penulis 8. Teman-teman stambuk 004 khususnya, yang menjadi teman diskusi dan menemani penulis selama mengikuti studi dan menyusun skripsi ini. 9. Serta semua pihak yang banyak membantu penulis dalam menyelesaikan Skripsi ini. Penulis menyadari bahwa Skripsi ini masih jauh dari sempurna, oleh karena itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang sifatnya membangun demi penyempurnaan di masa mendatang. Akhir kata, penulis berharap semoga tulisan ini berguna bagi kita semua. Semoga Allah SWT selalu menyertai kita. Medan, Maret 009 Penulis, Muhammad Anhar Pulungan

4 DAFTAR ISI KATA PENGHANTAR... i DAFTAR ISI... iv DAFTAR LAMPIRAN... vii DAFTAR GAMBAR... viii DAFTAR TABEL... x DAFTAR NOTASI... xi BAB I PENDAHULUAN Latar Belakang Perancangan Tujuan Perancangan Batasan Masalah Perancangan Sistematika Penulisan... 3 BAB II TINJAUAN PUSTAKA Mesin Pemindah Bahan Klasifikasi Pesawat Pengangkat Dasar-dasar Pemilihan Pesawat Pengangkat Gantry Crane Cara Kerja Gantry Crane Gerakan Hoist Gerakan Transversal Gerakan Longitudinal... 1

5 .5.4 Spesifikasi Perancangan Spreader Tali Baja Puli dan Sistem Puli Drum BAB III METHODOLOGI PERANCANGAN MEKANISME SPREADER Pengumpulan Data Parameter yang diamati Karakteristik Mesin Pengangkat Number of bend Puli Kondisi Operasi Perhitungan Mekanisme Gantry Perhitungan Mekanisme Spreader Perhitungan Tali Baja Perhitungan Drum Perhitungan Puli Perhitungan Spreader Perhitungan Motor Penggerak Spreader Perhitungan Transmisi Mekanisme Spreader Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat I Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat I... 50

6 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat II Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat III Perhitungan Sistem Rem Mekanisme Spreader Perhitungan Mekanisme Trolley Perhitungan Tali Baja Perhitungan Drum Perhitungan Puli Perhitungan Motor Penggerak Trolley Perhitungan Transmisi Mekanisme Trolley Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat I Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat II Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat III Perhitungan Konstruksi Boom dan Girder Perhitungan Boom Perhitungan Girder Perhitungan Sistem Rem Mekanisme Trolley Perhitungan Mekanisme Gantry Perhitungan Roda Jalan... 85

7 BAB IV PERHITUNGAN BANTALAN dan KOPLING Pehitungan Bantalan Poros Utama Pada Spreader Perhitungan Bantalan Poros Utama Pada Trolley Perhitungan Kopling Pada Spreader Perhitungan Kopling Pada Trolley BAB V KESIMPULAN SARAN DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN... 99

8 DAFTAR LAMPIRAN Lampiran 1. Effisiensi Puli. Harga Minimum Faktor K, e 1 dan e 3. Tipe Tali Baja 4. Jumlah Lengkungan Tali 5. Harga Faktor m, C, C 1 dan C 6. Harga a, z dan β 7. Sifat Mekanis Baja Paduan 8. Dimensi Alur Drum 9. Diameter Puli 10. Diameter Poros 11. Sifat-sifat Baja Karbon Untuk Konstruksi Mesin 1. Karakteristik Material Gesek 13. Dimensi Bantalan 14. Sifat-sifat Baja Pegas 15. Baja I Profil Normal 16. Baja L Sama Sisi

9 DAFTAR GAMBAR Gambar Halaman Gantry Crane.1 Crane Berpalang 7 3. Crane Girder Tunggal Overhead Crane Girder Ganda Overhead Crane Gantry Crane Semi Gantry Spreader Trolley yang Digerakkan Motor Mobil Crane Gambar Kountainer Puli Tetap Tunggal Sistem pada Drum Drum Diagram Alir pada Spreader Gantry Crane Mekanisme perhitungan dari Gantry Arah Gaya pada batang A dan B Arah Gaya pada titik D 5

10 Arah Gaya pada titik C Arah Gaya pada titik F Arah Gaya pada titik G Konstruksi Serat Tali Baja Diagram Sistem Mekanisme Pengangkat Diagram Lengkungan Tali Puli Spreader Diagram Pembebanan pada Spreader Diagram Benda Bebas pada tumpuan A Diagram Benda Bebas pada tumpuan B Tranmisi Mekanisme Pengangkat Nama-nama Bagian Roda Gigi Gaya pada Roda Gigi Sistem Rem Pengangkat Diagram Untuk Menentukan Tahanan Gesek Diagram Untuk Menentukan Tahanan Cakram Diagram Sistem Trolley Diagram Untuk Menentukan Tegangan Tali Diagram Lengkungan Konstruksi Boom Pembebanan pada Boom 77

11 Kostruksi Girder Pembebanan pada Girder Diagram untuk menentukan tahanan Gesek Bantalan Gelinding Kopling Flens Kaku 91

12 DAFTAR TABEL Tabel Halaman Dimensi-dimensi Puli Tekanan yang DiizinkanDengan Kecepatan Luncur Spesifikasi Hasil Perhitungan Roda Gigi Dimensi Puli pada Mekanisme Trolley 69

13 DAFTAR NOTASI Notasi Keterangan Satuan Q Kapasitas Maksimum Kg S Tegangan Tali Maksimum Kg p Kekuatan Putus Tali Kg K Faktor Keamanan P b Beban Patah Kg W Tahanan Akibat Gesekan Kg d Diameter Dalam mm D Diameter Luar mm F 114 Luas Penampang Tali Baja mm N Daya Hp C Faktor KonstruksiTali r Jari-jari mm Z Jumlah Lilitan H Tinggi Angkat m L Panjang mm w Tebal mm v Kecepatan m/s M Momen Kg.m n Putaran rpm

14 I Momen inersia mm 4 g Gravitasi m/s t Waktu s i Perbandingan Tranmisi T Torsi N.m m Modul mm a Jarak Sumbu Poros mm hk Tinggi Kepala Gigi mm hi Tinggi Kaki Gigi mm c k Kelonggaran Puncak mm Ft Gaya Tangensial Kg A Luas mm Y Sf Faktor Bentuk Gigi Faktor Keamanan Bahan f Lengkungan Tali Izin mm Dw Diameter Roda Jalan mm E Modulus Elastisitas Kg/m Fa Gaya Aksial N Fr Gaya Radial N σ b Tegangan Patah Kg/m η α Effisiensi Sudut Tekan

15 σ i Tegangan Izin Kg/m τ Tegangan Geser Kg/m δ β ε Koefisien Efek Massa Koefisien Pengereman Faktor Tahanan Puli σ w Tegangan Lentur Kg/m μ Koefisien Gesek

16 BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Perencanaan Transport jarak jauh tetap merupakan faktor yang sangat penting saat ini sebagai sarana untuk mengangkut barang-barang yang dibutuhkan manusia. Untuk mengangkut barang dalam jumlah yang banyak serta jarak yang terpisah oleh laut, maka pengangkutan dengan kapal laut merupakan sarana yang paling efektif. Agar kualitas barang yang diangkut tetap baik, aman dan operasi bongkar muat lebih cepat, maka dibuatlah suatu wadah barang yang dapat diangkut dari pelabuhan ke kapal atau sebaliknya yang disebut dengan peti kemas, dimana wadah tersebut juga dapat disimpan dilapangan terbuka sehingga tidak diperlukan lagi gudang sebagai tempat penyimpanan barang dan dengan demikian dapat mengurangi biaya pengeluaran. Kecenderungan untuk memakai peti kemas saat ini semakin tinggi seiring dengan semakin berkembangnya pertumbuhan ekonomi indonesia yang terlihat semakin ramainya kegiatan ekspor dan impor dipelabuhan-pelabuhan besar. Sehubungan dengan itu maka dibutuhkan suatu pesawat pengangkat yang dapat mengangkat dan memindahkan peti kemas dari pelabuhan ke kapal atau sebaliknya dengan gerak dan mobilitas yang baik dan aman. Muatan dapat dibedakan menjadi muatan curah dan muatan satuan. Bahan yang ditangani dalam bentuk curah terdiri atas banyak partikel atau gumpalan yang homogen misalnya: batubara, bijih, semen, pasir, tanah, batu, tanah liat dan sebagainya. Fasislitas transport mendistribusikan muatan ke seluruh lokasi di dalam perusahaan, memindahkan bahan di antara unit proses yang langsung terlibat dalam produksi, dan membawa produk jadi dan limbah ke tempat produk tersebut akan di muat dan dikirim keluar perusahaan.

17 1.. Tujuan Perencanaan Perencanaan ini bertujuan untuk merancang sebuah pesawat pengangkat yaitu Gentry Crane pada Spreader dan Trolley yang berguna untuk mengangkat peti kemas pada sebuah pelabuhan laut. 1.3 Manfaat Perancangan Manfaat dari perancangan ini adalah untuk membantu mencari seluruh kekuatan batang yang terjadi pada Gantry, Spreader dan Trolley serta mengaplikasikan ilmu mata kuliah yang berhubungan dengan perancangan ini 1.4. Batasan Masalah Perencanaan Pada perencanaan ini, Gantry Crane yang direncanakan digunakan untuk kapasitas angkat 40 Ton. Karena luasnya permasalahan yang terdapat pada perencanaan Gantry Crane ini, maka perlu pembatasan permasalahan yang akan dibahas. Pada perencanaan ini yang akan dibahas adalah mengenai komponen - komponen utama Gantry Crane sebagai berikut : Motor penggerak, kopling, sistem transmisi, rem, dan bantalan pada setiap gerakan gantry.

18 Gambar 1.1 Gantry Crane 1.5. Sistematika Penulisan Tugas Akhir ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis besar tiap bab adalah sebagai berikut : Bab I : Pendahuluan Bab ini berisikan latar belakang penulisan, tujuan penulisan, batasan masalah, dan sistematika susunan laporan. Bab II : Tinjauan Pustaka Bab ini berisikan landasan teori mengenai teori mengenai Gantry Crane, pemakaian Gantry Crane serta bagian utama Gantry Crane yang meliputi Roda jalan, Trolley dan Spreader yang dipakai pada pelabuhan laut tersebut. Bab III : Methodologi Perancangan Mekanisme Spreader Bab ini berisikan data-data Gantry Crane, dimana pada data-data tersebut akan dicari perancangan dari gantry, trolley dan spreader tersebut.

19 Bab IV : Perhitungan Bantalan dan Kopling Bab ini berisikan mengenai perhitungan bantalan dan kopling dari trolley dan spreader yang akan dirancang. Bab V : Kesimpulan dan Saran Bab ini sebagai penutup berisikan kesimpulan yang diperoleh dan saran untuk pengembangan Gantry Crane selanjutnya. Daftar Pustaka Daftar pustaka berisikan literatur-literatur yang digunakan untuk menyusun laporan ini. Lampiran Lampiran berisikan tabel-tabel yang digunakan dalam perhitungan untuk menyusun skripsi yang digunakan.

20 BAB II TINJAUAN PUSTAKA.1. Mesin Pemindah Bahan Mesin pemindah bahan merupakan salah satu peralatan mesin yang digunakan untuk memindahkan muatan dilokasi pabrik, konstruksi, tempat penyimpanan, pembongkaran muatan dan sebagainya. Pemilihan mesin pemindah bahan yang tepat pada tiap-tiap aktivitas diatas, akan meningkatkan effesiensi dan daya saing dari aktivitas tersebut. Mesin pemindah bahan dalam operasinya dapat diklasifikasikan atas : 1. Pesawat Pengangkat Pesawat pengangkat dimaksudkan untuk keperluan mengangkat dan memindahkan barang dari suatu tempat ketempat yang lain yang jangkauannya relatif terbatas. Contohnya; Crane, elevator, lift, excalator dll.. Pesawat Pengangkut Pesawat pengangkut dapat memindahkan muatan secara berkesinambungan tanpa berhenti dan dapat juga mengangkut muatan dalam jarak yang relatif jauh. Contohnya; Conveyor. Karena yang direncanakan adalah alat pengangkat peti kemas maka pembahasan teorinya lebih di titik beratkan pada pesawat pengangkat.

21 .. Klasifikasi Pesawat Pengangkat Menurut dasar rancangannya, pesawat pengangkat dikelompokkan atas tiga jenis yaitu : 1. Mesin Pengangkat (Hoisting Machine), yaitu mesin yang bekerja secara periodik yang digunakan untuk mengangkat dan memindahkan beban.. Crane, yaitu kombinasi dari mesin pengangkat dan rangka yang bekerja secara bersama-sama untuk mengangkat dan memindahkan beban. 3. Elevator, yaitu kelompok mesin yang bekerja secara periodik untuk mengangkat beban pada jalur padu tertentu. Sedangkan jenis-jnis utama Crane dapat dikelompokkan lagi menjadi : 1. Crane putar diam. Crane yang bergerak pada rel 3. Crane tanpa lintasan 4. Crane yang dipasang diatas traktor rantai 5. Crane tipe jembatan Crane tipe jembatan dapat dikelompokkan lagi menjadi : 1. Crane berpalang. Crane berpalang tunggal untuk gerakan overhead 3. Crane berpalang ganda untuk gerakan overhead 4. Gantry Crane dan semi Gantry.3. Dasar-dasar Pemilihan Pesawat Pengangkat Dalam pemilihan pesawat pengangkat perlu diperhatikan beberapa faktor antara lain : 1. jenis dan ukuran dari beban yang akan diangkat, misalnya untuk beban terpadu; bentuk, berat, volume, sifat rapuh dan liat, suhu dan sebagainya. Untuk beban tumpahan; ukuran gumpalan, kemungkinan lengket, sifat-sifat kimia, sifat mudah remuk dsb.

22 . Kapasitas perjam. Crane jembatan dan truk dapat beroperasi secara efektif bila mempunyai kapasitas angkat dan kecepatan yang cukup tinggi dalam kondisi kerja yang berat. 3. Arah dan panjang lintasan. Berbagai jenis alat dapat mengangkat beban dalam arah vertikal dan arah horizontal. Panjang jarak lintasan, lokasi dari tempat pengambilan muatan juga sangat penting dalam menentukan pemilihan pesawat pengangkat yang tepat. 4. Metode penumpukan muatan. Beberapa jenis peralatan dapat memuat atau membongkar muatan secara mekanis sedangkan yang lainnya membutuhkan alat tambahan khusus atau bantuan operator. 5. Kondisi lokal yang spesifik termasuk luas dan bentuk lokasi, jenis dan rancangan gedung, susunan yang mungkin untuk unit pemerosesan, debu, keadaan lingkungan sekitarnya dsb. Gambar.1 Crane berpalang

23 Gambar. Crane girder tunggal overhead Gambar.3 Crane girder ganda overhead Gambar.4 Crane gantry

24 Gambar.5 Crane semi gantry Pemilihan pesawat pengangkat juga ditentukan oleh pertimbangan dari segi ekonominya, misalnya biaya pemasangan, operasi, perawatan, dan juga penyusutan dari harga muka pesawat tersebut..4. Gantry Crane Gantry crane adalah termasuk dalam kelompok crane tipe jembatan dimana jembatannya dilengkapi dengan kaki pendukung yang tinggi dapat bergerak pada jalur rel yang dibentang diatas permukaan tanah. Crane ini umumnya dioperasikan dilapangan terbuka, dan pada perencanaan ini gantry crane direncanakan dioperasikan pada sebuah pelabuhan laut untuk mengangkat peti kemas. Dalam mengoperasikan Crane, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan operator sebelum menjalankan Crane: 1. Radius Beban. Tahanan Gelinding 3. Tahanan Kemiringan Benda Kerja 4. Koefisien Traksi 5. Gaya Traksi (Rimpull) 6. Ketinggian Daerah Kerja (Altitude)

25 Adapun komponen utama gantry crane ini adalah : 1. Spreader Spreader berfungsi untuk menjepit peti kemas pada saat pengangkatan atau penurunan dari atau ke kapal. Tali Puli Spreader Gambar.6 Spreader. Trolley Trolley berfungsi sebagai tempat bergantungnya spreader dan juga untuk menggerakkan spreader pada saat mengangkat dan menurunkan peti kemas. Trolley terletak pada konstruksi girder dan boom. Pada trolley ini juga kabin operator untuk mengoperasikan crane. Gambar.7 Trolley yang digerakkan motor

26 3. Gantry Gantry bergerak sepanjang rel yang ditentukan untuk memudahkan menaikkan atau menurunkan peti kemas. Pada Gantry terdapat rel yang memiliki panjang rel ± meter. Dalam satu lintasan terdapat 6 gantry yang dimana ada 4 gantry yang melayani internasional dan gantry yang melayani domestik. 4. Peti Kemas Peti kemas adalah Alat yang berfungsi sebagai penyimpan bahan baku produksi ataupun bahan jadi. Peti kemas biasanya terbuat dari paduan logam tertentu. Peti kemas biasanya terdiri dari ukuran yang berbeda-beda, untuk memudahkan pengumpulan/ penyusunan peti kemas dibantu oleh mobil crane yang dimana mobil crane dapat memindahkan peti kemas dari tempat satu ketempat lainnya yang sudah ditentukan dari UTPK untuk menjaga keamanan dari kinerja Gantry Crane. Gambar.8 Mobil Crane Mobil Crane hanya berfungsi untuk menyusun dan memindahkan peti kemas dari mobil container, selanjutnya mobil container membawa peti kemas tersebut ke Gantry Crane untuk dimuat kedalam kapal.

27 Gambar.9 Gambar Kontainer.5. Cara Kerja Gantry Crane Gantry crane mempunyai tiga kabin untuk mengoperasikannya yaitu : 1. Kabin utama (kabin operator). Kabin boom hoist 3. kabin pemeriksaan Adapun cara kerja dari Gantry crane ini dapat dibagi atas empat gerakan yaitu : 1. Gerakan hoist. Gerakan transversal 3. Gerakan longitudinal.5.1. Gerakan Hoist Gerakan hoist ini adalah gerakan atau turun untuk mengangkat tau menurunkan peti kemas yang telah dijepit oleh spreader yang diikat melalui tali baja yang digulung oleh drum, dimana drum ini digerakkan oleh elektromotor. Apabila posisi angkatnya telah sesuai sperti yang dikehendaki maka gerakan drum ini dapat dihentikan melalui rem melalui handle yang berada pada kabin operator.

28 .5. Gerakan Transversal Gerakan transversal ini adalah gerakan berpindah pada arah melintang yang dilakukan oleh trolley melalui tali baja yang digulung pada drum, trolley bergerak pada rel yang bergerak yang terletak diatas girder dan boom yang digerakkan oleh elektromotor. Gerakan ini akan berhenti jika arus listrik pada elektromotor diputuskan dan sekaligus rem bekerja..5.3 Gerakan Longitudinal Gerakan longitudinal ini disebut juga gerakan gantry yaitu gerakan memanjang pada rel besi yang terletak pada permukaan tanah yang dilakukan melalui roda gigi transmisi. Dalam hal ini motor memutar roda jalan kearah yang diinginkan (maju atau mundur) dan setelah jarak yang diinginkan tercapai, maka arus listrik akan terputus dan sekaligus rem bekerja Spesifikasi Perencanaan Sebagai data perbandingan atau dasar perencanaan pesawat pengangkat ini, dibawah ini tercantum spesifikasi teknik dari crane pengangkat peti kemas yang diambil dari hasil survey pada PT. PELABUHAN INDONESIA I Cabang Belawan ; Kapasitas angkat Tinggi angkat Kecepatan angkat Panjang perpindahan trolley Kecepatan trolley Panjang perpindahan gantry Kecepatan gantry Berat total Gantry Cranre = 40 ton = 41 meter = 50 m/menit = 77 meter = 15 m/menit = 40 meter = 45 m/menit = 700 Ton

29 .5.5. Spreader Spreader berfungsi untuk menjepit peti kemas pada saat pengangkatan atau penurunan dari atau ke kapal. Pada spreader terdapat komponen utama yang menunjang sistematis dari spreader tersebut, adapun komponen-komponen utama yang terdapat pada spreader adalah: Tali Baja (Wire Ropes) Tali baja digunakan secara luas pada mesin-mesin pengangkat sebagai perabot pengangkat. Pada tali baja kawat pada bagian luar akan mengalami keausan yang lebih parah dan putus lebih dahulu dibandingkan dengan bagian dalamnya. Sehingga bagian luar tali kawatnya mulai terputus-putus jauh sebelum putus dan menandakan tali baja tersebut perlu diganti. Tali baja terbuat dari kawat baja dengan kekuatan σ b = 130 sampai 00 kg/mm, didalam proses pembuatannya kawat baja diberi perlakuan panas tertentu dan digabung dengan penarikan dingin, sehingga menghasilkan sifat mekanis kawat baja yang tinggi. Tegangan tali maksimum dari sistem tali puli dihitung dengan rumus : Dimana : Q S = 1 nηη Q = Kg n = Jumlah tali penggantung = 8 η = Efesiensi puli = 0,918 η 1 = Efesiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuan akibat

30 dimana kekuatan putus tali sebenarnya P = S.K Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core (N. Rudenko) dengan : Beban patah : Pb = 4500 Kg Tegangan patah : σ b = 180 Kg/m Berat tali : W =,81 Kg/m Diameter tali : d = 7,8 mm Maka tegangan maksimum tali yang diizinkan : S izin = K P b Tegangan tarik yang diizinkan : σ b σ izin = K 180 = 3,73 Kg 5,5 mm = Luas penampang tali baja dapat dihitung dengan rumus : F 114 = S σ b d K D m

31 Pemilihan Tali Baja Fenomena yang sangat rumit terjadi di dalam pengoperasian tali, karena banyak parameter yang tidak dapat ditentukan dengan tepat. Setiap kawat didalam tali yang ditekuk mengalami tegangan yang rumit, yang merupakan gabungan tegangan tarik, lentur dan puntir serta ditambah dengan saling menekan dan bergesekan diantara kawat dan untaian. Akibatnya, tegangan total yang terjadi dapat ditentukan secara analistis hanya pada tingkat pendekatan tertentu Puli dan Sistem Puli Puli (disebut juga kerek atau katrol) yaitu cakra (disc) yang dilengkapi dengan tali (rope) yang merupakan suatu keping bundar, terbuat dari logam maupun bukan logam, misalnya besi tuang, kayu, atau plastik. Pinggiran cakra diberi alur (groove) yang berguna untuk laluan tali (rope). Tekanan bidang yang terjadi sebesar : P = Q l.d 1 Dimana : P = Tekanan pada bidang gandar/poros puli Puli ada dua macam, yaitu puli tetap (fixed pulley) dan puli bergerak (movable pulley). Puli tetap terdiri dari sebuah cakra dan sebuah tali yang dilingkarkan pada alur (groove) dibagian atas nya dan pada ujungnya digantungi beban. Puli bergerak terdiri dari cakra dan poros yang bebas. Tali dilingkarkan dalam alur dibagian bawah, salah satu ujung diikatkan tetap dan ujung lainnya ditahan atau ditarik pada waktu pengangkatan, bebandigantungkan pada spreader yang tergantung pada poros.

32 Gambar.10 Puli tetap tunggal Keterangan gambar : R = Jari-jari d = Diameter poros tali µ = Koefisien gesek Q= Lengan gaya Sistem puli adalah kombinasi dari beberapa puli tetap dan puli bergerak atau terdiri dari beberapa cakra puli. Biasanya menggunakan system puli ganda (multiple pulley system untuk menghindari kesalahan pada waktu operasi pengangkatan yang menggantungkan beban langsung pada ujung tali. Kesalahan pengangkatan ini disebabkan oleh bagiab-bagian tali yang berada dalam satu bidang yang menyebabkan beban berayun. Dengan system puliganda yang mengangkat beban dalam arah tegak, yang lebih stabil, dapat mereduksi beban yang bekerja pada tali sehingga diameter puli dan drum dapat lebih kecil.

33 Drum Pada pesawat angkat, drum berfunhsi untuk menggulung tali (rope). Drum dengan satu tali tergulung hanya mampu mempunyai satu arah helix kekanan, drum yang didesain untuk dua tali diberi dua arah helix, ke kanan dan ke kiri. Drum untuk tali kawat biasanya tebuat dari besi cor, kadang-kadang dari besi tuang atau konstruksi lasan. Dengan memperhitungkan gesekan pada bantalan efisiensinya ŋ = 0,95. Diameter drum tergantung pada diameter tali, untuk drum penggerak daya drum harus selalu dilengkapi dengan alur helix sehingga tali akan tergulung secara seragam dan keausannya berkurang. Gambar.11 Sistem pada Drum

34 Gambar.1 Drum Pada sistematis spreader terdapat diagram alir yang menerangkan proses yang terjadi pada mekanisme dan cara kerja spreader yang terdapat pada gantry crane yaitu: Motor Penggerak Unit Katrol. Dimana motor penggerak awal dari kerja spreader yang yang menghasilkan daya yang dibutuhkan untuk menjalankan spreader agar mampu melakukan dan mengangkut beban. Pada motor penggerak ditransmisikan daya ke roda gigi yang dapat menggerakan dan memperlancar dari kerja spreader, pada roda gigi yang terdapat pada spreader lalu dihubungkan pada drum yang berfungsi sebagai tempat untuk melilitkan tali yang tersambung pada spreader dan trolley, dari drum lalu terdapat mekanisme kerja tali yang dimana menarik dan menurunkan beban selanjutnya dari tali lalu disambungkan pada spreader yang berfungsi untuk memindahkan beban dari darat ke kapal atau sebaliknya.untuk mengseftikan mekanisme kerja dari motor penggerak sampai spreader dibuat system break yang bagus dan efisien untuk mendukung kinerja dari pada spreader. Dapat dilihat dibawah bagaimana mekanisme dari motor penggerak, roda gigi transmisi daya, drum, tali, spreader dan beban.

35 Gambar.13

36 BAB III METHODOLOGI PERANCANGAN MEKANISME SPREADER 3.1 Pengumpulan Data Sebelum melakukan analisa perlu adanya melakukan pengumpulan data. Hal ini dilakukan untuk mendapatkan informasi tentang gambaran secara analitik terhadap atas sesuatu yang akan dihitung. Data-data yang didapatkan akan menjadi acuan dalam perhitungan yang akan dilakukan. Maka perlu ada beberapa parameter yang harus diperhatikan untuk mendapatkan data yang cukup. PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan salah satu perusahaan export dan import yang menggunakan Gantry Crane. Alat pengangkat untuk mengangkat bahan baku yang menggunakan crane yaitu jenis Gantry crane Gambar 3.1 Gantry Crane

37 Dimana : 1. Trolley dan Spreader.. Boom. 3. Mesin Utama. 4. Girder. 3. Parameter yang Diamati Perhitungan yang dilakukan untuk mengetahui jenis Number of Bend (NB) yang optimum, maka perlu ada parameter-parameter yang harus diamati, yaitu : 3..1 Karakteristik Mesin Pengangkat Parameter teknis utama dari mesin pengangkat adalah kapasitas angkat, berat mati mesin tersebut, dan sebagainya. Kapasitas angkat maksimum : 40 ton Tinggi angkat Kecepatan angkat : 41 meter : 50 meter/menit Secara design mesin pengangkat di PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan jelas tampak jenis pengangkat yang digunakan yaitu Gantry crane. Terlihat dari ciri-cirinya, terletak di atas rel, mempunyai lengan penyangga (boom) sebagai pengatur posisi dan sebagai pembawa peti kemas dari tempat pengangkatan bahan kemudian memasukkan peti kemas kedalam kapal.

38 3.. Number of Bend Puli Komponen-komponen dari crane jenis gantry pada trolley ini memakai sistem puli yang dipakai adalah jenis sistem puli dengan 5 puli dengan 8 lengkungan. Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core dengan i = 6750 kg. Sistem puli ini perlu dianalisa untuk membuktikan sistem puli dengan 8 lengkungan (number of bend) yang digunakan memang adalah sistem puli yang sangat tepat untuk melakukan pengangkatan atau ada sistem puli lain mempunyai nilai ekonomis yang tinggi Kondisi Operasi Crane yang dipakai untuk membantu proses produksi di operasikan dengan bantuan kontrol dari operator. Gantry berada dilapangan terbuka. Pembagian sift kerja di PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan dibagi dengan tiga shift. Gantry bekerja untuk pengangkatan peti kemas, dengan kapasitas 80% sampai 98% dari kapasitas angkat maksimum. Dalam periode waktu 4 jam crane bekerja ± 4 jam, dengan ini crane di kategorikan mesin yang bekerja tinggi dan maksimum.

39 3.3 Perhitungan Mekanisme pada mekanisme Gantry DBB I Gambar 3. Mekanisme perhitungan dari Gantry MA = 0 W 1. ( )m + W. 1,98 By. 7 = 0 By = By = By = 35,05 Ton ( ) MB = 0 W W ( 1, ) + Ay. 7 = 0

40 -Ay = Ay = -41,05 Ton ( ) DBB II Gambar 3.3 Arah Gaya pada batang A dan B

41 Pada titik D Gamabar 3.4 Arah Gaya pada titik D Kx = 0 Ky = 0 S6 = 0 S + S5 = 0 S5 = -S S5 = -41,05 Ton ( Tekan ) Pada titik C Gambar 3.5 Arah Gaya pada titik C

42 Kx = 0 Ky = 0 S4 cos α = 0 S3 + S4 sin α S1 = 0 S4 = 0 S3 = S1 S4 sin 35,7 o S3 = 41,05 0.sin 35,7 S3 = 41,05 Ton (Tarik ) Pada titik F Gambar 3.6 Arah Gaya pada titik F Kx = 0 Ky = 0 S1 S7 = 0 S9 S5 = 0 S1 = S7 S9 = S5 S9 = 35,05 Ton

43 Pada titik G Gambar 3.7 Arah Gaya pada titik G Kx = 0 Ky = 0 S8 cos α S10 cos α = 0 S8 sin α + S10 sin α S9 = 0 S8 cos 38, S10 cos 34,94 = 0 S8 sin (38,) + S10 sin(34,94) 35,05 S8 (0,785) S10 ( 0,819 ) = 0 S8 (0,618) + S10 (0,57) = 35,05 Disubsitusikan dari Kx dan Ky ; S8 (0,618) + S10 (0,57 ) = 35,05 x 0,785 S8 (0,785) S10 ( 0,819 ) = 0 x 0,618 S8 ( 0,48513 ) + S10 ( 0,4490 ) = 184,5158 S8 ( 0,48513 ) S10 ( 0,50614 ) = 0 - S10 ( 0,95516) = 184,5158 S10 = S10 = 193,178 Ton

44 Dari persamaan Kx = 0 S8 cos 38, S10 cos 34,94 = 0 S8 cos 38, 193,178 cos 34,94 = 0 S8 ( 0,785 ) 193,178 ( 0,819 ) = 0 S8 = S8 = 01,545 Ton

45 3.4. Perhitungan Mekanisme Pengangkatan (Hoisting) pada Spreader. Perencanaan mekanisme untuk gerakan pengakatan meliputi perencanaanperencanaan : 1. Tali baja. Puli 3. Drum 4. Motor penggerak 5. Sistem Transmisi Perhitungan Tali Baja Tali baja digunakan untuk mengangkat dan menurunkan beban pada gerakan hoist. Tali baja adalah tali yang dukonstruksikan dari kumpulan-kumpulan jalinan serat (steel wire) dipintal hingga mencapai jalinan (strand), kemudian beberapa strand dijalin pula pada satu inti (core) sehingga membentuk tali. Salah satu bentuk struktur tali dapat dilihat pada gambar 3.8. Hal-hal yang mendasari pemilihan tali baja adalah : 1. Lebih ringan dibandingkan dengan rantai. Lebih tahan terhadap sentakan 3. Operasi yang tenang 4. Menunjukkan tanda-tanda yang jelas bila putus 5. Lebih fleksible.

46 Gambar 3.8 Konstruksi serat tali baja Dalam perencanaan ini berat muatan yang diangkat adalah 40 ton. Karena pada pengangkat dipengaruhi beberapa faktor, seperti overload, keadaan dinamis dalam operasi dan perubahan air yang tak terduga karena Gantry crane terdapat dipesisir pantai yang cuaca nya dapat berubah akan terjadi hujan yang dapat menambah berat dari peti kemas tersebut, maka diperkirakan penambahan beban 10% dari beban semula sehingga berat muatan yang diangkat menjadi : Q 0 = (10% x 40000) = Kg Kapasitas angakat total pesawat adalah : Q = Q 0 + G Dimana : G = Berat speader =10000 Kg.. (data survey) maka : Q = = Kg

47 sistem pengangkat ini terdiri dari dua sistem yang masing-masing sistem dibuat sedemikian rupa (gambar 3.8) dimana sistem yang pertama menggunakan satu buah tali baja dengan arah pilinan kiri dan sistem yang kedua mempunyai arah pilinan kanan. Penempatan posisi dan arah pilinan tali baja yang berbeda pada kedua sistem ini maksudnya untuk membuat kesetimbangan dalam mengangkat beban dan mengurangi beban yang terjadi pada tali baja. Diagram sistem pengangkat gerak hoist ini dapat dilihat pada gambar berikut ini : Gambar 3.8. Diagram sistem mekanisme pengangkat

48 Gambar 3.9. Diagram lengkungan tali Dari gambar 3.9 dapat dilihat diagram lengkungan tali yang dapat menentukan tegangan tali yang dapat menentukan tegangan tali maksimum baja yang terjadi. Sistem pengangkat yang direncanakan ini terdiri dari 8 buah tali penggantung, sehingga : Q = S S + S3 + S4 + S5 + S6 + S7 S8 Tegangan tali maksimum dari sistem tali puli dihitung dengan rumus : Dimana : Q S = 1 nηη Q = Kg n = Jumlah tali penggantung = 8 η = Efesiensi puli = 0,918 η 1 = Efesiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuan akibat menggulung pada drum yang diasumsikan 0,98 ( N. Rudenko hal. 41)

49 maka : S = = 7503,001 = 7503kg 8.0,918.0,98 dimana kekuatan putus tali sebenarnya P = S.K Dengan : S = 7503 Kg K = Faktor keamanan dari buku N. Rudenko hal. 4 (K = 5,5) pengoperasian medium Maka : P = ,5 = 4166,5 Kg Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core (N. Rudenko) dengan : Beban patah : Pb = 4500 Kg Tegangan patah : σ b = 180 Kg/m Berat tali : W =,81 Kg/m Diameter tali : d = 7,8 mm Maka tegangan maksimum tali yang diizinkan : S izin = K P b 4500 = = 818,18Kg 5,5

50 Tegangan tarik yang diizinkan : σ b σ izin = K 180 = 3,73 Kg 5,5 mm = Luas penampang tali baja dapat dihitung dengan rumus : F 114 = σ b K S d D m Dimana perbandingan diameter drum dan diameter tali baja lengkungan (NB) = 15 seperti terlihat pada gambar 3.9 adalah 37,5 = , = 4,07cm D min d untuk jumlah Tegangan tarik yang terjadi pada tali baja adalah : σ t = S F 114 = ,07 = 1843,49 Kg/cm = 18,435 Kg/mm. Terlihat bahwa perencanaan tali aman untuk digunakan mengingat tegangan maksimum tali yang direncanakan lebih rendah dari tegangan maksimum izin yaitu : 7503 Kg < 818,18 Kg dan tegangan tarik yang diizinkan lebih besar dari tegangan tarik yang direncanakan yaitu : 3,73 Kg/mm > 18,435 Kg/mm.

51 3.4. Perhitungan Drum Drum untuk tali baja dibuat dari yang licin dengan flens yang tinggi untuk memungkinkan menggulung tali dalam beberapa gulungan. Diameter drum : D > 10 d,dimana drum untuk tali baja terbuat dari bahan besi tuang, jarang sekali yang dari baja tuang dengan memperhitungkan gesekan bearing, maka : ŋ = ± 0,95 Ketahanan tali baja ditentukan berdasarkan umur operasi tali baja tersebut. Umur tali baja dicari dengan rumus : N = z a..z ϕβ Dimana : z = Jumlah lengkungan berulang yang menyebabkan kerusakan tali a = Jumlah siklus rata-rata perbulan Z = Jumlah siklus berulang persiklus φ = Hubungan langsung antara jumlah lengkungan dan jumlah putus tali β = Faktor perubahan gaya tekan N = Umur tali dalam bulan Z dicari dengan menentukan besar faktor kelengkungan (m) yang dicari dengan pesamaan sebagai berikut : A m = σ. C. C C 1

52 Dimana : m = Faktor pelengkungan berulang A = Perbandingan diameter drum dengan tali (37,5) σ = Tegangan tarik sebenarnya yang dialami tali (18,435 Kg/mm ) C = Faktor yang memberi karakteristik konstruksi tali dan kekuatan tarik maksimum bahan kawat yaitu, C = 0,5 (Lit 1 hal.44 ) c 1 = Faktor yang tergantung diameter tali, c 1 = 1,09 (Lit 1 hal.44 ) c = Faktor produksi dan operasi tambahan, c = 1,37 (Lit 1 hal.44 ) sehingga : m = 37,5 18,435.0,5.1,09.1,37 =,13 Dengan bantuan faktor m pada buku N. Rudenko (hal.44) didapat harga-harga untuk m (,4) sebesar , m(,6) sebesar Dengan melakukan interpolasi hargaharga ini dapat dicari nilai z, yaitu :,6,54,6, z = didapat, z = lengkungan berulang yang menyebabkan kerusakan. Merujuk pada persamaan untuk mencari umur tali diatas, harga-harga faktor a, Z,β dan φ, dapat diambil dari sebagai berikut : a = 3400 Z = 5 β = 0,3, dan φ sebesar,5

53 maka : N = = 36,165 = 36bulan ,3.,5 e = faktor tergantungnya pada konstruksi tali = 0,85 (e 1,e dari Lit 1 hal. 4) didapat : D 5.0,8.7, ,75 artinya, diameter drum dan puli sebesar 1045 mm bisa digunakan. Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali adalah H. i Z = + π. D dengan : H = tinggi angkat muatan, H = 41 meter maka : i = perbandingan sistim tali, i = 4 Z = = 51,9 (dianggap 5 lilitan) π.1045 Panjang drum kemudian dapat dicari dengan persamaan L = H. i + 1. s + l 1 π. D l 1 = 4.s 1 = 4.31 = 14 mm

54 L = π.1045 = 3595 mm Tebal dinding drum w = 0,0 D + 0,6 cm w = 0,0 104,5 + 0,6 w =,69 cm = 6,9 mm, digunakan 7 mm. Tegangan tekan pada dinding drum σ c = S w. s σ c = 7503 = 8,96 kg/cm Tegangan yang diizinkan adalah : σ i = σ c /K Dimana faktor keamanan (K) untuk beban dinamis dua arah, K = 6-8, diambil 8 sehingga : σ i = 110 = 13,75 kg/mm ; σ c < σ i ; maka drum aman digunakan. 8

55 Perhitungan puli Puli disebut juga kerek yaitu cakra yang dilengkapi tali atau rantai. Cakra merupakan suatu keping yang bundar yang disebut juga disc, terbuat dari logam dan nonlogam. Pinggiran cakra tersebut diberi alur yang berfungsi untuk laluan tali guna mentransmisikan gaya dan gerak. Puli direncanakan dengan dimensi-dimensi seperti yang terlihat pada gambar 3.10 berikut : Gambar 3.10 Puli Ukuran-ukuran dari puli ditabelkan pada tabel 3.1 dibawah yang diambil dari tabel pada buku pesawat pengangkat dengan diameter tali 7,8 mm. Tabel 3.1 Dimensi-dimensi puli Nama A b c e h L r r 1 r r 3 r 4 Ukuran Sumber : Rudenko, Mesin pemindah bahan, 1994.

56 Tekanan bidang yang terjadi sebesar : P = Q l.d 1 Dimana : P = Tekanan pada bidang gandar/poros puli Harga tekanan ini tidak boleh melebihi besar yang tercantum didalam tabel 3.. Untuk kecepatan keliling υ = 0,7 m/s, tekanan bidang poros sebesar P = 55 kg/cm. l = Panjang bush (1,5 s/d 1,8). d g. Dipilih 1,8.d g Q g = Beban puli, Q Q g = i i = perbandingan transmisi sistem puli, i pada sistem ini bernilai 8, sehingga berat beban puli 54000/8=6750 kg. Tabel 3. Tekanan bidang yang diizinkan dengan kecepatan luncur V (m/s) 0,1 0, 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1, 1,3 P (kg/cm ) Sumber : Rudenko, Mesin pemindah bahan, Diameter gandar roda puli dapat diperoleh d d d g g g 6750 = 55.1,8 d g 6750 = = 68, ,8 = 8,cm 8mm Sedangkan panjang bush adalah L = 1,8.8, = 14,8 cm

57 Perhitungan Spreader Spreader direncanakan untuk mengangkat beban dengan kapasitas yang besar, dimana pada ujung spreader tersebut dipasang bucket untuk tempat peti kemas yang akan diangkat. Jenis bucket yang akan dipakai ini mempunyai penahan yang akan masuk kedalam lubang yang ada pada peti kemas dan diangkat dengan penjepit. Adapun spreader dan ukuran-ukuran utamanya dapat dilihat pada gambar 3.11 dan 3.1 berikut : Gambar 3.11 Spreader P w1 w w3 q1 q q3 P Rax A B Ray Rby Gambar 3.1 Diagram pembebanan pada spereader

58 Dimana : W1 = q1. l1 ; W1x = q1x W = q. l W3 = q3. l3 Karena pada batang I dan III terdapat masing-masing satu buah batang, maka beban yang diterima oleh masing-masing batang akibat beban angkat spreader adalah : P 1 = Qo 6 = = 7333,33 Kg 6 Bobot total yang masing-masing diterima oleh batang adalah : P = P 1 + G 1 Dengan ; G 1 = berat bucket, direncanakan sebesar 100 Kg Maka ; P = 7333, = 7433,33 Kg Gaya reaksi yang bekerja pada masing-masing tumpuan adalah : M A = 0 l3 P(l + l 3 ) + q 3.l 3 ( l + l ) R by.l + q.l ( l1 ) q 1.l 1 ( ) P.l 1 = 0 Maka : R by = P( l l l3) + q3. l3( + l ) + q. l ( ) q1. l1( ) P. l1 l l l

59 dimana : q = berat per meter batang II, q = 4 Kg/mm q1 = berat per meter batang I dan III, q1 = 56,7 Kg/mm R by 1,5,1 1,5 7433,33(,1 + 1,5) + 56,7.1,5( +,1) + 4.,1( ) 56,7.1,5( ) 7433,33.1,5 =,1 = 7543,58 Kg M B = 0 l 3 l l1 -P.l 3 - q 3.l 3 + q.l - R ay.l + q 1.l 1 + l + P(l 1 + l ) = 0 Ray = l l l l ( l l ) 3 1 P. l3 q3. l3 + q. l + q1. l1 + l + P 1 + = 7543,58 Kg.

60 Momen Lentur yang terjadi pada tumpuan A : 0 x L1 P w1 q1 x 1/ x V A' M N Gambar 3.13 Diagram Benda Bebas pada Tumpuan A MA = 0 M + W1x. ½ x + Px = 0 M + q1x. ½ x + Px = 0 M + ½ q1x + Px = 0 M = ½ q1x Px Untuk x = 0 MA = ½ q1x Px MA = ½ 56,7 ( 0 ) 7433,33 ( 0 ) MA = 0 Untuk x = L1 MA = ½ q1x Px MA = Px + ½ q1x

61 MA = 7433,33. 1,5 + ½. 56,7. ( 1,5 ) MA = 1113,78 Kg. M Momen Lentur yang terjadi pada tumpuan B : L1 x L1 + L ; dimana Wx = q. ( x- L1 ) 1 x 1/(x-L1) q V M P L 1 A (x-l1) B' N x Ray (x- 1/ L 1 ) Gambar 3.14 Diagram Benda Bebas pada Tumpuan B MB = 0 M B + Px + W1 ( x ½ L1 ) Ra ( x L1 ) + Wx ( ½ ( x- L1 ) ) = 0 M B + Px + q1.l1 ( x ½ L1 ) Ra ( x L1 ) + q ( x L1 ) ( ½ ( x L1 ) = 0 M B + Px + q1.l1 ( x ½ L1 ) Ra ( x L1 ) + ½ q ( x L1 ) = 0 M B = - Px q1.l1 ( x ½ L1 ) + Ra ( x L1 ) ½ q ( x L1 ) = 0 Untuk x = L1 M B = - Px q1.l1 ( x ½ L1 ) M B = - P ( L1 ) q1.l1 ( L1 ½ L1 ) M B = ,33 ( 1,5 ) 56,7. 1,5 ( 1,5 ½ 1,5 )

62 M B = ,785 Kg. M Untuk x = L1 + L M B = - P ( L1 + L ) q.l1 ( L1 + L ½ L1 ) + Ra ( L1 + L ) ½ q ( L1 + L L1 ) M B = - P ( L1 + L ) q1.l1 ( ½ L1 + L ) + Ra ( L ) ½ q L M B = ,33 ( 1,5 +,1 ) ( 56,7. 1,5 ) ( ½. 1,5 +,1 ) ,58. (,1 ) ½ ( 4 ) (,1 ) M B = ,785 Kg. M Momen maksimum yang terjadi pada batang I dan III adalah : l 1 M A = P.l 1 + q.l 1 = 7433,33. 1,5 + 56,7. 1,5 1,5 = 1113,78 Kg.m Tegangan lentur yang terjadi pada batang I dan III adalah : σ W 1 = M Z max 1 (lit. 6, hal 40) dimana ; Z 1 = momen tahanan penampang batang I dan III (1171,3 cm 3 ) sehingga : σ W 1 = σ W = 1113, ,3 = 957,38 Kg/cm Tegangan lentur yang terjad pada batang II adalah :

63 σ W 3 = M Z max 3 (lit. 6, hal 40) dimana ; sehingga : Z 3 = momen tahanan penampang batang II (140, cm 3 ) σ W 3 = 1113,78 140, = 799,73 Kg/cm Bahan yang dipilih SNCM 1 dengan kekuatan tarik adalah 85 Kg/mm (Sifat mekanis baja paduan). Jadi tegangan lentur yang diizinkan adalah : σ 1 σ W = K (lit. 6, hal 40) = 8500 = 1416,67 Kg/cm 6 Dari perhitungan diatas terlihat speader aman untuk digunakan karena tegangan izinnya lebih besar dari kekatan tarik perancangan bak pada batang I dan II maupn pada batang III Perhitungan Motor Penggerak untuk Spreader Tenaga penggerak yang digunakan untuk mengangkat direncanakan berasal dari daya motor listrik dengan memakai dua elektromotor. Besarnya daya yang dibutuhkan oleh masing-masing elektromotor dapat dihitung dengan rumus : Q /. ν N = (lit. 1, hal 34) 75. η tot

64 Dengan : η = effisiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,8 dengan tiga pasangan roda gigi penggerak (Lit 1, hal 99) v = kecepatan angkat, direncanakan, v = 4 m/min = 0,7 m/det sehingga : x0,7 N = = 315Hp 75.0,8 Maka dipilih elektromotor dengan N = 30 Hp, putaran (n) = 980 rpm disesuaikan dengan standar, jumlah kutub 6 buah, momen girasi rotor (GD rate = 97,75 kg.m ). Momen gaya ternilai dari motor (M rated ) adalah : M M rated rated N = 7160x n rated rated 30 = 7160x = 3386,1kg. cm 980 (lit. 1, hal 300) Bahan poros penggerak dipilih S30C dengan kekuatan tarik bahan σ P = 4800 kg/cm. (Sifat baja karbon untuk konstruksi mesin) Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σ P σ i = K dimana K adalah faktor keamanan dan diambil K = σ = 8 i = 600kg / cm

65 Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σ σ k k = 0,7 = 0,7 ( σ i ) ( 600) = 40kg / cm Maka diameter poros penggerak : d d d P P P 3 3 M 0, 6,3cm rated ( σ ) k 3386,1 0, ( 40) Dipilih diameter poros penggerak d p = 65 mm diambil dari tabel pada (Diameter poros). Momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus : GD kop = 4. g. I (lit. 1, hal 89) dimana : g = percepatan gravitasi, g = 9,81 m/dt Maka : I = Momen inersia kopling, I = 0,78 cm/dt ( 9,81)( 0,0078) 0,306kg. = 4 m (lit. 1, hal 300) GD kop = Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah : GD kop = GD kop + GD rot = 0,36 +97,75 = 98,056 kgm Momen gaya dinamis (M din ) dapat dihitung :

66 M din δgd n 0,975QV = + (lit. 1, hal 93) 375t nt η s s dimana : δ = koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 s/d 1,5) t s = waktu star (3 s/d 8) maka : M M din din 1,1.98, ,975 = = 99,44kgm ( 54000)( 0,7) ( 980 ).3.( 0,8) momen gaya motor yang diperlukan pada saat star adalah : M = M + M (lit. 1, hal 96) mot st din Momen statis (M st ) poros motor adalah : M M st st N = 7160x n 315 = 7160x 980 = 30,07kgcm (lit.1, hal 300) maka : Mmot = 30,1 + 99,44 = 39,65 kgm Pemeriksaan motor terhadap beban lebih adalah sebagai berikut : M max < M rated,5 (lit.1, hal 96) Dimana : M M M max max = M mot 39,65 = = 1,41 33,86 (lit.1, hal 300) rated

67 Harga 1,41 <,5, maka motor aman untuk digunakan Perhitungan Transmisi Mekanisme Spreader Pada perencanaan transmisi mekanisme pengangkat ni digunakan sistem roda gigi yang berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak. Roda gigi yang dipakai adalah roda gig lurus empat tingkat yang terpasang pada poros elektromotor. Pada sistem pengangkat ini digunakan dua elektromotor yang terpasang pada satu poros yang diantaranya dipasang transmisi roda ggi yang menenruskan putaran kecakra drum. Adapun bentuk transmisi pengangkat ini dapat dilihat pada gambar 3.15 berikut ini. Gambar 3.15 Transmisi mekanisme pengangkat Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme pengangkat dperoleh : - Daya motor penggerak, N 1 = 30 Hp / 38,7 kw.

68 - Putaran motor, n 1 = 980 rpm. - Kecepatan agkat, v = 0,7 m / det. - Diameter drum, D = 1045 mm. Kecepatan tali baja dari drum adalah : V d = i puli. v (Lit 1, hal 34) Dimana; i puli = perbandingan transmisi pul, i puli = Maka : V d = ( 0,7 ) = 1,4 m / det. Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : n d = 60. V d π. D (Lit 1, hal 35) = 60.1,4 π.1,04 = 7,58 rpm Perbandingan transmisi total adalah : i = n 980 = 7, 58 n d (Lit 1, hal 34) Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama dan kedua diambil i 1 = 4,6 dan i = 4 Maka : i 3 = i i.i 1 = 35,53 4,6(4) = 1,93

69 Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Pertama Direncanakan transmisi tingkat pertama sebagai berikut : Sudut tekan α = 0 0 Jumlah gigi Z 1 = 10 Torsi T c = N n 1 1 (lit.6, hal 13) = ,7 980 = 3,3 Nm Modul m = 15 Lebar gigi b = (6 atau 10) (Lit, hal 40) = = 150 mm Tinggi kepala gigi h k = m = 15 mm (Lit 6, hal 30) Tinggi kaki gigi h f = 1,. m = 1,. 15 = 18 mm Jumlah gigi roda gigi Z = i 1. Z 1 (Lit, hal 16) = 4,6. 10 = 46 Jarak sumbu poros a = m ( Z 1 + Z ) (Lit, hal 16)

70 = ( 10 46) 15 + = 40 mm Diameter jarak bagi d o1 = m. Z 1 (Lit 3, hal 33) = 15 (10) = 150 mm d o = m. Z = 15 (46) = 690 mm Kelonggaran puncak c k = 0,5. m (Lit 3, hal 30) = 0,5 (15) = 3,75 mm Diameter dasar d b1 = d o1 h f (Lit 3, hal 33) = = 114 mm d b = d o h f = = 658 mm Diameter kepala d k1 = d o1 + m (Lit 3, hal 33) = (15) = 180 mm d k = d o + m = (15) = 70 mm Jarak bagi lingkaran t o1 = t o = π. M (Lit 3, hal 33) = 3, = 47,1 mm Tinggi gigi H =. m + c k (Lit, hal 19) = (15) + 3,75 = 33,75 mm

71 Diameter kaki d f1 = d k1 H (Lit, hal 48) = 180 (33,75) = 11,5 = 113 mm d f = d k H = 70 (33,75) = 65,5 = 653 mm Tebal gigi S o1 = S o = m. π (Lit 3, hal 30) = 15. π = 3,55 mm Gambar 3.16 Nama-nama bagian roda gigi

72 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat Pertama Perhitungan kekuatan roda gigi tingkat pertama sangat penting untuk diperiksa karena saat roda gigi berputar antara roda gigi yang satu dengan yang lainnya akan terjadi benturan dan gesekan. Gambar 3.17 Gaya pada roda gigi Kecepatan keliling roda gigi 1 dan dapat dihitung dengan rumus : v = π. d. n o1 1 60(1000) (Lit, hal 38) v o1 = v o = 3, = 7,69 m/det Gaya tangensial yang bekerja pada roda gigi 1 dan adalah :

73 Ft = 10. N v o 1 1 (Lit, hal 38) = 10.38,7 7,69 = 3166,37 kg Tegangan geser yang terjadi pada roda gigi1 dan adalah : τ = F t (Lit 5, hal 843) A dimana ; A = b.h = ,75 = 506,5 mm sehingga ; τ = 3166,37 506,5 = 0,65 kg/mm Tegangan lentur yang terjadi dapat dicari dengan rumus : σ a = F1 b. my.. f v (Lit, hal 40) dengan : Y = faktor bentuk gigi Y 1 = 0,01 untuk Z = 10 Y = 0,401 (interpolasi) untuk Z = 46 f v = faktor dinamis, yang untuk kecepatan rendah dirumuskan dengan :

74 = v (Lit, hal 40) = ,69 = 0,8 maka : - untuk roda gigi 1 : σ a = - untuk roda gigi : σ a = 3166, ,01.0,8 3166, ,401.0,8 = 5 kg/mm = 1,53 kg/mm Bahan untuk roda gigi 1 adalah S 35 C yang memiliki tegangan lentur izin (σ a1 ) = 6 kg/mm dan kekuatan tarik (σ b1 ) = 5 kg/mm sedangkan untk roda gigi bahannya adalah FC 30 yang memiliki tegangan lentur izin (σ a ) = 13 kg/mm dan kekuatan tarik (σ b ) = 30 kg/mm. data-data bahan tersebut terdapat dalam sifat-sifat baja karbon untuk konstruksi mesin. Tegangan geser izin dapat dihitung dengan rumus : τ a = σ b Sf 1 + Sf (Lit, hal 49) dengan : Sf 1 = faktor keamanan untuk bahan S-C dengan pengaruh massa = 6 maka : Sf = faktor keamanan dengan pengaruh kekasaran permukaan =,5 - untuk roda gigi 1 : τ a = 5 = 6,1 kg/mm 6 +,5

75 - untuk roda gigi : τ b = ,5 = 3,53 kg/mm Dari hasil perhitungan terlihat bahwa tegangan geser dan tegangan lentur yang diizinkan ternyata lebih besar dari tegangan geser dan tegangan lentur yang direncakan sehingga aman untuk digunakan Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Kedua Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu : Perbandingan transmisi i = 4 Modul m = 0 Lebar gigi b = 00 mm Tinggi kepala gigi h k = 0 mm Tinggi kaki gigi h f = 4 mm Jumlah gigi roda gigi 3 Z 3 = 18 Jumlah gigi roda gigi 4 Z 4 = 68 Jarak sumbu poros a = 850 mm Diameter jarak bagi d o3 = 340 mm d o4 = 1360 mm Diameter dasar d b3 = 9 mm d b4 = 131 mm Diameter kepala d k3 = 380 mm d k4 = 130 mm

76 Jarak bagi lingkaran t = 6,8 mm Tinggi gigi H = 45 mm Diameter kaki d f3 = 90 mm d f4 = 130 mm Tebal gigi S = 31,4 mm Putaran poros I adalah n 1, dengan : i 1 = n 1 = n Z Z 1 maka putaran poros II adalah : n = n 1. Z Z 1 = n 3 = Putaran poros III adalah : = 13,04 rpm n 4 = n. Z Z 4 3 = 13, = 53,6 rpm - Kecepatan keliling roda gigi 3 dan 4 : v o3 = v o4 = 3,8 m/det - Gaya tangensal yang dialami : F t = 6407,7 kg - Tegangan geser yang dialami : τ = 0,7 kg/mm - Tegangan lentur yang terjadi : σ a3 = 7 kg/mm : σ a4 = 5 kg/mm Bahan roda gigi 3 yang dipilih adalah FC 0 dengan tegangan lentur yang diizinkan σ a3 = 9 kg/mm dan kekuatan tarik σ b3 = 0 kg/mm. Bahan roda gigi 4 yang dipilih adalah FC 15

77 dengan tegangan lentur yang diizinkan σ a4 = 15 kg/mm dan kekuatan tarik σ b4 = 15 kg/mm. Tegangan geser izin pada masing-masing roda gigi adalah : τ a3 =,3 kg/mm τ a4 = 1,76 kg/mm Rancangan ini juga aman digunakan baik karena tegangan geser maupun tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan geser maupun tegangan lentur yang direncanakan Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Ketiga Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 5 dan 6, yaitu : Perbandingan transmisi i 3 = 1,93 Modul m = 5 Lebar gigi b = 50 mm Tinggi kepala gigi h k = 5 mm Tinggi kaki gigi h f = 30 mm Jumlah gigi roda gigi 5 Z 5 = 0

78 Jumlah gigi roda gigi 6 Z 6 = 48 Jarak sumb poros a = 950 mm Diameter jarak bagi d o5 = 475 mm d o6 = 100 mm Diameter dasar d b5 = 415 mm d b6 = 1140 mm Diameter kepala d k5 = 55 mm d k6 = 150 mm Jarak bagi lingkaran t = 78,5 mm Tinggi gigi H = 56,5 mm Diameter kaki d f5 = 41,5 mm d f6 = 1137,5 mm Tebal gigi S = 39,5 mm Putaran poros I adalah n 1, dengan : i 1 = n 1 = n Z Z 1 maka putaran poros IV adalah : n 4 = 53,6 rpm = n 5 Putaran poros VI adalah : n3. Z n 6 = Z 6 5

79 = 53, = 1,08 rpm - Kecepatan keliling roda gigi 5 dan 6 : v o5 = v o6 = 1,3 m/det - Gaya tangensal yang dialami : F t = 18446,5 kg - Tegangan geser yang dialami : τ = 1,3 kg/mm - Tegangan lentur yang terjadi : σ a5 = 13,5 kg/mm : σ a6 = 10,4 kg/mm Bahan roda gigi 5 yang dipilih adalah SC 46 dengan tegangan lentur yang diizinkan σ a5 = 19 kg/mm dan kekuatan tarik σ b5 = 46 kg/mm. Bahan roda gigi 6 yang dipilih adalah FC 5 dengan tegangan lentur yang diizinkan σ a6 = 11 kg/mm dan kekuatan tarik σ b6 = 5 kg/mm. Tegangan geser izin pada masing-masing roda gigi adalah : τ a5 =,3 kg/mm τ a6 = 1,76 kg/mm Rancangan ini juga aman digunakan baik karena tegangan geser maupun tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan geser maupun tegangan lentur yang direncanakan.

80 Dari hasil diatas didapat perbandingan transmisi dari roda gigi 1 sampai dengan 6 Tabel 3.3 Spesifikasi Roda gigi Roda Roda gigi Roda gigi Roda gigi Roda gigi Roda gigi Roda gigi gigi Dimensi Jumlah gigi ( Z ) Lebar gigi ( b ) Diameter Dasar ( db ) Tinggi gigi ( H ) Tebal gigi ( S ) Jarak sumbu poros ( mm 150 mm 00 mm 00 mm 50 mm 50 mm 114 mm 658 mm 9 mm 131 mm 415 mm 1140 mm 33,75 mm 33,75 mm 45 mm 45 mm 56,5 mm 56,5 mm 3,55 mm 3,55 mm 31,4 mm 31,4 mm 39,5 mm 39,5 mm 40 mm 40 mm 850 mm 850 mm 950 mm 950 mm

81 a ) Diameter jarak bagi (do ) Diameter kepala ( dk ) Modul ( m ) 150 mm 690 mm 340 mm 1360 mm 475 mm 100 mm 180 mm 70 mm 380 mm 130 mm 55 mm 150 mm Perhitungan Sistim Rem Untuk Mekanisme Spreader Pada pesawat pengangkat rem tidak hanya dipergunakan untuk menghentikan beban tetapi juga untuk menahan beban pada waktu diam dan mengatur kecepatan pada saat menurunkannya. Adapun bentuk dan komponen utama dari rem yang akan direncanakan dapat dilihat pada gambar 3.18 berikut ini.

82 Gambar 3.18 Sistim rem pengangkat. breake). Pada perencanaan ini jenis rem yang dipergunakan adalah jenis rem cakra (disc Daya statik pengereman yang dipakai adalah : QV.. η N br =.75 (Lit 1, hal 9) Dimana : Q = Kapasitas angkat V = Kecepatan angkat = 0,7 m/det η = effisiensi total mekanisme = 0,8 maka : N br = ,7.0,8.75 = 01,6 Hp

83 Momen statis pada saat pengereman adalah : M st = 7160 N n br br (Lit 1, hal 9) = ,6 980 = 147,33 kg.m Momen gaya dinamik saat pengereman adalah : dimana : δ. GD. n 0,975. QV. M din = t n. br t br. η t br = Waktu untuk pengereman, untuk mekanisme pengangkatan, V>1 m/s = 1,5 detik (mekanisme pengangkat dan penjalan) (Lit 1, hal 94) δ = Koefisien efek massa bagian mekanisme transmisi (δ = 1,1 1,5) diambil 1, (Lit 1, hal 93) maka : M din = 1,(98,056).980 0, ,7.0,8 + = 70,3 kg.m 375.1, ,5 Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : M br = M din + M st (Lit 1, hal 97) = 70, ,33 = 417,63 kg.m Ukuran-ukuran diameter dan lebar cakram dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ni :

84 b.r m = M br. β π. µ.p (lit.8, hal 51) dimana : b = lebar cakra rem (cm) r m = radius rata-rata cakram (cm) β = koefisien pengereman, (1,75 ) (Karakteristik Material Gesek) μ = koefisen gesekan, (0,35 0,65) (Karakteristik Material Gesek) P = tekanan permukaan yang diizinkan, (0,5 7) b r m = 0, s/d 0,5 (lit.8, hal 51) maka : 0,. r m 3 = 41763() π.0,45(6) r m = 3 493,54 0, = 9,1 cm maka : b = 0,. r m = 0,. 9,1 = 5,8 cm Diameter dalam cakram rem adalah : D i = r m b (lit.8, hal 51)

85 = (9,1) 5,8 = 5,4 cm Diameter luar cakram rem adalah : D o = r m + b (lit.8, hal 51) = (9,1) + 5,8 = 64 cm Gaya dorong aksial (S) untuk permukaan gesek adalah : S = M br Z.µ. r m (Lit 1, hal ) dengan jumlah permukaan gesek (Z) =, maka : S = 4176 (0,45)9,1 = 1594,6 kg Tekanan permukaan yang terjadi adalah : P = F S (Lit 1, hal 3) Dimana : F = luas permukaan kontak = π(r o r i ) (Lit 1, hal 3) = 3,14(3 6, ) = 1060,47 cm maka : P = 1594,6 1060,47 = 1,5 kg/cm

86 Harga tekanan permukaan kontak ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu untuk bahan asbes pada logam P = (0,5 s/d 7) kg/cm, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat Perhitungan Mekanisme Trolley Trolley dirancang sedemikian rupa sebagai tempat bergantungnya spreader, disamping harus dapat menahan beban yang diangkat, trolley juga berfungsi sebagai pembawa beban yang mekintas diatas rel pada grinder Perhitungan Tali Baja Gaya maksimum yang bekerja pada roda trolley adalah : Dimana : P max Q + q = (Lit 1, hal 37) 4 q = berat trolley dan jabin utama (0000)kg diambil dari data survey

87 Maka : Pmax = = 18500kg 4 Faktor perhitungan kecepatan gelinding adalah: ( 0,s / d ) V w H = 1 (Lit 1, hal 61) dimana : V w = kecepatan gelinding direncanakan m/det Sehingga : H = 0,5 x = 1 Bahan roda trolley S30C dengan kekuatan tarik, σ t = 4800 kg/cm. Diameter roda trolley dapat dicari dengan rumus : D w = 600 σ c P. max H bw (Lit 1, hal 60) Dimana : σ c = Tegangan tekan izin pada roda trolley, diambil σ c = 4000 kg/cm b w = lebar roda trolley, direncanakan b w = 15 mm Sehingga : d w = = 66,6cm, diambil67cm ,5

88 Diameter poros roda trolley dapat ditentukan dengan rumus : d w,. P. max L = 3 (Lit, hal 1) 10 σ b Dimana : L = jarak plat gantungan dengan roda trolley (direncanakan L = 5 cm). dan bahan poros diplih S45C dengan kekuatan tarik σ t = 7000 kg/cm. dan tegangan lentur izin σ b = 3000 kg/cm. Maka : 10, d w = 3 = 11,63cm, diambil1cm Tahanan akibat gesekan pada roda trolley adalah : 0,01( dw W 1 = ( Q + q) D W + ) K Dimana : μ = koefisien gesek pada bantalan (0,01) K = koefisien gesek roda gelinding (0,05) Maka : 0,01(1 + )0,05 W 1 = ( ) 67 = 4,99 kg Tahanan pada cakra mekanisme pengangkat adalah : W = T. V (Lit 1, hal 84) Dimana ; T = tegangan tali baja maksimum. V= tegangan tali baja.

89 Dimana : T = ε.s dan S V = 1 (Lit 1, hal 84) ε Gambar 3.19 Diagram untuk menentukan tahanan gesek Dari diagram sistem mekanisme pengangkat diketahui bahwa : Q = + S 5 + S 6 + S 7 + S 8 (Lit 1, hal 84) Dimana : S 1 = S 3 = S 5 = S 7 S = S 4 = S 6 = S 8 Maka: Q = 4(S 1 + S ) Dengan :

90 S = ε.s 1 (Lit 1, hal 84) Sehingga : gaya tarik baja pada tali 1 adalah : S = Q 4 ( ε + 1) dimana ; ε = faktor tahanan puli (untuk puli dengan bantalan rol = 1,03) sehingga : S1 = = 6650, 5Kg 4(1,03 + 1) Gaya tarik baja pada tali adalah : S = 1, ,5 = 6849,76 Kg Sehingga : T = 1, ,76 = 7055,5 Kg 6650,5 Dan : V = = 6456, 55Kg 1,03 Maka : W = 7055,5 6456,55 598, 7Kg = Gambar. 3.0 Diagram untuk menentukan tahanan cakram

91 Gambar.3.1 Diagram sistem trolley Lengkungan tali baja yang diizinkan : 1 f = X max (Lit 1, hal 84) 0 dimana ; X max = jarak pada lengkungan maksimum = 77 m (survey) Gambar.3. Diagram untuk menentukan tegangan tali Maka : 1 f = 77 = 0,385m 0 x = 1. X = 1.77 max = 38,5m Tegangan tali baja tegangannya sendiri :

92 S qr. X = (Lit 1, hal 85). f Tipe tali baja yang dipilih adalah 6 x fibre core dengan diameter d r = 3,9 mm serta berat per meter tali q r =,1 Kg/m. Maka :,1.38,5 S = = 454,5Kg..0,385 Tegangan tali maksimum yang terjadi : S max W1 + W + S = η dimana ; η = effesiensi cakra, untuk enam buah cakra = 0,838 maka : 4, , ,5 S max = = 6081Kg 0,838 Beban patah tali baja : P = S max.k Dengan ; K = faktor keamanan = 5,5 Maka : P = ,5 = 33445,5 Kg. Dari hasil perhitungan diatas, beban patah yang terjadi masih dibawah beban patah yang diizinkan yaitu, Pb = Kg. untuk tali baja dengan σ b = Kg/cm. Tegangan tali baja maksimum yang diizinkan adalah : S S b b Pb = K = = 6600kg / cm 5,5

93 Tegangan tarik baja yang diizinkan : σ σ t = K σ t = = 37,73kg / cm 5,5 Luas penampang tali baja adalah : F 114 S = σ b d K D min ( 5000) Dari gambar. 3.3 terlihat bahwa jumlah lengkungannya 1, karena simetris. Maka, NB = 6 sehingga; d untuk jumlah kelengkungan 6 adalah 1/8. D min Sehingga : 6081 F = ( 50000) 5, = 4, 08 cm

94 Gambar. 3.3 Diagram lengkungan Tegangan tarik yang terjadi : S σ t = F max = = 1490,4kg / cm 4,08 Perbandingan antara diameter drum dan diameter tali baja : A = D / d = m. σ. c. c c 1. Dengan : σ = Tegangan tarik sebenarnya pada tali = 1490,4 kg/cm c = Faktor karakteristik konstruksi tali baja dan tgangan patah dari material, untuk tali baja 6 x 19 seal dan σ b = 180 kg/mm, C = 0,7 c 1 = Faktor yang tergantung diameter tali baja, d r = 3,9 mm, c 1 = 1,04 c = Faktor produksi dan operasi tambahan, c = 1,37 Maka : m = A σ. c. c1. c = 14,904 8 ( 0,7)( 1,04)( 1,37) = 1,88 Untuk m = 1,88 didapat jumlah lengkungan berulang Z dari tabel dan perhitungan secara interpolasi didapat Z = Maka umur tali baja dapat ditentukan dengan rumus : Z N = a. Z.β.µ

95 Dengan : a = Jumlah siklus rata-rata perbulan Z = Jumlah lengkungan berulang persiklus kerja (3) Β = Faktor perubahan daya tahan tali = 0,4 μ = Hubungan antara jumlah lengkungan dengan putusan dalam tali =,5 Maka : N = ( 0,4)(,5) = 30,6 Bulan Perhitungan Drum Dimensi-dimensi lain dari drum ini, dengan diameter tali 3,9 adalah sebagai berikut : r 1 = 13,4 mm r = 6,8 mm c 1 = 5,9 mm Perhitungan tali memberikan besar perbandingan D min /d = 8 Sehingga D min = 8 x 3,9 mm D min = 669, mm, diambil sebesar 670 mm. Diameter ini diperiksa terhadap diameter yang diizinkan dengan menggunakan rumus sebagai berikut :

96 D e1. ed Dimana : e 1 = 0, untuk crane dengan penggerak daya dan operasi ringan e = 0,95 Didapat : D 5.0,95.3, ,1 Artinya, diameter drum dan puli sebesar 670 mm bisa digunakan. Tebal dinding drum w = 0,00 D + 0,6 cm w = 0, = 3,4 mm, digunakan 8 mm Tegangan tekan pada dinding drum σ c = = S w. s 6081 = 810,36kg / cm,8.,68 Bahan drum dipilih FCD 70 dengan kekuatan tarik σ c = 7000 kg/cm Tegangan yang diizinkan adalah : σ c σ i = K Dimana faktor keamanan (K) untuk beban dinamis dua arah, K = 6 8, sehingga :

97 7000 σ = 8 i = 875kg / cm σ c σ i ; maka drum aman dalam pemakaian Perhitungan Puli Diameter puli atau drum adalah 670 mm dan diameter tali maka dapat diperoleh ukuran-ukuran utama yang lain seperti yang terlihat pada tabel 3.4 dibawah ini. Tabel 3.4 Dimensi puli mekanisme trolley Nama a b C e h l r r 1 r r 3 r 4 Ukuran 64,7 49,7 10 1,5 36,8 17,9 14, ,9 14,8 Sumber : Rudenko, Mesin pemindah bahan, Perhitungan Motor Penggerak Tahanan total untuk menggerakkan Trolley : W = W + W 1 = 4, ,7 = 841,69kg Daya motor penggerak yang dibutuhkan pada kecepatan konstan : W V N = 75η.. 1 tot

98 Dengan : η = Effesiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,8 dengan tiga pasang roda gigi penggerak V t = Kecepatan jalan trolley (Direncanakan = m/detik) Sehingga : 841,69. N = = 8, 05Hp 75.0,8 Maka dpilih elektromotor dengan N = 40 Hp, putaran (n) = 975 rpm disesuaikan dengan standart, jumlah kutub 6 buah, momen girasi motor (GDrot = 10,4 kg.m ). Momen gaya ternilai dari motor (M rated ) adalah : M rated = 7160 x N n rated rated 00 = 7160 x = 14616,3 kg.cm 980 Bahan poros penggerak dipilih S35C dengan kekuatan tarik bahan σ p = 500 kg.cm. Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σ p σ i = K dimana K adalah fator keamanan, K = 8 σ i = 500 = 650 kg/cm 8 Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σ k = 0,7 (σ i ) = 0,7 (650) = 455 kg/cm Maka diameter poros penggerak adalah :

99 d p 3 M rated ( σ ) 0, k d p ,3 0, ( 455) d p 5,43 cm Dipilih diameter poros penggerak d p = 60 mm diambil dari tabel standar poros. Momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus : GD kop = 4.g.l dimana : g = percepatan gravitasi, g = 9,81 m/det l = momen inersia kopling, l = 0,0008 kg.cm/det maka : GD kop = (9,81)(0,0008) = 0,03139 kg.m Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah : GD = GD kop + GD rot = 0, ,09 = 61,1 kg.m Momen gaya dinamis (M din ) dapat dihitung dengan cara : δ. GD. n 0,975. QV. M din = t. n.. η s t s dimana :

100 δ = koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 s/d,5) t s = waktu (1,5 s/d 5) maka : M din = 1,5.61, = 80,7 kg.m ( ) ( 980 ).3.( 0,8) 0, ,1 + Momen gaya motor yang diperlukan pada saat stater adalah : M mot = M st + M din Momen statis poros motor adalah : M st = 7160 x n N = 7160 x 166,6 980 = 1175,4 kg.m maka : M mot = 1175, = 00,4 kg.m Pemeriksaan motor terhadap beban lebih adalah : M M maks rated <,5 dimana : M maks = M mot M M maks rated 00,4 = 14175,4 = 1,4 Harga 1,4 <,5 ; maka motor aman untuk dipakai.

101 3.5.5 Perhitungan Transmisi Mekanisme Trolley Sistim transmisi roda gigi mekanisme trolley sama dengan sistim transmisi mekanisme pengangkat. Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme trolley diperoleh : - Daya motor penggerak, N 1 = 40 Hp/9,84 kw - Putaran motor,n 1 = 975 rpm - Kecepatan angkat, v = m/det - Diameter drum, D = 670 mm Kecepatan tali baja dari drum adalah : V d = i puli. v Dimana ; maka : i puli = perbandingan transmisi puli, i puli = 1 V d = 1() = m/det Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : n d = 60. V d π. D

102 60. = π.0,67 = 57 rpm Perbandingan transmisi total adalah : i = n n d = 975 = 17,1 57 Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama dan kedua diambil i 1 = 3,5 dan i =,8 Maka : i 3 = i i 1.i = 17,1 3,5(,8) = 1, Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Pertama Seperti pada perhitungan dimensi roda gigi mekansisme pengangkat, maka untuk menentukan dimensi-dimensi roda gigi mekanisme trolley dilakukan dengan cara yang sama. Dimensi-dimensi roda gigi mekanisme trolley direncanakan seperti dibawah ini : Perbandingan transmisi i 1 = 3,5 Sudut tekan α = 0 0 Modul m = 4 Lebar gigi b = 40 mm Tinggi kepala gigi h k = 4 mm

103 Tinggi kaki gigi h f = 4,8 mm Jumlah gigi roda gigi 1 Z 1 = 30 Jumlah gigi roda gigi Z = 105 Jarak sumbu poros a = 70 mm Diameter jarak bagi d o1 = 10 mm d o = 40 mm Diameter dasar d b1 = 110,4 mm d b = 410,4 mm Diameter kepala d k1 = 18 mm d k = 48 mm Jarak bagi lingkaran t = 1,56 mm Tinggi gigi H = 9 mm Diameter kaki d f1 = 110 mm d f = 410 mm Tebal gigi S = 6,8 mm Kecepatan keliling V o1 = V o = 6,1 m/det Gaya tangensial yang terjadi F t1 = F t = 497,3 kg Tegangan geser yang terjadi τ 1 = τ = 1,38 kg/mm Tegangan lentur yang terjadi σ a1 = 6,4 kg/mm σ a = 1 kg/mm Bahan roda gigi 1 dipilih S45C dengan σ a = 30 kg/mm dan σ b = 58 kg/mm

104 Bahan roda gigi dipilih S35C dengan σ a = 6 kg/mm dan σ b = 5 kg/mm Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Kedua Daya dari poros elektromotor diteruskan keporos roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu : Perbandingan transmisi i =,8 Modul m = 5 Lebar gigi b = 50 mm Tinggi kepala gigi h k = 5 mm Tinggi kaki gigi h f = 6 mm Jumlah gigi roda gigi 3 Z 3 = 30 Jumlah gigi roda gigi 4 Z 4 = 84 Jarak sumbu poros a = 85 mm Diameter jarak bagi d o3 = 150 mm d o4 = 40 mm Diameter dasar d b3 = 138 mm

105 d b4 = 408 mm Diameter kepala d k3 = 160 mm d k4 = 430 mm Jarak bagi lingkaran t = 15,7 mm Tinggi gigi H = 11,5 mm Diameter kaki d f3 = 137,5 mm Tebal gigi S = 7,85 mm Kecepatan keliling V o3 = V o4 =,18 m/det Gaya tangensial yang terjadi F t3 = F t4 = 1396, kg Tegangan geser yang terjadi τ 3 = τ 4 =,5 kg/mm Tegangan lentur yang terjadi σ a3 = 7 kg/mm σ a4 = kg/mm Putaran poros II n = n 3 = 78,57 rpm Putaran poros III n 4 = n 5 = 99,48 rpm Bahan roda gigi 3 dipilih S45C dengan σ a = 30 kg/mm dan σ b = 58 kg/mm Bahan roda gigi 4 dipilih S35C dengan σ a = 6 kg/mm dan σ b = 5 kg/mm Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Ketiga Daya dari poros elektromotor diteruskan keporos roda gigi tingkat ketiga, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 5 dan 6, yaitu :

106 Perbandingan transmisi i 3 = 1,7 Modul m = 6 Lebar gigi b = 60 mm Tinggi kepala gigi h k = 6 mm Tinggi kaki gigi h f = 7, mm Jumlah gigi roda gigi 5 Z 5 = 40 Jumlah gigi roda gigi 6 Z 6 = 68 Jarak sumbu poros a = 34 mm Diameter jarak bagi d o5 = 40 mm d o6 = 408 mm Diameter dasar d b5 = 5,6 mm d b6 = 393,6 mm Diameter kepala d k5 = 5 mm d k6 = 40 mm Jarak bagi lingkaran t = 18,84 mm Tinggi gigi H = 13,5 mm Diameter kaki d f5 = 5 mm d f6 = 393 mm Tebal gigi S = 9,4 mm Kecepatan keliling V o5 = V o6 = 0,41 m/det Gaya tangensial yang terjadi F t5 = F t6 = 743,6 kg

107 Tegangan geser yang terjadi τ 5 = τ 6 = 9,16 kg/mm Tegangan lentur yang terjadi σ a5 = 60,4 kg/mm σ a6 = 55 kg/mm Putaran poros IV n 6 = 58,5 rpm Bahan roda gigi 5 dipilih SUP6 dengan σ a = 110 kg/mm dan σ b = 15 kg/mm Bahan roda gigi 6 dipilih SUP6 dengan σ a = 110 kg/mm dan σ b = 15 kg/mm 3.6. Perhitungan Konstruksi Boom dan Girder Perhitungan Boom Bentuk, ukuran dan pembebanan pada boom dapat dilihat pada gambar 3.4 berikut ini : Gambar 3.4 Konstruksi boom

108 Gambar 3.5 Pembebanan pada boom Berdasarkan pembebanan yang dialami kontruksi boom seperti yang terlihat pada gambar 3.5 maka dapat dianalisa gaya-gaya yang terjadi sebagai berikut : Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan A : MA = 0 a l P.b + q 3.a - q3.l. + Ra.l = 0 (lit.4, hal 187) R A = a l P b q q l dimana : P = kapasitas angkat pesawat, berat spreader dan berat trolley = kg. b = jarak titik pembebanan dan titik tumpuan B ( m ) a = jarak tumpuan B dengan ujung boom ( 5 m ) l = jarak tumpuan A dan tumpuan B ( 34 m ) q 3 = berat boom permeter

109 = W b ; L = panjang boom ( 39 m ) L = = 564,1 kg/m. 39 sehingga : R A = () 564, ,1 34 = ,83 kg. Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan B adalah : F y = 0 R A q 3.L + R B P = 0 R B = -R A + q 3.L + P = , ,1(39) = 3894,07 kg. Momen maksimum yang terjadi pada batang adalah : M max = R A. l 3 l - q 3. 8 (lit.4, hal 187) = , ,1. = 80486,83 kg.m 8 Momen penampang lentur pada boom dari gambar 3.5 juga dapat ditentukan dengan cara : W = B. H 6 b. h (lit.4, hal 195) 6 = B. H 6 ( B. t)( H. t) 6

110 = 3,85(1,65) 6 (3,85.0,0)(1,65.0,0) 0,1 m 6 Tegangan lentur yang terjadi pada boom adalah : σ B = = M max W 80486,83 0,1 = ,3 kg/m = 80,49 kg/cm. Bahan boom yang dipilih adalah (FC30) dengan kekuatan tarik σ b = 3000 kg/cm. Maka tegangan lentur yang diizinkan adalah : σ bi σ b = ; dimana faktor keamanan yang diambil K = 8 K = 3000 = 375 kg/cm. 8 Maka untuk beban lentur perencanaan boom aman digunakan karena σ bi > σ B. Defleksi yang terjadi akibat berat boom adalah : q q 3. a l. x x l. x. x x 1 Y 1 = ( ) 4. EI 1EI l (lit.4, hal 193) dimana : E = modulus elastisitas = 1 x 10 9 kg/m. I = momen inersia pada penampang boom.

111 = = B. H 1 B. H b. h (lit.4, hal 149) 1 ( B. t)( H. t) 1 3 = 3,85(1,65) (3,85.0,0)(1,65.0,0) = 0,1 m 1 maka defleksi yang terjadi akibat berat boom pada jarak x = l adalah : 564,1 ( ,1(5 )(34)(17) 17 17) (.17 ) 17 1 Y 1 = ( ) 9 9 4(1.10 )0,1 1(1.10 )(0,1) 34 = 0,017 m. defleksi yang terjadi akibat beban angkat crane pada jarak x = l adalah : Y = P. l. b (lit.4, hal 193) 16. EI = 74000(34 ) 9 16(1.10 )0,1 = 0,004 m. deflesi total adalah : Y = Y 1 +Y = 0, ,04 = 0,01 m Perhitungan Girder Pembebanan, dimensi dan bentuk kontrusi girder dapat dilihat pada gambar 3.6 berikut ini :

112 Gambar 3.6 Kontruksi Girder Gambar 3.7 Pembebanan pada Girder Dari pembebanan yang dialami girder seperti yang terlihat pada gambar 3.7 maka dapat dianalisa gaya-gaya yang terjadi sebagai berikut : Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan B : M A = 0 a l -P.b q 3. + q3. - R B.l = 0 R B = a l P b q q l = () 564, ,1. = , kg. Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan A : M B = 0

113 (-q 3.a)- P (q 3.l) (R B + R A ) R A = -q 3.a + P + q 3.l + R B = -564,1(0) ,1(4) , = 3668,6 kg. Momen maksimum yang terjadi pada girder adalah : l M max = R B.l + q 3. 4 = 36848,(4) + 564,1 = 16817,6 kg.m Tegangan lentur yang terjadi : σ B = M max ; W dimana W = momen tahanan lentur penampang girder (0,1 m 3 ). maka : σ B = 16817,6 0,1 = kg/m = 16,8 kg/cm. Bahan girder yang dipilih adalah batang baja karbon difnis dingin (S55D-C) dengan kekuatan tarik σ b = kg/cm. Sehingga tegangan lentur yang diizinkan adalah : σ bi σ b = K = = 1683,33 kg/cm. 6 defleksi yang terjadi akibat berat girder :

114 Y 1 = q. a 3 4 8EI = 4 564,1(0) 9 8(1.10 ).0,1 = 0,0 m. defleksi yang terjadi akibat beban angkat crane : Y = P. l. b 16EI = 74000(4) (1.10 ).0,1 = 0,016 m. defleksi total yang terjadi pada girder adalah : Y = Y 1 + Y = 0,0 + 0,016 = 0,036 m Perhitungan Sistim Rem Untuk Mekanisme Trolley Jenis rem yang dipergunakan pada mekanisme trolley direncakan berbeda dengan jenis rem pada sistim pengangkat yaitu jenis rem blok ganda. Daya statik pengereman yang dipakai adalah : N br = W.V η.75.π Dimana : W = Kapasitas angat V = Kecepatan angkat = m/det η = Effisiensi total mekanisme = 0,8 Maka :

115 N br = 841,69. 0,8.75 = 8 Hp Momen statis pada saat pengereman adalah : M st = 7160 N n br br (Lit 1, hal 9) 8 = 7160 = 061 kg.m 975 Momen gaya dinamik saat pengereman adalah : δ. GD. n 0,975. QV. M din = t n. br t br. η Dimana : t br = Waktu untuk pengereman (1 detik) δ = koefisien efek massa bagian mekanisme transmisi ( δ = 1,1 s/d,5) diambil 1,5. Maka : M din = ( ) 1,5 10, , ,69..0,8 + = 43,5 kg.m ( ) Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : M br = M din - M st = 43,5 0,61 =,64 kg.m Tekanan yang diperlukan untuk menggerakkan rem dengan sepatu ganda dapat dihitung dengan rumus :

116 S = M br D.µ Dimana : μ = koefisien gesekan ( 0,35 atau 0,65) D = Diameter roda rem (direncakan = 35 cm) Maka : S =,64 0,35( 0,35) = 184,8 kg Luas permukaan kontak antara sepatu dan roda rem adalah : π. D. B. β F = 360 Dimana : B = Lebar sepatu (direncanakan = 6 cm) β = Sudut kontak antara roda dan sepatu rem (60 0 s/d 10 0 ) Maka : F = π = 109,9 cm Tekanan satuan antara sepatu dan roda rem adalah : P = F S = 184,8 109,9 = 1,68 kg/cm Harga tekanan satuan ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu untuk bahan asbes pada logam, P = (0,5 s/d 7) kg/cm, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat Perhitungan Mekanisme Gantry

117 3.8.1 Perhitungan Roda Jalan Gantry Gaya maksimum yang terjadi pada roda jalan adalah : P max = W n cr w dimana : W cr = berat total crane adalah 700 ton (data survey) n w = jumlah roda jalan (direncanakan 36 buah) maka : P max = = 19444,44 kg 36 Bahan roda jalan yang dipilih adalah S30C dengan kekuatan tarik σ t = 4800 kg/cm Diameter roda jalan ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ini : 600 R w = σ ci P max. b w H g dimana : σ ci = tegangan yang diizinkan = 4000 kg/cm b w = lebar roda jalan (direncanakan = 60 mm) H g = faktor perhitungan kecepatan gelinding, H g = 0, s/d 1 V w = kecepatan gelinding (direncanakan 45 m/menit atau 0,75 m/dtk) sehingga : H g = 0,5 x 0,75 = 0,375

118 maka : R w = ,44.0,375 6 = 7,34 cm Diameter roda jalan adalah : D w =.R w =.(7,34) = 54,68 cm, diambil 60 cm Diameter poros roda jalan ditentukan dengan persamaan : d w = 10,3. Pmax. L σ b dimana : L = jarak plat ke roda (direncanakan = 15 cm) σ b = tegangan lentur bahan yang diizinkan Bahan poros yang dipilih adalah S35C dengan kekuatan tarik σ t = 500 kg/cm tegangan lentur izin σ b = 600 kg/cm. dan sehingga : d w = 10,3(19444,44) = 10,5 cm, diambil 11 cm.

119 Gambar 3.8 Diagram untuk menentukan tahanan gesek BAB IV PERHITUNGAN BANTALAN DAN KOPLING 4.1. Perhitungan Bantalan Poros Utama Transmisi Mekanisme Spreader Pada poros utama transmisi terdapat dua bantalan gelinding. Ukuran-ukuran utama bantalan disesuaikan dengan diameter ukuran poros utama. Adapun bentuk salah satu bantalan gelinding dapat dilihat pada gambar 4.1 berikut ini :

120 Gambar 4.1 Bantalan gelinding Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : M t = 7160 n N 30 = 7160 = 3386,1 kg.cm 980 Bahan yang dipilih adalah baja karbon dengan kekuatan tarik σ b = 5500 kg/cm. Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σ bi σ b = K = 5500 = 687,5 kg/cm. 8 Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σ pi = 0,7. σ bi = 0,7. 687,5 = 481,5 kg/cm.

121 Maka diameter poros utama pengangkat dapat dihitung dengan rumus : d M t 0,.σ pi d 3386,1 0,(481,5) = 6, cm = 6 mm ; dipilih diameter poros = 65 mm. maka : Diameter dalam bantalan (d) = 65 mm Lebar bantalan (B) = 11 mm (Dimensi Bantalan) Diameter luar (D) = 100 mm (Dimensi Bantalan) jari-jari fillet (r) = 1 mm (Dimensi Bantalan) Gaya keliling (radial) pada poros utama : P o = X o.f r + Y o.f a (Lit, hal 135) dimana : P o = beban radial ekivalen statis. F r = gaya radial pada bantalan. F a = gaya aksial pada bantalan. X o = 0,6 dan Y o = 0,5 Gaya radial yang terjadi pada bantalan adalah : F r = M 1/.( d pa ) t (Lit 5, hal 63)

122 = 3386,1 (0,5)(0,65) = 71957,9 kg = ,0149 N Gaya aksial yang terjadi pada bantalan adalah : F a = F r f C a o (Lit, hal 149) dimana f C a o dapat dilihat pada tabel dari lampiran 11 dengan nilai f C a o = 0,014. maka : F a = 71957,9 (0,014) = 1007, kg = 988,6 N maka gaya keliling (radial) pada bantalan adalah : P o = 0,6(705901,0149) + 0,5(988,6) = 48481,9 N 4. Perhitungan Bantalan Poros Utama Transmisi Mekanisme Trolley Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : M t = 7160 n N 40 = 7160 = 938,5 kg.cm 970 Bahan yang dipilih adalah baja karbon dengan kekuatan tarik σ b = 500 kg/cm.

123 Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σ bi σ b = K = 500 = 650 kg/cm. 8 Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σ pi = 0,7. σ bi = 0, = 455 kg/cm. Maka diameter poros utama pengangkat dapat dihitung dengan rumus : d M t 0,.σ pi d 938,5 0,(455) = 3,18 cm = 31,8 mm ; dipilih diameter poros = 3 mm. maka : Diameter dalam bantalan (d) = 3 mm Lebar bantalan (B) = 9 mm (Dimensi Bantalan) Diameter luar (D) = 58 mm (Dimensi Bantalan) jari-jari fillet (r) = 0,5 mm (Dimensi Bantalan)

124 Gaya keliling (radial) pada poros utama : P o = X o.f r + Y o.f a dimana : P o = beban radial ekivalen statis. F r = gaya radial pada bantalan. F a = gaya aksial pada bantalan. X o = 0,6 dan Y o = 0,5 Gaya radial yang terjadi pada bantalan adalah : F r = M 1/.( d pa ) t = 938,5 (0,5)(0,3) = 18364,06 kg Gaya aksial yang terjadi pada bantalan adalah : F a = F r f C a o dimana f C a o dapat dilihat pada tabel dari lampiran 11 dengan nilai f C a o = 0,08. maka : F a = 18364,06 (0,08) = 514, kg. maka gaya keliling (radial) pada bantalan adalah : P o = 0,6(18364,06) + 0,5(514,) = 1175,53 kg.

125 4.3. Perhitungan Kopling Tetap Pada Mekanisme Spreader Kopling tetap adalah elemen mesin yang berfungsi meneruskan daya dan putaran dari poros penggerak ke poros yang digerakkan secara pasti (tanpa slip), dimana sumbu kedua poros tersebut terletak pada suatu garis lurus atau dapat sedikit berbeda sumbunya. Crane direncanakan memakai sebuah kopling jenis flens kaku, gambar 4. dibawah menunjukkan bentuk dari kopling flens yang direncanakan. Gambar 4. Kopling flens kaku Data-data awal perencanaan : Daya motor (P) = 30 Hp (38,7 kw) Putaran motor (n) = 980 rpm Momen torsi (T) = 9, x P. f n c (Lit, hal 11) dimana : f c adalah faktor koresi daya = 1,

126 = 9, x 38,7(1,) 980 = 84710,1 kg.mm Diameter poros (D) = 65 mm Data-data ini dipakai sebagai dasar perhitungan rancangan selanjutnya yaitu : Kopling yang digunakan untuk menghubungkan poros dari motor ke poros roda gigi memakai kopling tetap jenis flens. Dimensi-dimensi kopling tersebut sesuai dengan notasi yang dipakai dan dengan menggunakan tabel pada lampiran 18 maka diperoleh nilai-nilai sebagai berikut : Diameter lubang D = 65 mm, diameter terluar kopling A = 30,5 mm, lebar kopling H = 38 mm, panjang dudukan poros L = 8,5 mm, diameter luar dudukan poros C = 115 mm, diameter lobang baut d = 15 mm, diameter jarak pusat lobang baut B = 165 mm, G = 06 mm, F = 19,4 mm, K = 6,5 mm dan jumlah baut n = 6 baut. Bahan kopling dipilih dari baja karbon cor dengan kekuatan tarik bahan σ b = 0 kg/mm. Bahan baut dan mur dari baja karbon dengan kekuatan tarik bahan σ b = 50 kg/mm. Tegangan geser pada baut dengan efektivitas baut 50 % (jumlah baut yang menerima beban terbagi merata hanya 3 buah) dapat dicari dengan persamaan : τ b = 8.. T. π d n e. B (Lit, hal 34) dimana : d adalah diameter baut, sesuai dengan diameter lobang baut yang disarankan untuk kopling dengan diameter 65 mm sebesar 19 mm, sehingga : τ b = 8(84710,1) = 4,06 kg/mm. π

127 Tegangan geser izin untuk baut dari baja karbon adalah : τ ba = S σ b S. f 1 f = 50 (6)() =4,166 kg/mm. Harga S f1 dan S f adalah faktor keamanan terhadap kelelahan puntir dan konsentrasi tegangan. Dari hasil terlihat bahwa tegangan geser yang terjadi lebih kecil daripada harga yang diperbolehkan, sehingga baut cukup aman dipakai. Tegangan geser pada kopling, dicari dengan rumus : τ f = τ f = T, harga-harga dimensi kopling dipakai disini, sehingga : π. C. F (84170,1) = 0,7 kg/mm. π ,4 Tegangan geser izin bahanbaja karbon cor sebesar : τ fa = S σ b S. f 1 f = 0 (6)() = 1,66 kg/mm. Dari perhitungan dapat dilihat bahwa tegangan geser izin kopling lebih besar daripada tegangan geser yang terjadi sehingga kopling aman buat dipakai. 4.4 Perhitungan Kopling Pada Mekanisme Trolley Kopling yang direncanakan untuk meneruskan daya dan putaran dari motor ke poros transmisi trolley adalah kopling flens kaku. Data-data awal perencanaan : Daya motor (P) = 40 Hp (9,4 kw)

128 Putaran motor (n) = 975 rpm Momen torsi (T) = 9, x P. f n c dimana : f c adalah faktor koresi daya = 1, = 9, x 9,4(1,) 975 = 3543,8 kg.mm Diameter poros (D) = 3 mm Data-data ini dipakai sebagai dasar perhitungan rancangan selanjutnya yaitu : Kopling yang digunakan untuk menghubungkan poros dari motor ke poros roda gigi memakai kopling tetap jenis flens. Dimensi-dimensi kopling tersebut sesuai dengan notasi yang dipakai pada gambar 3.3 dan dengan menggunakan tabel pada lampiran 18 maka diperoleh nilai-nilai sebagai berikut : Diameter lubang D = 3 mm, diameter terluar kopling A = 133 mm, lebar kopling H =,4 mm, panjang dudukan poros L = 47,65 mm, diameter luar dudukan poros C = 57 mm, diameter lobang baut d = 10,5 mm, diameter jarak pusat lobang baut B = 93 mm, G = 118,4 mm, F = 11, mm, K = 4 mm dan jumlah baut n = 4 baut. Bahan kopling dipilih dari baja karbon cor dengan kekuatan tarik bahan σ b = 0 kg/mm. Bahan baut dan mur dari baja karbon dengan kekuatan tarik bahan σ b = 60 kg/mm Tegangan geser pada baut dengan efektivitas baut 50 % (jumlah baut yang menerima beban terbagi merata hanya 3 buah) dapat dicari dengan persamaan : 8. T τ b = π. d. ne. B dimana :

129 d adalah diameter baut, sesuai dengan diameter lobang baut yang disarankan untuk kopling dengan diameter 3 mm sebesar 10,5 mm, sehingga : 8(3543,8) τ b = π.10,5.(93) = 4,37 kg/mm. Tegangan geser izin untuk baut dari baja karbon adalah : τ ba = σ b S f 1. S f = 60 (6)() =5 kg/mm. Harga S f1 dan S f adalah faktor keamanan terhadap kelelahan puntir dan konsentrasi tegangan. Dari hasil terlihat bahwa tegangan geser yang terjadi lebih kecil daripada harga yang diperbolehkan, sehingga baut cukup aman dipakai. Tegangan geser pada kopling, dicari dengan rumus : τ f = τ f = T, harga-harga dimensi kopling dipakai disini, sehingga : π. C. F (3543,8) = 0,6 kg/mm. π.57.11, Tegangan geser izin bahan baja karbon cor sebesar : τ fa = S σ b S. f 1 f = 0 (6)() = 1,66 kg/mm.

130 BAB V KESIMPULAN

131 Berdasarkan hasil dari perhitungan dan perencanaan yang telah dilakukan pada bab yang sudah dicari, maka didapat kesimpulan dan saran sebagai berikut : 1. Gantry Crane yang digunakan untuk membongkar peti kemas dipelabuhan laut untuk kebutuhan export dan import bahan jadi maupun bahan baku. Gantry crane yang digunakan dengan kapasitas 40 ton dan tinggi angakat maksimum 41 meter dengan jarak perpindahan Gantry maksimum4 meter, dengan berat total Gantry adalah 700 ton. Perencanaan ini bertujuan untuk merancang sebuah pesawat pengangkat yaitu Gentry Crane pada Spreader dan Trolley yang berguna untuk mengangkat peti kemas pada sebuah pelabuhan laut Mekanisme Longitudinal terjadi pada Gantry : Roda jalan yang digunakan pada Gantry dengan diameter 60 cm dan terbuat dari bahan S 30 C, diameter poros pada roda jalan gantry sebesar 11 cm dengan bahan baja karbon. Kemampuan gerak crane : 1.Hoist (pengangkatan pada spreader) Mekanisme Hoist pengangkatan pada spreader adalah : Tali Baja yang digunakan adalah 6 x 41 Warrington + 1 Fiber core yang diganakan untuk mengangkat Spreader dengan kekuatan putus tali sebesar 41.66,5 Kg. Bahan tali yang digunakan dari baja karbon tinggi. Puli dan Drum yang digunakan untuk mekanisme Hoist puli terbuat dari Baja nikel khrom dengan diameter drum 1045 mm, panjang drum 3595 mm, dan tebal drum 7 mm. Sedangkan diameter puli sebesar 8 mm.

132 Spreader direncanakan untuk mengangkat beban dengan kapasitas yang besar, dimana pada ujung spreader tersebut dipasang bucket untuk tempat peti kemas yang akan diangkat. Dengan bahan dari spreader adalah SNCM 1dengan panjang 5000 meter dan bahan dari rangka yang digunakan pada spreader Baja Profil L (L15 x 15 x 5,4) dan W (W460 x 113). Motor penggerak yang digunakan pada mekanisme hoist adalah Daya 30 Hp, 3 Phasa, 6 kutub dan 980 rpm dengan diameter poros 65 mm dan dari bahan baja kabon. Sistem Rem yang digunakan Spreader adalah sistem rem cakram dengan jumlah buah dan terbuat dari bahan besi cor dengan bahan pelapis rem asbes..tranversal (Mekanisme pada trolley) Mekanisme transversal pada Gantry Crane terjadi pada Trolley : Tali baja yang digunakan pada mekanisme Trolley adalah 6 x Fiber core dari bahan baja karbon tinggi, mempunyai diameter sebesar 3,9 meter. Dengan berat tali per meter,1 Kg/m. Puli dan Drum yang digunakan pada mekanisme Trolley terbuat dari bahan Baja cor grafit bulat dengan diameter 670 mm, diameter drum 670 mm dan tebal dinding 8 mm. Motor pengerak yang digunakan pada mekanisme Trolley daya 40 Hp, 3 phasa, 6 kutub dan 975 rpm. Poros yang digunakan pada Trolley dengan diameter 3 mm dan dari bahan baja karbon. Boom dan Girder yang terdapat pada mekanisme Trolley, rangka boom dan girder terbuat dari Baja profil L dengan ukuran profil L15 x 15 x 5,4. Panjang Girder 44 m dan panjang Boom 39 m. Sistem rem yang digunakan pada mekanisme Trolley adalah rem block ganda dengan jumlah rem adalah 1 buah, bahan dari cakram adalah besi cor dan bahan pelapis rem dibuat asbes.

133 Saran : Beberapa saran yang dapat penulis berikan berdasarkan atas hasil yang diperoleh pada perancangan Spreader dan Trolley yang telah direncanakan sebelummya, yaitu : 1. Diharap bagi mahasiswa yang akan mengambil Skripsi hendaknya melakukan survey lapangan langsung yang berguna untuk melengkapi data dari skripsi tersebut dan agar memahami dan mengerti tujuan penggunaan dari Gantry Crane ini.. Untuk menghitung Gantry crane dengan kapasitas angkat 40 ton dan tinggi angkat 41 meter dan jarak perpindahan Gantry 4 meter agar memperhatikan posisi dari tempat pembuatan rel yang merupakan landasan tempat Gantry berdiri supaya tidak terjadi kemiringan pada posisi gantry dan juga memperhatikan besar dari kapal yang akan melakukan proses bongkar muat selanjutnya sebelum melakukan perakitan dari Gantry hendaknya melakukan perhitungan dari kekuatan dari tiap batang Gantry. 3. Pada kemampuan gerakan Hoist yang terjadi di Spreader agar melakukan perawatan dan pengecekan sebelum maupun sesudah pengoperasian untuk menjaga kondisi kemampuan Tali baja yaitu 6 x 41 Warrington + 1 fiber core juga membandingkan dengan jenis tali yang lain berdasarkan kemampuan dari masingmasing jenis tali, puli dan drum dalam mengangkat beban dengan kapasitas yang besar. 4. Pada kemampuan gerakan Transversal yang terjadi di Trolley agar dilakukannya pengecekan berkala pada motor penggerak serta memperhatikan kekuatan dari Boom dengan panjang 39 m dan Girder dengan panjang 44 m sehingga Trolley aman saat melakukan mekanisme Transversal dan juga melakukan perawatan berkala pada sistem rem yang digunakan. 5. Diharapkan pada operator di mesin utama Gantry agar melakukan pengecekan dan perawatan berkala dari motor diesel yang berfungsi menggerakkan generator.

134 DAFTAR PUSTAKA 1. Rudenko, N, 1966.Mesin Pengangkat, Erlangga, Jakarta.. Sularso, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramita, Jakarta.

135 3. G.M. Maitra, Hand Book of Gear Design, Tata McGrawHill, New Delhi. 4. Hamrock, Bernard, J1999., Fundamentals of Machine Elements, WCB McGrawHill, International Edition, Singapore. 5. Joseph,E, Shigley, Perencanaan Teknik Mesin, Jilid 1, Erlangga, Jakarta. 6. Hamrock, Bernard, J, Fundamentals of Machine Elements, WCB McGrawHill, International Edition, Singapore, G.M. Maitra, Hand Book of Gear Design, Tata McGrawHill, New Delhi 8. Rudenko, N, Material Handling Equipment, Moscow, George. H. Martin, Setyobakti, Kinematika dan Dinamika Teknik, Edisi kedua, Erlangga, Jakarta. 10. Prof. Dr. S. Nasution, M. A. 1994, BUKU PENUNTUN MEMBUAT TESIS, SKRIPSI, DISERTASI DAN MAKALAH, Edisi pertama, PT. Karya Unipress 11. Niemann, Gambar Elemen Mesin, Jilid 1, Erlangga, Jakarta. LAMPIRAN Lampiran 1 Spesifikasi Motor Penggerak Pada Spreader. Roda Gigi 1 Roda Gigi 3

136 Lampiran Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x fibre core

137 Lampiran 3 Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x fibre core

138 Lampiran 4 Tegangan maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 18 x fibre core

139 Lampiran 5 Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah Untuk tali baja : tipe : 6 x 6 Warrington Seale + fibre core

140 Lampiran 6 Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x 41 Warrington seale + 1 fibre core

141 Lampiran 7 Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x 36 Warrington Seale + 1 fibre core

142 Lampiran 8 Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 18 x 17 Seale I.W.R.C. Lampiran 9 Efisiensi Puli

143 Lampiran 10 Harga faktor m Lampiran 11 Harga faktor C

144 Lampiran 1 Harga faktor C 1 Lampiran 13 Harga faktor C

145 Lampiran 14 Harga a, z dan β Lampiran 15 D min d Sebagai fungsi jumlah lengkungan

146 Lampiran 16 Kekuatan batang baja karbon difinis dingin Lampiran 17 Ukuran standar ulir kasar metris (JIS B 005)

147 Lampiran 18 Baja Karbon Untuk Konstruksi Mesin

148 Lampiran 19 Ukuran Kopling Flens Kaku

149

150 Lampiran 0 Dimensi roda rem Lampiran 1 Sifat Mekanis Standart

151 Lampiran Spesifikasi Peti Kemas.p Spesifikasi Peti Kemas 40 fit Spesifikasi Peti Kemas 0 fit