PERANCANGAN OVERHEAD CRANE KAPASITAS 10 TON DENGAN METODE VDI 2221

Transkripsi

1 PERANCANGAN OVERHEAD CRANE KAPASITAS 10 TON DENGAN METODE VDI 1 Diajukan Guna Memenuhi Persyaratan Strata-1 (S-1) Disusun oleh : BUDHI CAHYONO JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI UNIVERSITAS MERCU BUANA JAKARTA 005 i

2 LEMBAR PENGESAHAN TUGAS AKHIR PERANCANGAN OVERHEAD CRANE KAPASITAS 10 TON DENGAN METODE VDI 1 Disusun oleh : BUDHI CAHYONO Pembimbing Koordinator TA Ruli Nutranta, M.Eng Ir. Ariosuko Ketua Jurusan Teknik Mesin UMB Ruli Nutranta, M.Eng ii

3 ABSTRAK Tujuan penulisan tugas akhir ini adalah untuk lebih memahami Perancangan dan cara kerja dari mesin pengangkat Overhead Crane, serta untuk mengetahui metode penggunaannya pada Industri-industri yang ada. Perancangan Overhead crane ini menggunakan sistem VDI 1 untuk memperoleh varian komponen yang akan digunakan. Dari beberapa varian yang didapat, penulis mengambil satu varian yang selanjutnya dijadikan dasar dari perhitungan rancangan overhead crane ini. Komponen komponen utama yang dibahas dalam tulisan ini adalah : alat penggerak, pemindah daya, drum, elemen fleksibel pengangkat, pengikat beban, rem dan kerangka dasar struktur penopang. iii

4 DAFTAR ISI Judul... i Halaman Pengesahan... ii Abstrak... iii Kata Pengantar... iv Daftar Isi... v BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Tujuan Penulisan Batasan Masalah Metode Penulisan Sistematika Penulisan... BAB II LANDASAN TEORI.1 Sistem Perancangan menurut VDI Sifat sifat Umum Mesin Pengangkat Pemilihan Mesin Pemindah Material Mekanisme Pengangkat... 1 BAB III PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI Daftar Persyaratan Spesifikasi Overhead Crane Lembar Solusi Overhead Crane... 1 v

5 BAB IV PERANCANGAN OVERHEAD CRANE 4.1 Spesifikasi Overhead Traveling Crane Cara Kerja Overhead Traveling Crane Pemilihan Tali Baja Pemilihan Pulley Perancangan Kait Perancangan Drum Pemilihan Motor Pengangkat Hoist Perancangan Motor Penggerak Melintang Perancangan Motor Penggerak Memanjang Perancangan Rangka Crane (Girder) BAB V KESIMPULAN & SARAN DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN vi

6 BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Dalam rangka mengakhiri perkuliahan di Fakultas Tehnik Industri jurusan Tehnik Mesin Universitas Mercu Buana Jakarta, setiap mahasiswa diwajibkan untuk membuat tugas akhir. Adapun tugas akhir tersebut merupakan pembinaan bagi setiap mahasiswa agar dapat mengkomunikasikan ilmu pengetahuan yang dimilikinya secara tertulis serta mempertanggungjawabkannya secara lisan di depan para dosen penguji. Pada kesempatan ini penulis memilih judul Perancangan Overhead Crane Kapasitas 10 Ton dengan Metode VDI 1. Dengan berpedoman pada teori-teori yang didapat selama mengikuti perkuliahan serta pengalaman, maka penulisan Tugas Akhir ini dapat diselesaikan sesuai dengan waktu yang ditentukan. 1.. Tujuan Penulisan Tujuan penulisan tugas akhir ini adalah untuk lebih memahami Perancangan dan cara kerja dari mesin pengangkat Overhead Crane, serta untuk mengetahui metode penggunaannya pada Industri-industri yang ada Batasan Masalah 1

7 Pada perancangan mesin pengangkat Overhead Crane ini pelaksanaannya dilakukan meliputi perancangan bagian-bagian utama yaitu; Pemilihan Tali Baja, Perancangan Kait, Pulley, Sistem Pulley, Konstruksi Rangka ( Girder ), Perancangan Daya Motor Penggerak dan Pengereman, sedangkan perencanaan sistem alat kontrol tidak dibahas Metode Penulisan Metode penulisan tugas akhir ini dilakukan dengan tahapan - tahapan sebagai berikut; Studi Kepustakaan Yaitu mempelajari serta memperdalam teori-teori yang terkait dengan pengangkat dari yang tersedia. Pengamatan Yaitu dengan cara memperhatikan penggunaan dan konstruksi alat tersebut di lapangan Sistematika Penulisan Sistematika Penulisan dan pembahasan perancangan mesin pengangkat Overhead Crane ini adalah sebagai berikut: BAB. I. PENDAHULUAN

8 Pada bab ini dibahas mengenai latar belakang penulisan, tujuan penulisan, batasan masalah, metode penulisan dan sistematika penulisan. BAB. II. LANDASAN TEORI Pada bab ini dibahas mengenai teori alat angkat, sifat - sifat, dan karakteristik yang menjadi dasar pemilihan alat angkat untuk menangani suatu pekerjaan. Dan juga membahas tentang sistem perancangan dengan metode VDI 1. BAB. III. PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI 1 Pada bab ini dibahas mengenai spesifikasi dan cara kerja mesin pengangkat Overhead Crane yang akan direncanakan. Dan dibahas mengenai pemilihan komponen-komponen dengan metode VDI 1. BAB. IV. PERHITUNGAN OVERHEAD CRANE Pada bab ini dibahas perhitungan-perhitungan komponen Overhead Crane hasil perancangan pada BAB III. BAB. V. PENUTUP Pada bab ini dilakukan pembahasan mengenai kesimpulan dari seluruh tahapan-tahapan perancangan yang dilakukan. 3

9 BAB LANDASAN TEORI.1 System perancangan menurut VDI 1 sebelum ditentukannya spesifikasi dari mesin yang akan kita rancang, maka terlebih dahulu dituliskan daftar persyaratan mengenai alat tersebut. Mulamula daftar persyaratan dituliskan secara acak, kemudian disusun secara sistematis dan akhirnya dicantumkan ke dalam suatu format yang disebut spesifikasi. Pedoman penyusunan daftar persyaratan / spesifikasi menurut G.Pahl dan W.Beitz Ciri Utama Contoh Geometri Panjang, lebar, tinggi, besar, berat, volume, garis Tengah, jumlah, susunan, sambungan, bangunan dan perluasan. Kinematika Jenis gerakan, arah gerakan, kecepatan, percepatan Gaya dan Momen Besar gaya, arah gaya, populasi gaya, gaya berat, beban, perubahan bentuk, kekakuan, sifat pegas, stabilitas, 4

10 resonansi. Energi Daya, efisiensi, kerugian, geseran, ventilasi, tekanan, temperatur, kelembaban, pemanasan, penyimpanan, pendinginan. Material Sifat sifat fisika dan kimia, input dan output bahan yang diproses, bahan bantu, ketentuan bahan, arus dan transportasi bahan. Sinyal Input dan output sinyal, jenis penunjukan, bentuk sinyal, alat pengawas dan pencatat data kerja Keselamatan Teknik keselamatan langsung, pelindung, keselamatan kerja, keselamatan perusahaan dan keselamatan lingkungan. Ergonomi Hubungan manusia dan mesin, pelayanan, kemudi, jenis pelayanan, 5

11 kejelasan pelayanan, penerangan, Produksi bentuk. Batas Pembuatan, ukuran terbesar yang dapat ditangani, alat bantu Pembuatan, Pengujian mutu dan toleransi. Kemungkinan uji ukuran dan data, Perakitan syarat khusus. Ketentuan perakitan khusus, pemasangan, penggabungan, tempat Transportasi merakit, fundamen. Batas pengangkatan yang tersedia, jenis Pemakaian dan persyaratan kemasan. Tempat pemakaian, lokasi pasar, Perawatan keausan. Periode perawatan, inspeksi, Biaya penyetelan, overhaul, pengecatan, jadwal kebersihan. 6

12 Jadwal Biaya maksimal diijinkan, biaya perkakas sewa alat, investasi. Waktu pengembangan, waktu Pembuatan, waktu penyerahan. Dalam suatu spesifikasi yang lengkap, penting diperhatikan mengenai persyaratan yang ditulis tersebut apakah termasuk Demans (keharusan) ataukah Wishes (keinginan). Demans (keharusan) Adalah persyaratan yang harus dapat dipenuhi dalam keadaan apapun. Dengan kata lain, persyaratan yang tidak mempunyai solusi tidak dapat diterima sebagai demands/keharusan. Keharusan tersebut dirumuskan dengan jelas. Wishes (keinginan) Adalah persyaratan yang dapat dipertimbangkan apabila memungkinkan, misalnya dengan cara memberi batas kenaikan harga yang diakibatkan oleh persyaratan tersebut. Disarankan untuk menggolongkan tingkat kepentingan wishes ke dalam: - Tingkat kepentingan umum - Tingkat kepentingan menengah - Tingkat kepentingan rendah Sebelum solusi tertentu diperoleh, daftar demands dan wishes dicantumkan dalam spesifikasi. Dengan demikian akan menghasilkan informasi yang lebih lengkap. 7

13 . Sifat - sifat Umum Mesin Pengangkat Parameter teknik utama dari mesin pengangkat adalah : kapasitas angkat, bobot mati dari mesin, kecepatan angkat pada berbagai momen, ketinggian angkat dan dimensi geometris dari mesin pengangkat tersebut seperti span, jangkauan dll. Semua mesin pengangkat memiliki kelas dan berbagai macam perilaku dan kapasitas perjamnya yang diekspresikan dengan formula formula berikut : Qhr nq ton/hr (literature 1. hal 14) Dimana : n jumlah siklus mesin perjam Q berat beban hidup dalam ton Qhr beban / jam Bila unit beban yang ditangani Q adalah beban rata-rata dari setiap potong barang dalam ton, maka : Q Vψγ (literature 1. hal 14) Dimana : V kapasitas bucker atau grab (m3) Ψ faktor pengisian γ berat per satuan volume (ton/m3) kecepatan Maka beban total kapasitas angkat dari mesin pengangkat tersebut menjadi : QΣ(Q+G) ton (literature 1. hal 14) Dimana : Q beban berat hidup (ton) 8

14 G berat bucket atau grab (ton) Jumlah siklus perjam : n3600 / Σn (literature 1. hal 14) Dimana Σn waktu total dalam detik yang diperlukan pada pengoperasian satu siklus mesin pengangkat yang tergantung pada kecepatan pergerakan dalam berbagai pengoperasian, perpindahan dan ketinggian pengangkatan. Selain itu perlu diperhatikan banyaknya waktu yang terbuang dalam percepatan dan perlambanan, serta hilangnya waktu dalam grabbing dan discharging beban. Kapasitas perjam dari mesin pengangkat adalah konstan bila mesin pengangkat dioperasikan secara reguler pada kondisi beban penuh. Kapasitas perjam praktis dari peralatan ini adalah harga variable yang tergantung pada faktor-faktor dibawah ini : 1. Beban yang diberikan pada mesin. Penggunaan tahunan atau harian 3. Faktor pembebanan relatif (selama periode dihidupkan DF %) 4. Temperatur ambang..3 Pemilihan Mesin Pemindah Material Mesin pemindah material di produksi dalam berbagai macam design dengan berbagai macan metode pengoperasian. Pemilihan yang tepat tidak hanya membutuhkan kemampuan pengetahuan yang khusus, akan tetapi juga melalui pemahaman organisasi produksi dari perusahaan yang menggunakan. 9

15 Beberapa faktor teknik berikut dapat digunakan sebagai petunjuk pemilihan dari type peralatan yang dapat digunakan untuk penanganan berbagai proses antara lain : (literature 1. hal8) 1. Jenis dan sifat dari barang (beban) yang akan ditangani. Jenis dan sifat barang yang akan dipindah merupakan dasar utama dalam menentukan type mesin pemindah material. Untuk barang yang berupa unit, misalnya : bentuk barang, berat, bentuk permukaan luar, suhu dll. Untuk barang curah, misalnya : ukuran butiran, sifat mudah hancur, berat per satuan volume, variable jumlah, suhu, sifat kimia dll.. Kebutuhan kapasitas perjam dari setiap unit mesin pemindah material. Dalam prakteknya ketidakterbatasan kapasitas beban pemindah perjamnya dapat memudahkan pemilihan kapasitas dan type mesin pemindah material yang diperlukan. 3. Arah dan jarak perpindahan. Arah dan jarak perpindahan juga merupakan dasar yang penting dalam menentukan type mesin pemindah material. Misalnya, bermacam-macam type dari mesin pemindah material dapat mengangkut beban pada arah horizontal atau vertical memerlukan mesin pengangkat (hoist) seperti crane, elevator bucket atau baki. 4. Metode penumpukan barang (beban). 10

16 Metode penumpukan barang pada awal, akhir dan pada saat pemuatan kendaraan pengangkut dapat menjadi dasar pemilihan type mesin pemindah material. 5. Karakteristik proses produksi. Pemilihan mesin pemindah material sering didasarkan pada karakteristik proses produksi, terutama pada pabrik-pabrik penghasil produksi berat maupun ringan yang mengalami proses secara bertahap pada lokasi titik yang berbeda. 6. Kondisi spesifik setempat. Kondisi spesifik setempat sangat berperan dalam menentukan mesin pemindah material yang diperlukan. Selain pemilihan dilakukan dengan pertimbangan yang didasarkan pada prinsip faktor teknik seperti yang telah diuraikan diatas, pemilihan mesin pemindah material juga perlu dipertimbangkan dari segi faktor ekonomis. Dalam evaluasi ekonomis dari type peralatan, perlu menjadi perhatian besarnya modal awal yang meliputi pembelian alat dan biaya konstruksi serta biaya operasional. Yang termasuk dalam biaya operasional adalah : Gaji atau upah pekerja serta santunan lainnya. Biaya yang diperlukan serta santunan sosial lainnya Biaya pelumasan, pembersihan dan pembelian material lain untuk proses pembersihan. Biaya perbaikan dam perawatan. 11

17 .4 Mekanisme pengangkat Mekanisme pengangkat adalah bagian yang utama pada pesawat pengangkat. Mekanisme pengangkat ini biasanya terdiri dari : ( literatur 1. hal ) 1 Motor atau alat penggerak manual. Pemindah daya diantara drum dan poros roda penggerak. 3 Drum atau sproket untuk penggulungan tali pengangkat. 4 Elemen fleksibel pengangkat (rantai dan tali) 5 Pengikat beban. 6 Rem. 7 Kerangka dasar struktur penopang mekanisme pengangkat. Berdasarkan sumber penggeraknya, mekanisme pengangkat dibagi dalam 3 bagian : (literatur 1. hal ) 1 Mekanisme pengangkut dengan penggerak tangan. Gambar.1 Mekanisme Pengangkat manual 1

18 Gerakan dipindahkan dari engkol 1 ke drum yang dipasang pada poros dengan radius R. Untuk menaikkan beban, karet digerakkan sesuai dengan arah panah, selanjutnya daya yang digunakan menggerakkan handle dipindah melalui pasangan roda gigi tersebut. Mekanisme pengangkat dengan penggerak listrik sendiri. Jika system pengangkat, menggunakan motor listrik sebagai penggerak seperti ditunjukkan pada gambar berikut : Gambar. Mekanisme penggerak listrik 3 Mekanisme Pengangkat dengan motor listrik. Dalam system pengangkat dengan menggunakan motor listrik sebagai penggerak utama, daya dipindahkan dari motor listrik melalui pasangan spur gear ke drum seperti ditunjukkan pada gambar berikut : 13

19 Gambar.3 Perpaduan beberapa motor untuk berbagai pergerakan Poros I Poros II, dan III Poros IV Poros motor listrik Poros spur gear Poros drum 14

20 BAB III PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI Daftar persyaratan Daftar persyaratan overhead crane ( secara acak ): Hemat energi Anti polusi & kebisingan Mampu mengangkat 10 ton Ukuran ruangan 1 m x 5 m Mudah perawatannya Dibuat di dalam negeri Komponen di dalam negeri Mudah diperbaiki Sesuai dengan kondisi Indonesia Pengoperasiannya mudah Mekanisme mesin tidak rumit Aman dalam pengoperasian Ongkos produksi murah Suku cadang mudah didapat Pembuatan tidak memerlukan waktu lama Bila terjadi kerusakan dapat diperbaiki di tempat 15

21 Tinggi 6 meter Kecepatan angkat 5 m/min Kecepatan melintang 0 m/min Kecepatan memanjang 30m/min Petunjuk pengoperasian mudah dimengerti Terdiri dari 3 gerakan : naik-turun, melintang & memanjang Selanjutnya daftar persyaratan diatas disusun secara sistematik ke dalam suatu format yang disebut dengan spesifikasi 16

22 SPESIFIKASI OVERHEAD CRANE Perubahan D/W Persyaratan Geometri: D D Ukuran ruangan 1m x 5m Tinggi 6 meter Energi: D Hemat energi Material: W Komponen di dalam negeri Sinyal: D Petunjuk pengoperasian mudah dimengerti Keselamatan: D Aman dalam pengoperasian Ergonomi: D D D D Anti polusi & kebisingan Sesuai dengan kondisi Indonesia Pengoperasiannya mudah Mekanisme mesin tidak rumit Produksi: D D D D Dibuat di dalam negeri Ongkos produksi murah Pembuatan tidak memerlukan waktu lama Kemampuan operasi: 17

23 D D D D D Mampu mengangkat beban 10 ton Kecepatan angkat 5m/menit Kecepatan melintang 0m/menit Kecepatan memanjang 30m/menit Terdiri dari 3 gerakan : naik-turun, melintang & memanjang D D D W Perawatan: Mudah perawatannya Mudah diperbaiki Suku cadang mudah didapat Bila terjadi kerusakan dapat diperbaiki di tempat 18

24 Mesin A Perabot Pengangkat Fleksibel Rantai lasan Rantai rol Tali rami Tali baja B Puli Puli tetap Puli bebas Sproket C Kait Kait tunggal Kait ganda Kait mata D Rem manual Otomatis E Penggerak Gagang engkel Motor listrik Motor Bakar 19

25 F Pemindah gaya Roda gigi Belt G Rel Rel baja rata Rel khusus crane jalan Penopang I Penopang T 0

26 Budhi C VARIASI PRINSIP SOLUSI Solusi yang dievaluasi dari kriteria utama: LEMBAR SOLUSI OVERHEAD CRANE KEPUTUSAN Variasi yang dipilih ( + ) Ya ( + ) Ya ( - ) Tidak ( - ) Tidak (? ) Tidak Jelas (? ) Evaluasi ulang (! ) Periksa spesifikasi (! ) periksa untuk diganti Kesesuaian dengan tugas utama Memenuhi keharusan / lihat spek Dapat direalisasikan secara prinsip Dalam batasan biaya produksi Dalam batasan ukuran keamanan Sesuai dengan desainer Keterangan (alasan) A A A A B B B C C C D D E E E F F G G G G

27 Dari lembar solusi diatas, didapatkan beberapa alternatif solusi perancangan Overhead crane sebagai berikut : 1. A1 B1 C1 D E F1 G. A1 B C1 D E F1 G 3. A1 B1 C D E F1 G 4. A1 B C D E F1 G 5. A4 B1 C1 D E F1 G 6. A4 B C1 D E F1 G 7. A4 B1 C D E F1 G 8. A4 B C D E F1 G Penulis mengambil alternatif nomer 5, yaitu : A4 B1 C1 D E F1 G Tali baja Puli tetap Kait tunggal Rem otomatis Penggerak motor listrik Pemindah gaya roda gigi Rel khusus crane jalan

28 BAB IV PERANCANGAN OVERHEAD CRANE 4.1.Spesifikasi Overhead Crane Overhead Crane yang dirancang mampu melayani kegiatan dalam satu ruangan dengan jangkauan pada setiap titik dalam ruangan tersebut dengan datadata sebagai berikut: Kapasitas angkat :10 ton Lebar ruangan :1 meter Panjang ruangan :5 meter Tinggi girder :6 meter Kecepatan angkat :5 m / menit Kecepatan melintang :0 m / menit Kecepatan memanjang :30 m / menit 4..Cara Kerja Overhead Crane Cara kerja mesin pengangkat overhead crane ini terdiri dari tiga gerakan yaitu: 1. Gerakan turun naik (hoist) yaitu gerakan untuk menaikkan dan menurunkan beban. Beban yang diangkat digantung pada kait yang diikat dengan kabel baja yang digulung oleh drum. Drum ini diputar oleh motor listrik dengan menggunakan transmisi roda gigi. Jika jarak pengangkatan atau penurunan telah sesuai dengan yang dikehendaki maka arus listrik 3

29 pada motor diputus. Bersamaan dengan itu rem akan bekerja sehingga beban tersebut tidak turun atau naik. Proses naik turunnya beban sesuai dengan putaran motor. Sedangkan untuk mengubah putaran motor yaitu dengan mengubah fasa arus listrik pada motor.. Gerakan transversal (melintang) yaitu gerakan trolley untuk memindahkan beban secara melintang. Roda jalan trolly untuk digerakkan oleh motor listrik melalui transmisi roda gigi. Roda jalan ini bergerak / berjalan di atas rel. Untuk memperoleh gerakan melintang ini dengan mengubah putaran motor. Jika posisi yang diinginkan sudah tercapai, maka motor penggerak trolly dimatikan, dan secara otomatis rem akan bekerja sehingga gerakan trolly akan berhenti. 3. Gerakan longitudinal ( memanjang ) yaitu gerakan girder untuk memindahkan beban secara memanjang. Roda jalan girder digerakkan motor listrik melalui transmisi roda gigi. Roda jalan ini bergerak di atas rel yang terpasang di atas tiang topang. Gerakan memanjang untuk arah berlawanan diperoleh dengan mengubah putaran motor. 4.3.Pemilihan Tali Baja Tali baja pada mesin pengangkat Overhead Crane berfungsi sebagai tempat beban akan digantung. Tali baja terbuat dari kawat baja dengan kekuatan σ b 130 sampai 00 kg/mm. 4

30 Beberapa keunggulan tali baja jika dibandingkan dengan rantai adalah : (literatur 1. Hal 30 ) 1. Lebih ringan. Lebih tahan terhadap sentakan 3. Operasi yang tenang (tidak berisik) pada kecepatan operasi tinggi 4. Keandalan operasi yang lebih tinggi Disamping itu kerusakan pada rantai terjadi tiba-tiba sedangkan pada tali baja, kawat pada bagian luar akan mengalami keausan lebih parah dan putus lebih dahulu dibandingkan bagian dalamnya. Pada perancangan Overhead Crane ini tali baja yang digunakan adalah : 6 x c. Sistem pulley yang digunakan adalah pulley majemuk seperti terlihat pada gambar berikut: Gambar 4.1. Sistem Pulley Majemuk Sistem pulley majemuk ini digunakan untuk mengangkat beban sampai 5 ton, perbandingan transmisinya i. panjang tali baja yang tergulung pada setiap 5

31 setengah drum adalah :1h (htinggi pengangkatan). Kecepatan tali cv dan efisiensi η0,94. (Literatur I. Hal 65) Diameter Tali Baja diperoleh: Dari gambar diatas diketahui bahwa jumlah lengkungan3, dari tabel Dmin 3 d Dimana: (Literatur 1, Tabel 17, hal 38) D min Diameter Pulley D diameter tali baja Gaya tarik akibat beban pada tali baja: Dimana: Q + G S Zxη p 0 (Literatur 1, hal 81) Q Kapasitas Crane Go Berat pulley dan kait (diperkirakan 50 kg) η p Efisiensi Pulley 0,94 Z Jumlah tali yang menahan beban 4 buah Maka: S 4x0,94 67,9 kg Luas penampang tali: 6

32 s F () (Literatur 1, hal 39) σ b d x k Dmin Dimana: σ b Tegangan yang diijinkan (1300 s/d 000 N/mm ) 1900 N/mm. K Faktor keamanan 5,5 Maka: F () 67, x ,5 3 1,4 cm 140 mm diameter kawat: F () π 6 x 37 x x δ 4 4xF δ xπ 4x140 x3,14 0,9 mm Diameter Tali Baja: 1,5 x δ x I 1,5x0,9x 0,1 mm Sesuai standart dipilih tali baja dengan diameter : d 4,0 mm. 7

33 4.3.. Pemerikasaan Tali Baja Tegangan tarik maksimum yang diijinkan pada tali baja dihitung dengan: P S max (Literatur 1, hal 40) K Dimana: S Tarikan maksimum yang diinginkan pada tali 67,9 kg P Kekuatan putus tali sebenarnya kg K Faktor keamanan 5,5 (untuk crane jalan) maka: S max ,5 3563,6 kg S < S max, maka tali baja dinyatakan aman Jumlah Bengkokan Tali Baja Dari gambar diatas diketahui bahwa sistem pulley yang digunakan adalah pulley majemuk, dengan jumlah bengkokan (Number of Bend)3 buah, dan dari tabel didapat: D min 3 d Perhitungan Umur Tali Baja Tegangan tarik yang terjadi pada tali baja adalah : τ b F s () 67,9 19, Umur tali baja dihitung dengan rumus : 8

34 Z1 N a. z.β.ϕ Dari tabel diperoleh harga : (Literatur 1, hal 46) a jumlah siklus kerja rata-rata per bulan 3400 Z jumlah lengkungan berulang per siklus kerja 3 Z 1 jumlah perubahan daya tahan tali 0,4 β factor perubahan tali baja ϕ Z/Z 1,5 Maka umur tali baja : N 3400x3x0,4x,5 16,7 bulan Jika mesin pengangkat Overhead Crane dioperasikan dengan : 1. Pengoperasian setiap hari selama 16 jam. Jumlah hari kerja yaitu 5 hari setiap bulan 3. Jumlah siklus kerja setiap hari 136 siklus Maka : N 16,7 x 5 x jam 4.4.Pemilihan Pulley Untuk menentukan dimensi pulley harus disesuaikan dengan diameter tali baja. Tali baja dengan diameter 4 mm maka dimensi yang digunakan adalah sebagai berikut : (Literatur I. Hal 71) 9

35 Gambar 4. Dimensi Pulley a 65 mm b 50 mm c 10 mm e 1,5 mm h 37 mm r 14,5 mm r 1 5 mm r 5 mm r 3 0 mm r 4 15 mm l 18 mm Diameter poros pulley dihitung dengan rumus : Q p l. d (Literatur 1, hal 7) Dimana: p Tekanan pada pulley 75 kg / cm l Panjang pulley ( 1,5 d dan 1,8 d ) 1,8d (diambil) Q Beban + berat pulley / kait kg Maka diameter poros dari pulley adalah: Q d p. l (91,8d )(75) 30

36 (1,8)(75) 8,6 cm Diameter pulley dihitung dengan menggunakan rumus : Dimana : D putih l 1 x l x d d Diameter kabel baja 4 mm l 1 Faktor yang tergantung dari tipe peralatan pengangkat dan kondisi pelayanan 5 l Faktor yang tergantung dari konstruksi kabel 0,9 Maka diameter pully adalah : D puli 5 x 0,9 x 4 54 cm 540 mm 4.5.Perancangan Kait Direncanakan kait dengan jenis kait tunggal dengan bahan ST 50 yang mempunyai kekuatan tarik σ N / mm dengan bentuk ulir kait trapesium. Untuk pengangkatan kg diambil diameter dalam ulir kait d 1 59 mm, maka tegangan tarik σ 1 yang terjadi adalah : 4. Q σ 1 π. d 1 4x ,14x59 35,4 N/mm 31

37 Gambar 4.3. Dimensi Kait Dengan perhitungan diatas dengan kekuatan tarik 49 kg/mm serta mengambil faktor keamanan sf 5,5 maka didapat tegangan tarik yang diijinkan : σ t Q sf 49 5, 5 89 N/mm Dengan perhitungan diatas maka kait diatas memenuhi persyaratan teknik karena σ 1 < σ I atau 35,4 < 89 N/ mm Perhitungan Tegangan tarik dan Tegangan Geser ulir Ulir kait berfungsi sebagai pengikat pada batang lintang. Jenis ulir yang digunakan adalah jenis ulir trapezium. Dimensi ulir pada kait ulir sebagai berikut : 3

38 Gambar 4.4. Ulir Kait H1 5 mm D3 59 mm d 68 mm d1 60 mm P 10 mm d 65 mm α 30º Tegangan Tarik Ulir : Pada ulir, tegangan yang terjadi adalah tegangan tarik yang disebabkan oleh beban aksial yaitu akibat beban yang diangkat. Tegangan tarik yang terjadi adalah : Q Q σ (Literatur 1, hal 87) A π 4 D 3 4x π (59) 36 N/mm 33

39 Tegangan Geser Besarnya beban yang diangkat menimbulkan terjadinya tegangan geser pada luas silinder. Jumlah ulir z dihitung dengan rumus : Q q π. d. H1. Z dimana : Maka : d 59 m h 1 5mm q a 3 kg/mm Z π q a (Literatur, hal 97) 3,6 Untuk lebih aman diambil jumlah ulir sebanyak 5 buah, dan besarnya tekanan bidang pada ulir adalah: Q q πxd xh1xz πx65x5x5 19 N/mm Tegangan geser σ b yang timbul adalah pada luas silinder adalah Q σ b (Literatur, hal 97) π d1 k p z dimana: k 0,84 d 60 mm p 10 mm maka: 34

40 τ b π 60 0, , N/mm Perubahan dianggap merata di seluruh ulir, maka ulir memenuhi persyaratan teknis dengan τ h < q Pemilihan Bantalan Kait Bantalan pada kait berfungsi agar kait dapat berputar dan memperkecil terjadinya gesekan. Beban yang terjadi pada kait adalah beban aksial, untuk konstruksi ini bantalan yang dipergunakan adalah bola aksial dengan dimensi : d 70 mm H 5 mm D 130 mm C kg Gambar 4.5. Bantalan Bola Aksial 4.5..Pemilihan Batang Lintang Batang lintang berfungsi sebagai tumpuan kait yang akan menerima beban. Bahan untuk beban lintang adalah ST 50 dengan kekuatan tarik σ 490 N / mm dengan dimensi sebagai berikut : 35

41 d 58 mm b mm h 1 60 mm d 4 80 mm b 10 mm h 3,5 mm d 5 50 mm b 3 35 mm h 4 4 mm d 6 36 mm b 4 9 mm d mm Gambar 3.6. Batang Lintang Momen lentur maksimum yang terjadi pada batang lintang adalah : ( Literatur 1. hal 98 ) Q L Q d M 1max x x x 4 Dimana: b 4 L + b ,5 mm maka: M , x 1max x Nmm Momen perlawanannya adalah:

42 ( b1 d4) h1 W (Literatur 1, hal 98) 6 (140 80) Dengan mengambil factor keamanan Sf 5,5 maka tegangan arik yang diijinkan 49 σ1 9 0 N/mm 5,5 Besarnya tegangan tarik pada batang lintang adalah : M σ 1max 1 W ,1 N/mm Dari hasil perhitungan diatas diperoleh σ 1 < σ I maka perancangan batang lintang dinyatakan cukup aman. 4.6.Perancangan Drum ( Tromol Penggulung ) Drum berfungsi untuk menggulung tali baja yang dibuat dari besi cor atau besi tuang. Dengan memperhitungkan pada bantalan maka efisiensi η 0,95. Drum ini dilengkapi dengan alur heliks ke kiri dan ke kanan, sehingga tali dapat tergulung dengan seragam. Jari- jari alur heliks ini harus sesuai dengan diameter tali baja. 37

43 Gambar 3.7. Drum Penggulung Tali Baja Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali adalah : H i Z + π D Dimana: i Perbandingan System pulley D Diameter drum 54 cm 0,54 m H Tinggi pengangkatan 5,5 m Sedangkan angka ditambahkan untuk menahan beban 5,5x Z + 3,14x0,54 8,48 lilitan 9 lilitan Perhitungan Kekuatan Drum Pada drum terjadi tegangan tekan sebesar : 38

44 s σ comp (Literatur 1. hal 74) ω s Dimana : S Gaya tarik yang terjadi 679 N s kisar n mm, cm ω tebal dinding drum 1,9 cm Untuk besi cor tegangan tekan ( σ comp ) yang diijinkan sampai dengan N / cm Maka: σ comp 67,9 1,9 x, 6394 N/cm Dari perhitungan diatas diperoleh bahwa tegangan tekan yang diijinkan, maka dimensi drum dinyatakan aman Perancangan Panjang Drum Panjang drum dihitung dengan l z s (Literatur 1, hal 75) dimana s kisar, dari table diperoleh 7 Maka : l 9 x 7 43 mm Denan menyisakan panjang sebesar 5s untuk menahan tali maka panjang drum menjadi : 39

45 H i L + 7 s R D (Literatur 1, hal 75) 5,5x ,14 0,54 x 364, mm 365 mm Karena System pulley yang digunakan adalah sistem pulley majemuk, maka panjang total drum adalah : H i L + 1 s + l1 R D 5,5x ,14 0,54 x (Literatur 1, hal 75) 74,mm 75 mm Perancangan Tebal Drum Tebal Drum dihitung dengan rumus : ω 0,0D + (0,6 + sampaidengan1,0) 0,0 x ,8 mm 1 mm ( untuk keamanan dibulatkan menjadi 1 ) 40

46 4.7.Pemilihan Motor Pengangkat Hoist Untuk mencari daya motor dihitung dengan rumus : Dimana : Q V N 75η (Literatur 1, hal 9) Q Kapasitas angkat + berat pulley dan kait kg v Kecepatan Angkat 5 m/ menit 0,08 m / detik η efisiensi transmisi 0,85 maka : x5 N 75x0,85x60 Dari hasil perhitungan diatas maka dipilih motor pengangkat hoist dengan datadata sebagai berikut : N 15 HP KW n 750 rpm Voltage 380 Volt / 3 phae Frekwensi 50 Hz Momen Girasi rotor ( GD ) 0,033kg m / det Pemerikasaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen statis : M st N (Literatur 1, hal 9) n 13,

47 1547,8 Ncm atau 15,5 Nm Momen dinamis : M Dimana : din δgd n 0, 975 Q V t n t η s s δ Koefisien transmisi yang dipengaruhi masa yang bergerak 1,15 t s waktu start ( 1,5 s/d 5 detik ) 3 detik ( diambil ) n putaran motor 750 rpm Q Kapasitas angkat + brat kait dan pulley kg v Kecepatan angkat 5 m/menit η Efisiensi mekanis 0,80 Antara motor penggerak dan transmisi dihubungkan dengan kopling fleksible dengan diameter poros D 300 mm. Momen Inersia kopling di dapat dan tabel I 0,8 Nm. Maka momen girasi kopling : GD poros GD + GD rotor coupl 0,08 x 4 x 9,81 31,4 Nm Momen girasi poros : GD poros GD + GD rotor coupl 0, ,4 31,73 Nm Sehingga momen dinamis diperoleh : 4

48 M 1,15x3,173x x3 din + 8,6 Nm 0,975x10.00x0,08 750x30x0,80 Momen maximum yang terjadi pada motor adalah : M max M + M din st 8,6 + 15,5 154,1 Nm Momen gaya ternilai adalah : M rated 716, , Nm 4.7..Perancangan Transmisi Roda Gigi Transmisi (roda gigi) pada motor pengangkat direncanakan 3 tingkat seperti pada gambar berikut : Gambar 4.8. Sistem Transmisi ( Susunan Roda Gigi) Kecepatan tali dihitung dengan : V tali V i 43

49 Dimana: V kecepatan angkat 5 m/menit i perbandingan transmisi pulley maka : V tali 5 x 10 m/menit Kecepatan putaran drum : η drum V tali π D 10 3,14 0,54 5,89 rpm Diambil η drum rpm Total perbandingan transmisi diambil 3 tingkat I total i1 + i + i3 Dimana : maka : Atau : I total η 1 η drum η 1 putaran roda gigi 1 (pinion) 750 rpm 750 I total 15 6 Total perbandingan transmisi motor hoist dinyatakan dengan : 44

50 I total Z Z 1 X Z Z 4 3 X Z Z 6 5 Roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus ( spur gear ) dengan sudut tekan kerja α 0 o, bahan roda gigi pinion adalah S 45 C yang memiliki kekuatan tarik σ B1 58 kg / mm dan tegangan lentur ijin σ a1 30 kg / mm. Untuk roda gigi besar, bahannya : S 35 C dengan kekuatan tarik σ B 5 kg / mm dan tegangan lentur yang diijinkan σ A 6 kg / mm. Direncanakan jarak poros a 00 mm dan dari tabel diperoleh modul m 4. Diameter roda gigi dihitung dengan menggunakan rumus : ( literature. hal 0 ) a 00 d 1 66,7mm 1+ i mm a i 00 5 d 333,3mm 1+ i 1+ 5 maka jumlah roda gigi : d1 67 Z 1 16,75mm 17mm m 4 d 333 Z 83,75mm m 4 84mm 333mm Dengan perbandingan gigi 17 : 84 4,94 adalah mendekati 5 maka jumlah gigi roda pinion diambil Z 1 17 dan Z 84. Putaran roda gigi dua : n n1 Z Z 750x17 151, rpm 45

51 Roda gigi dan roda gigi 3 dihubungkan dengan satu poros. Maka : n n 3 15 Rpm. Dengan mengambil modul m 4 dan I 5 dan a 150 mm, maka didapat : d d z a x i xa xi x150x5 1+ i mm 4 50mm Jumlah gigi Z 3 dan Z 4 dihitung dengan menggunakan rumus : d3 50 Z 3 1,5 13 m 4 d4 50 Z 4 6,5 64 m 4 Z4 64 i 4, 93 Z 13 3 Perbandingan transimisi i 4,93 tidak sama dengan 5 sehingga diambil Z 3 13 buah, sehingga diapat : 65 i 5 13 Putaran roda gigi 4 : 3xZ η η Z 15x ,4rpm Untuk menghitung roda gigi 5 dan roda gigi 6 sama seperti roda gigi dan roda gigi 3, dengan :η 4 η 5 30 Rpm, m 4, i 3 dan a 3 150, maka diperoleh : a d 1+ i mm 46

52 a3 i3 x150 d i 6 3 Jumlah gigi Z 5 dan Z 6 dihitung dengan menggunakan rumus : 5 Z ,5 13 m 4 d6 50 Z 6 6,5 64 m 13 Z6 64 i 3 4, 93 Z 13 5 Perbandingan transmisi i 3 4,93 tidak sama dengan 5, maka diambil Z 5 13 buah dan Z 6 65 buah. Pemeriksaan putaran drum η 6 : η Z5xn Z 13x30, ,08rpm Dari hasil perhitungan transimisi diatas, dengan putaran motor η Rpm dan putaran drum η 6 6 Rpm, maka perbandingan transimisi dinyatakan cukup layak untuk perencanaan pengangkat hoist Perancangan Poros dan pasak Poros berfungsi sebagai penerus daya dan pasak digunakan untuk meneruskan momen dari atau ke poros. Bahan poros diambil S 45 CD dengan kekuatan tarik σ B 600 N / mm dan pasak SC 35 dengan kekuatan tarik 50 N / mm. Poros mengalami kelelahan puntir dan diberi alur pasak, dari tabel diperoleh Sf 1 6 dan Sf ( Literatur. Hal. 8 ) 47

53 Gambar 4.9. Poros dan Pasak Tegangan tarik yang diijinkan untuk poros adalah : B τ a (Literatur, hal 8) Sf1 Sf σ N/mm Momen puntir yang terjadi adalah : Dimana : Maka : T9,74x10 5 P d (Literatur, hal 8) n 1 P d Daya motor 11,1855 kw N 1 Putaran motor 750 rpm T9,74x , ,6 Nmm Diameter poros ditentukan dengan : 48

54 d s 5,1 K1 Cb T τ a 1 3 (Literatur, hal 8) Dimana : Maka : K 1 Faktor pembebanan (1,5-3) (pembebanan dengan sedikit kejutan ) C b 1,8 ( diperkirakan tidak mengalami beban lentur ) d s 5,1 xx1,8 x1456, ,3 mm Sesuai standart dan untuk keamanan maksimal diameter maksimal diameter poros diambil 60 mm. Jenis pasak yang digunakan adalah pasak benam ( pasak luncur ) dengan bentuk persegi yang diber alur pada poros. Dengan diameter poros 60 mm maka : d Lebar alur : b s mm 4 4 Kedalaman alur : t 60 7,5mm 8 Dari tabel diperoleh harga dimensi pasak standart yang mendekati untuk diameter poros tersebut dengan data- data sebagai berikut : b 15 mm h 10 mm t 1 15 mm l mm r 1 r 0,5 0,40 mm c 0,40 0,60 mm 49

55 t 15 mm Gaya tangensial yang terjadi pada permukaan poros adalah : T F ds (Literatur, hal 5) Dimana : T Momen yang terjadi 1453,6 Nmm D s Diameter poros 60 mm Maka : x1456,36 F 4.84,07kg 48,4 KN 60 Tegangan geser yang terjadi adalah : F τ k b 1 Dimana : (Literatur, hal 5) b lebar pasak 15 mm l antara mm ( diambil l 80 mm ) maka : 484,07 15x80 τ k 4,03kg / mm 40,3 N/mm Dengan membagi kekuatan tarik σ B dengan sf k1 6 dan sf k maka diperoleh tegangan tarik ijin : σ 5 B σ ka 13kg / mm sfk1 sfk N/mm Panjang pasak yang dibutuhkankan dapat dihitung dengan menggunakan rumus : 50

56 F τ ka b l 1 (Literatur, hal 5) l F 484,07 τ b 13x15 1 ka 4,83mm Dengan perbandinagn bahwa tegangan geser yang timbul lebih Ґk lebih kecil dari tegangan tarik ijin τ ka maka pasak dinyatakan aman untuk digunakan Pemilihan bantalan Bantalan yang digunakan adalah bantalan gelinding jenis bantalan bola radial alur dalam baris tunggal dengan data-data sebagai berikut : Gambar Bantalan bola radial alur dalam baris tunggal d 60 mm B 16 mm D 130 mm r 1,5 mm Perancangan Pengereman Pengangkat Hoist Pengereman pada pengangkat hoist bertujuan untuk menahan beban tetap pada posisi yang diinginkan. System pengereman pada Overhead Crane adalah 51

57 System elektromagnetik yang bekerja secara otomatis. Rem dipasang pada poros motor : N br Q V η 75 (Literatur 1, hal 9) Dimana : Q Kapasitas angkat + beat kait dan pulley kg. v Kecepatan angkat 5 m/menit. k Efisiensi 0,80 maka : 10.00x5x0,8 HP 60x75 6,63673 KW N br 8, 9 Momen static pada poros pengereman adalah : 1 M st N 7160 n 8, br br 8498,9 N/cm 84,989 N/m Momen dinamis saat pengereman adalah : 1 δ GD η 0, 975 Q v η t n t (Literatur 1, hal 93) M din br br Dimana : δ koefisien transmisi yang dipengaruhi massa bergerak 1,15 t br waktu pengereman 3 detik 5

58 n kecepatan putaran motor 750 rpm Q kapasitas angkat + berat pulley dan kait kg V kecepatan angkat 5 m/menit η efisiensi 0,80 Dari perhitungan sebelumnya diperoleh momen girasi poros DG poros 31,7 Nm, maka momen dinamis saat pengereman menjadi : 1,15x3,173x x750x3 1 M din + 0,975x10.050x5 x x750x3 9,31 Nm Maka momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : M br M + M 1 st 1 din 84,9 + 9,31 94,9 Nm Momen pengereman dapat pula dihitung dengan koefisiensi pengereman : M br M 1 st β 8,4989 x 169,97 Nm Maka untuk keamanan diambil momen pengereman terbesar, yaitu 169,7 Nm Perancangan Motor Penggerak Melintang melintang. Motor penggerak melintang berfungsi untuk memindahkan beban secara 53

59 Dengan lebar ruangan 1 meter maka diambil L 11,4 m dengan beban angklat G kg dan berat trolley diperhitungkan G o 500 kg. Daya penggerak trolley adalah : N W V 75η dimana : w Tahanan terhadap gerak v kecepatan 0 m / menit η Efisiensi 0,80 Dimana ω adalah faktor traksi yang tergantung pada diameter roda D dan diameter poros d. Dalam perancangan ini diambil D 400 mm dan d 70 mm, dari tabel diperoleh ω 0 kg/ton sedangkan koefisien pengereman β Maka tahanan gerak : W β ( G + G0) ω (Literatur 1, hal 39) (10+0,5)0 400 N/ton Daya motor trolley : 40x0 N,3HP KW 75x0,8x60 Untuk motor penggerak trolley digunakan dua buah motor, maka daya untuk satu buah motor menjadi :,3 1,15HP 0, Maka dipilih motor dengan data- data sebagai berikut : N HP KW 54

60 n 750 rpm Voltage 380 volt/50hz GD rotor 0,19 Nm Pemeriksaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen ststis yang terjadi : M st 7160 N η 1, ,98 Nm Momen Dynamis : M din 1 δ DG n 0,975 G V t n t η s s dimana : δ Koefisien transmisi 1,15 t s Waktu start 3 detik n Putaran motor 750 Rpm η Efisiensi 0,80 v Kecepatan melintang 0 m/ menit G 1 (Berat beban + Berat trolley) kg Dari tabel diperoleh untuk D 400 mm, momen inersia I 0,0035 kg m / menit 55

61 Maka momen girasi kopling : GD coupl 4. I. g Momen dinamis : 0, ,156 1,75 Nm 1,15x0,175x x3 0,975x10.500x(0) 750x3x0,80x(60) M din + 0,076 Ncm Momen motor M st + M dyn 1, , ,5 Nm Momen motor ternilai adalah M rated 7160 N n Nm Perancangan Rel dan Roda Jalan Rel dan roda jalan Overhead Crane berfungsi agar Crane dapat bergerak tanpa adanya hambatan atau mengurangi terjadinya gesekan. Pemilihan Roda Jalan 56

62 Roda untuk crane ini dibuat dari baja cor cast iron dengan kekuatan bahan σ 70 N/mm. Gaya yang bekerja pada roda jalan adalah P Dimana : Maka : max Q + G0 (Literatur 1, hal 37) 4 Q Kapasitas angkat 10,000kg G 0 Berat trolley 500kg P max 65kg Pada Perancangan ini dimensi roda adalah sebagai berikut : d 1 400mm d 440mm d 3 80mm d 4 180mm d 5 40mm d 6 345mm d 7 30mm b 1 65mm b 110mm b 3 65mm l 4 80mm l 5 0mm l 6 164mm l 7 15mm Tegangan tekan yang timbul pada roda : P k σ 1max 400 (Literatur 1, hal 60) b r 1 Dimana : P Beban yang bekerja pada roda 56,5 kg 57

63 b 1 Lebar permukaan kerja rel rata 65cm r Jari jari permukaan rel 0cm k Koefisien permukaan roda 0.4 m/detik Maka : 65x0,4 6,5x0 σ 1 max ,6kg / cm 8806 N/cm Dengan mengambil factor keamanan Sf 5,5, maka kekuatan tarik ijin adalah : σ i 1309kg / cm 13,09kg / mm 130,9 N/mm σ sf Maka bahan memenuhi syarat yaitu σ σ 1 max i Pemilihan Rel Pada Perancangan Overhead Crane rel yang digunakan adalah rel khusus untuk crane jalan dengan data-data sebagai berikut : Gambar Dimensi rel h 75mm b 65mm b 1 175mm b 0 78mm 58

64 c 30mm d 34mm s 38mm e 10mm f 14mm g 0mm r 5mm Perancangan Pengereman Gerak Melintang Daya pengereman motor adalah : dimana: N br w v 75 η v Kecepatan melintang 0 m/menit η Efisiensi 0,08 W Tahanan terhadap gerakan 40 kg Maka : N 40x0, HP KW 75x0,80x60 br 3 Motor yang diperlukan untuk gerak melintang adalah dua buah maka daya,3 pengereman untuk tiap motor menjadi : 1,15HP 0,85756 KW Untuk lebih aman dipilih daya motor 1,5 HP 1,11855 KW Momen statis pengereman : M N st 7160 n 1, Ncm 11 Nm 59

65 Momen dinamis pengereman : 1 δgd n 0, 975Gv η M din + 375t n t br br 1,15x0,017x x3 0,975x515x(0) 750x3x(60) + x0,8,1 Nm Maka momen yang diperlukan untuk pengereman : M br M st + M din 11,5 +,1 13,6 Nm 4.9. Perancangan Motor Penggerak Memanjang Perecanaan Daya Motor : W v N 75 η dimana : v Kecepatan memanjang 30 m/menit η Efisiensi 0,85 w Tahanan terhadap gerak W β ( Q + G o + G ) ω Dengan : Q Kapasitas angkat kg G o Berat trolley 500 kg 60

66 G Berat girder kg (diperkirakan) ω Faktor traksi ( koefisien tahanan gerak ) Bantalan roda yang digunakan adalah bantalan peluru dengan koefisien gesek μ 0.01 sedangkan koefisien gesek rol diasumsikan k0.05 cm. Dari table diperoleh untuk diameter roda penggerak D 400mm dan diameter poros d 70mm didapat ω 0 kg/ton. Dengan mengambil koefisien pengereman β, maka diperoleh factor traksi : W ( )0 80kg Daya motor yang dibutuhkan adalah : 80x30 N 6,43HP 4,79485KW 75x0,85x60 Motor yang digunakan untuk penggerak memanjang adalah dua buah motor. Maka daya untuk satu motor adalah 6,43/ 3,15HP,33031KW, maka daya untuk satu motor diambil 4HP,988KW dengan data-data ebagai berikut: N n Voltage 4 HP,988KW 750rpm 380 Volt/50 Hz GD 1,3 Nm Pemeriksaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen statis pada poros motor : 61

67 M st 7160 N n 3, Ncm 30,7 Nm Momen dinamis pada poros pada saat start : M din GD GD δ GD 375 coupl motor ts 4 I g n 0,975G v + n t η 4x0,035x9,81 1,37 Nm GD + GD motor s coupl 0,13 + 0,137,67 Nm 1,15x0,67x x3 0,975x0500x(30) 750x3x0,85x(60) M din + 8,17 Nm Maka momen motor yang diperlukan pada saat start adalah : M M + M 3,07 +,817 68,87 Nm motor st din Momen motor ternilai adalah : 6

68 M rated 7160 N n ,7 Ncm 31,89 Nm Momen maximum yang diijinkan adalah M max M motor M 6,887 3,819 max M rated 1,8 <(1,75-) Maka penggunaan motor pada konstruksi ini cukup aman Perancangan rel dan Roda Jalan Pemilihan roda jalan Tekanan maksimum yang terjadi pada roda jalan pada saat troli yang dibebani berada pada daerah mati e bentangan crane. Jarak d adalah jarak antara sumbu kait pengangkat dengan sumbu rel crane. 63

69 Gambar 4.1 Mekanisme Penjalan crane Tekanan maksimum yang terjadi pada roda adalah: G Q + G0 L e P max + (Literatur 1, hal 41) 4 L Dimana : Q Kapasitas angkat kg G Berat girder (rangka) kg G 0 Berat troli 500 kg (diperkirakan) L Panjang 11,4m mm E Jarak daerah mati Dari Gambar diatas diketahui bahwa : 64

70 b D e + Dimana : B Jarak roda jalan 950 mm(diperkirakan) D Diameter roda jalan 400mm Maka jarak daerah mati adalah : e + 675mm 67, 5cm Maka tekanan maksimum yang terjadi pada roda adalah : P max , ,4 kg/cm Tegangan tekan maksimum yang terjadi pada roda adalah : Pk σ max 400 (Literatur 1, hal 60) b r 1 Dimana : p beban yang diterima roda 7439,14 kg k Koefisien kecepatan roda 0,4 b1 Lebar permukaan kerja rel 6,5cm r Jari jari permukaan rel 0cm Maka : σ max ,14x,04 6,5x0 1483,6 N/cm 148,36 N/mm 65

71 Pemilihan rel Pemilihan rel pada Perancangan Overhead Crane ini adalah rel khusus untuk crane jalan dengan dimensi sama seperti rel pada troli Perancangan pengereman Perancangan daya pengereman dihitung dengan rumus : W v N br 75η Dari perhitungan sebelumnya diketahui bahwa tehanan terhadap gerakan adalah : W β ( Q + G0 + G) ω (10+0,5+10)0 Maka : 80 kg N , HP 4,79485 KW 75 0,85 60 br 43 Momen statik pengereman adalah : M 1 st N 7160 n br br 3, Ncm 30,7 Nm Momen dinamis pengereman adalah : M din δ GD n 0,975 G t n t br 1 br v n 66

72 1,15x0,67x750 0,975x0500x(30) + 375x3 750x3x(60) x ,3 Ncm 166,583 Nm Momen gaya pengereman menjadi : M br M 1 din M 1 st 16,658 3,07 136,13 Nm 4.10 Perancangan Rangka Crane (Girder) Rangka crane (girder) merupakan bagian utama pesawat pengangkat overhead crane. Karena pada girder ini trolli dapat bergerak secara melintang yang sekaligus sebagai tempat beban digantung. Pada Perancangan ini girder yang digunakan adalah profil I standar DIN 100 dengan data-data sebagai berikut : Gambar 4.13 Dimensi Profil h 500 mm Ix cm 4 67

73 b 150 mm Wx 180 cm 3 d 0 mm Q 314 kg/m t 36 mm Pada Perancangan crane ini jumlah girder yang digunakan dua buah, dengan panjang girder 11,4m Defleksi Akibat Berat Girder Panjang bentangan girder L 11,4m dan G bobot girder yaitu beban konstan dalam ton yang terdistribusi merata sepanjang bentangan, q bobot mati dalam ton per meter maka momen lentur pada jarak x dari penumpu sebelah kiri akibat bobot mati adalah: x M q q Nm Momen lentur maximum terjadi pada x L, adalah : M L L q G (Literatur 1, hal 315) 8 8 L max 11, , ,86 tonm 10018,6 KNm Defleksi girder akibat berat sendiri adalah : 1 δ G E I 5 3 L x cm 384 (Literatur 1, hal 30) 68

74 Dimana : G Berat girder (3,14x11,4)x7159, kg l Panjang girder 11,4m 1140cm I Momen inersia cm E Modulus elastisitas kg/cm maka : , 5x(1140) δ x.00.00x ,097 cm Defleksi Akibat Beban Kerja Gambar 4.14 Diagram Defleksi Girder Utama Defleksi akibat kerja ditentukan dengan asumsi bahwa troli berada secara sistematis di tengah bentangan girder crane, defleksi ini dapat dihitung dengan : [ L + ( L + ) ] P δ " ( L b) b 48EI Dimana: P Q + G (Literatur 1,hal 30) 69

75 Q Kapasitas angkat kg G Berat troli dan komponennya 500 kg b Jarak antar sumbu roda jalan 950mm 95cm L Panjang girder 1140 cm E Modulus Elastisitas kg/cm I Momen inersia cm 4 Maka : [(1140) + ( ) ] δ " ( ) + 48x.00.00x ,4555 cm Defleksi total adalah : δ δ ' + δ " (Literatur 1, hal 30) 0, ,455 0,55 cm 70

76 BAB V KESIMPULAN & SARAN Kesimpulan: Dari uraian uraian yang dikemukakan di atas, maka dapat disimpulkan: 1. Dengan perancangan sistem VDI 1, diperoleh alternatif terbaik untuk Pembuatan overhead crane adalah menggunakan tali baja, puli tetap, kait tunggal, rem otomatis, motor listrik, roda gigi, dan rel khusus crane jalan.. Untuk mengangkat beban 10ton dibutuhkan ukuran tali baja d4mm, yang menggunakan sistem pulley majemuk, diameter pulley D puli 540mm dan drum penggulung tali baja D 450mm. 3. Daya motor penggerak hoist adalah 15HP, untuk penggerak melintang digunakan dua buah motor dengan daya masing masing HP sedangkan untuk penggerak memanjang digunakan dua buah motor dengan daya masing-masing 4HP. 4. Girder yang digunakan bentuk profil I, ukuran h500mm, b150mm, d0mm, t36mm, dan berat per meter 314 kg. Saran: Alternatif pada perancangan dengan metode VDI 1 bisa ditambahkan lagi, sehingga mendapatkan alternatif yang lebih banyak dan hasil yang lebih baik. Bisa dilanjutkan dengan perancangan bagian kontrolnya.

77 DAFTAR PUSTAKA 1. G.PAHL W.BEITZ, Engineering Design, The Design Council, London, RUDENKO, Mesin pengangkat, Erlangga, Jakarta SULARSO, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, PT.Pradnya Paramita, Jakarta, 1997