BAB III PEMBAHASAN PERHITUNGAN DAN ANALISA

Transkripsi

1 BAB III PEMBAHASAN PERHITUNGAN DAN ANALISA 1.1 Pengumpulan Data Sebelum melakukan analisa perlu adanya dilakukan pengumpulan data. Hal ini dilakukan untuk mendapatkan informasi mengenai gambaran secara analitik terhadap bahasan yang akan dihitung. Data yang dikumpulkan akan menjadi acuan dalam perhitungan yang akan dilakukan. Maka perlu adanya beberapa perimeter yang harus diperhatikan untuk mendapatkan data yang mencukupi. PT. Hitachi Construction Machinery Indonesia adalah salah satu perusahaan manufaktur alat berat yang menggunakan peralatan angkat dalam proses produksinya yaitu jenis Overhead Crane. Gambar 3.1 Bagian utama Overhead Crane ( Ilustrasi gambar ) 35

2 Keterangan : 1. Unit Hoisting 2. Cross Travel Girder 3. Unit End Carriage Parameter yang diamati Metode perhitungan yang dilakukan adalah suatu syarat mutlak untuk memperhitungkan keamanan system dari kerja alat pengangkat yang berhubungan langsung dengan penanganannya, Dalam perancangan alat pengangkat ini diperlukan ketelitian dalam memilih dan menguji kekuatannya dengan pengujian dan penggunaan rumus perhitungannya Langkah-langkah Perancangan Dalam perancangan suatu alat diperlukan langkah-langkah yang harus dilakukan untuk memudahkan dalam proses pembuatan serta rencana proses. Adapun langkah-langkah tersebut adalah sebagai berikut : 1. Melakukan pemilihan hoist yang tepat 2. Perhitungan struktur kait, tali baja, roda puli, drum dan motor penggerak. 3. Perhitungan troli, roda gigi dan motor troli 4. Perhitungan struktur jembatan girder 5. Perhitungan end carriage, roda gigi dan motor penggeraknya. 36

3 Langkah langkah Perancangan Non standar crane Start Input (Spesifikasi Overhead Crane 5 Ton) 1. Daya angkat maksimal Q = 5 Ton 2. Kecepatan angkat = 5m/min 3. Kecepatan hoist troli = 17m/min 4. Kecepatan End carriage = 21m/min 5. Ketinggian angkat = 10 meter 6. Span (wheel to wheel) = 20 meter (Spesifikasi Overhead Crane 5 Ton) Tidak Standar Crane? A Perhitungan sistem puli Perhitungan struktur sistem troli Klasifikasi Teknis Ya Pemilihan Hoist Perhitungan struktur kait dan wire rope Perhitungan daya motor hoist & troli Perhitungan struktur girder Finish A Data Umum Jenis Alat Pengangkat : Overhead Travelling Crane Merk / tipe : Hitachi, type V-Series LH Hoist Kapasitas Angkat : 5 [Ton] = 5000 [kg] Tinggi Angkat : 6 [m] Panjang Span : 20 [m] Batang girder : Steel Beam tipe profil I Kecepatan Hoisting : 6,7 [m/menit] Kecepatan Traveling : 21 [m/menit] Pengoperasian : Dikendalikan operator (pendant) 37

4 3.2 Perhitungan Kehandalan Kerja Kapasitas alat pengangkat ini adalah sebesar 5 ton, dengan jam kerja adalah 21 jam setiap harinya. Maka kehandalan kerja dapat dihitung menjadi : 1) Kehandalan alat pengangkat terhadap beban, dimana diketahui : Qnbeban = beban nominal, dari pembebanan sebesar 5000 kg Kbeban = pemakaian kapasitas angkat rata-rata 0,5 (pustaka 5 hal, 15) Kbeban = Qmbeban Qnbeban = 0,5 => Qmbeban = 0, = 2500 kg = 2,5 ton Maka untuk mengangkat beban sebesar 5 ton, diambil nilai pembebanan paling aman yaitu beban rata-rata untuk pengangkatan sebesar 2,5 ton. 2) Kehandalan alat pengangkat terhadap kapasitas kerja selama 1 hari, diketahui: Qaman = Qmbeban, yaitu : 2,5 ton atau 2500 kg Jam kerja (jk) diambil nilai = 21 jam Σf1 = waktu kerja satu siklus yang diinginkan yaitu 10 menit = 600 detik Maka dapat dicari jumlah siklus per jam adalah : n = = = 6 siklus /jam Σf1 600 Sehingga siklus total dalam 1 hari kerja adalah : ntotal = n x jk = 6 x 21 = 126 siklus/hari Jadi dalam satu hari kerja, produktivitas penggunaan crane adalah : Ptot = Qaman. ntotal = 2, ton/hari = 315 ton/hari. 38

5 3.3 Perhitungan Kait Kait yang digunakan adalah kait tunggal yang terbuat dari baja 20 yang memiliki tegangan aman tidak boleh melebihi 500 kg/cm². pasitas alat pengangkat ini adalah sebesar 5 ton atau 5000 kg, jam kerja, untuk mencari tegangan tarik yang terjadi pada leher kait (σt) adalah : do d1 t T H ρ P Gambar 3.2 Gambar tegangan tarik pada kait (Pustaka 2, hal 20) Keterangan gambar : do d1 h t Ρ = diameter ulir bagian luar = diameter ulir bagian dalam = tinggi kait = tinggi ulir = diameter dalam kait 39

6 Sehingga perhitungan yang ada meliputi : 1) Massa terbagi pada tali tanduh, dalam penggunaan alat angkat beban tidak langsung terpasang pada kait, tapi menggunakan alat bantu berupa tali anduh yang beruas empat dengan dua lilitan pada kait. P = Q ( Pustaka 5 hal, 85 ) 4.cos45º Q = beban muatan = 5000 kg = 5 ton P = cos45º = 2500 kg 2) Perhitungan dimensi kait : kait diperiksa tegangan tariknya pada daerah yang berulir ( terhadap d1 yang lebih kecil). d1 = diameter minimum ulir M 52 = 46 mm ( Pustaka 6 hal, 290) Sehingga tegangan tariknya dapat dihitung dengan rumus : σt = Q = 5000 = 5000 = 3,01 kg/mm² 1660 ¼.л.(d1)² ¼.л.(46)² 3) Tinggi minimum kait ditentukan oleh tegangan tekan yang diijinkan pada ulir, yang didapat dengan rumus berikut : H = 4.Q.t ( Pustaka 5 hal, 86) Л.(do²-di²).P t = jarak pitch ulir = 5 mm ( Pustaka 6 hal, 290) do = diameter luar ulir untuk M52 = 52 mm ( Pustaka 6 hal, 290) 40

7 P = tegangan tekanan aman untuk baja, 300 s/d 350 kg/cm² diambil 350 kg/cm² = 3,5 kg/mm ( Pustaka 5 hal, 86 ) H = ,5 = 2,32 mm π.(52²-46²). 3,5 Dalam hal ini tinggi kait dibuat 3 cm. 4) Tinjauan kekuatan tarik terhadap tegangan tarik dan tekan, dari tabel 19 standar kait tunggal (pustaka 5 hal, 90), diketahui F = luas bagian kritis = 58 cm = 580 mm Xc = jarak antara centroid dan kontur dalam = 4,61 cm = 46,1 mm. f1 f2 ρ = luas desain daerah 1 = 2,93 cm = 29,3 mm = luas desain daerah 2 = 5,72 cm = 57,2 mm = jari-jari kelengkungan kait = 9,36 cm = 93,6 mm Sehingga faktor (x) didapat : 2.(f 1 f 2) 2.(29,3-57,2) x = = = 0,1 mm - F ) Jarak antara garis nol dengan titik pusat ( γ ) didapat dengan rumus : ρ.x γ = = 93,6. 0,1 = 8,5 mm 1+x 1 + 0,1 Sehingga jarak antara bagian terdalam dengan garis nol adalah : e1 = Xc γ = 46,1-8,5 = 37,6 mm ( Pustaka 5 hal, 91 ) a = 4,75 cm = 47,5 mm ( Pustaka 5 hal, 90 ) h 2 = 95 mm (asumsi) 41

8 e2 = h e1 = 95 37,6 = 57,4 mm 6) Tegangan tarik satuan maksimum pada bagian terdalam ( σ1 ) : Q σ1 = e ( Pustaka 5 hal, 88 ) F x a ,1 37,6 95 σ1 =.. = 341,2 => 345 kg/mm² 7) Tegangan tarik satuan maksimum pada bagian terluar ( σ11 ) : Q 2.e2 σ1 1 = ( Pustaka 5 hal, 88 ) F x a ,1 + h ,4 4, ,6 σ11 =.. = 100,6 kg/mm² Tegangan maksimum yang diijinkan pada leher kait untuk jenis baja 20 adalah σt = 500 kg/mm² sedangkan tegangan tarik nyang terjadi adalah sebesar σt = 345 kg / mm², maka kait yang digunakan aman terhadap beban maksimum. 3.4 Perhitungan Tali Baja ( Wire Rope ) Didalam perhitungan tali baja ini menggunakan sistem yang memakai 3 lengkungan ( pustaka 5; hal 38 ), maka fungsi perbandingan jumlah lengkungan untuk (n) 3 lengkungan adalah ( Dmin/d ) = 23. Jumlah Dmin/d Jumlah Dmin/d Jumlah Dmin/d lengkungan (n) lengkungan (n) lengkungan (n) , Tabel 1.2 Nilai Dmin/d sebagai fungsi jumlah lengkungan 42

9 efisiensi Tugas Akhir 1) Untuk mengetahui kekuatan tarik pada tali baja terhadap beban, dapat dicari dengan rumus berikut, Q = kapasitas maksimum = 5000 kg K = faktor keamanan = 5, ( Pustaka 5 hal, 42 ) n = jumlah alur puli penyangga muatan = ( Pustaka 5 hal, 38 ) η = efesiensi sistem puli = 0, ( Pustaka 5 hal, 41 ) η1 = efesiensi kerugian tali akibat kekekuannya ketika menggulung = 0, ( Pustaka 5 hal, 41 ) σb = tali baja netral = baja kg/cm² ( Pustaka 4 hal, 33 ) d = diameter tali baja = 12,5 mm ( data spesifikasi ) i = jumlah kawat dalam tali = 6x29 = ( data spesifikasi ) E = modulus elastisitas yang dikoreksi = yang dikoreksi 3 x = kg/cm²... ( Pustaka 4 hal, 39 ) 8 1 0,95 0,9 0,85 0,8 0,75 0, jumlah puli Gambar 3.3 Grafik efisiensi puli jumlah puli ( Pustaka 5 hal, 41 ) 43

10 Diameter untuk 1 kawat tali (δ) : 12,5 1,5 174 d = 1,5. δ. i ; δ = = 0,6 mm... ( Pustaka 5 hal, 38 ) 2) Tegangan tarik maksimum pada tali baja (S) adalah : S = Q = 5000 = 1313 kg/cm²... ( Pustaka 5 hal, 38 ) n.η.η1 4.0,971.0,98 3) Tegangan pada tali yang dibebani pada bagian melengkung karena tarikan dan lenturan adalah : σσ = σb = = 3272 kg/cm²... ( Pustaka 5 hal, 39 ) K 5,5 4) Untuk penampang tali, dapat dicari dengan mengambil desain tali dengan jumlah kawat (i) = 174, maka didapatkan : F(174) = S ( Pustaka 5 hal, 41 ) σb d -. E K Dmin 1, F(174) = ,5 23 _1, = 0,87 cm² = 86,7 mm² 5) Pemeriksaan kekuatan tali baja P putus = σb. F = ,87 = kg... ( Pustaka 5 hal, 41 ) Sehingga untuk menentukan tegangan tarik maksimum yang diijinkan adalah : Smaks = P = = 2836,5 kg /cm² ( Pustaka 5 hal, 40 ) K 5,5 44

11 Didapat tegangan tarik maksimum tali baja (S) sebesar 1313 kg/cm², beban tarik maksimum tali baja yang terjadi adalah sebesar 2836,5 kg/, dengan demikian untuk beban sebesar 5,0 ton tali baja ini dinyatakan aman dipakai. 3.5 Perhitungan Puli Sistem puli adalah gabungan beberapa puli bebas, puli tetap dan puli rantai. Penggunaan sistem ini adalah untuk mentransmisikan daya yang terjadi pada crane. Digunakan jenis puli majemuk dengan tujuan mengurangi beban yang bekerja pada tali sehingga dapat menggunakan tali dan drum yang juga lebih kecil sehingga bobot mekanisme keseluruhan bisa berkurang. Gambar 3.4 Gambar tegangan tarik pada kait puli ( Pustaka 5, hal 63 ) 1) Sistem puli untuk bati gaya didesain dengan tali yang lepas dari puli tetap, dengan usaha ideal pada bagian tali yang lepas; adalah : Z0 = Q z ( Pustaka 5 hal, 40 ) Dimana : 45

12 Q = beban angkat = 5000 kg z = jumlah puli yang digunakan (puli bebas) = 2 ɛ = faktor hambatan = 1, ( Pustaka 5 hal, 40 ) Maka didapat : Z0 = = 1667 kg 2) Efisiensi resultan pada sistem puli : z+1 ησ = 1. (ɛ) ( Pustaka 5 hal, 40 ) (ɛ)². (z + 1) ɛ - 1 maka didapat : ησ =. (1,05) - 1 = 0,763 (1,05)². (2+1) 1,05-1 3) Untuk menentukan gaya tarik yang dikenakan pada sistem puli, didapat : s = z.h... ( Pustaka 5 hal, 63 ) h = lintasan pada puli = 25, ( Pustaka 5 hal, 71 ) v = kecepatan angkat = 6,7 m/menit ( data spesifikasi ) maka didapat : s = 2. 25,0 = 50 kg 4) Untuk menentukan kecepatan tali didapat : c = z. v = 2. 6,7 = 13,4 m/menit ( Pustaka 5 hal, 63 ) 5) Usaha yang sebenarnya adalah : Z = Q = 5000 = 2184 kg ( Pustaka 5 hal, 71 ) ησ (z + 1) 0,763. (2+1) 46

13 Usaha sebenarnya pada puli adalah Z = 2184 kg, sedangkan usaha ideal Z0 = 1667 kg. Sehingga ukuran puli sesuai standar ditentukan oleh ukuran diameter tali baja yaitu d = 12,5 mm. Gambar 3.5 Roda puli untuk tali baja ( Pustaka 5, hal 71 ) Ukuran roda puli (tabel 16 pustaka 5 hal 71) : Diameter Tali Baja a b c e h l r r1 r2 r3 r4 12, ,0 25,0 10 8,5 4,0 3, Perhitungan Drum Drum digunakan unutk tempat menggulung tali baja pada saat pengangkatan. Gesekan pada bantalan efisiensinya (η) = 0,95 47

14 P0 P H P1 Gambar 3.6 Gambar Drum ( Ilustrasi gambar ) Keterangan gambar : P = panjang drum P0 = panjang lilitan tali P1 = lebar roda penggulung H = tinggi drum d0 = diameter luar drum d1 = diameter dalam drum Sehingga perhitungannya meliputi : 1) Untuk menentukan diameter drum : ddrum = Dmin. dtali = ,5 = 287,5 mm --- ( Pustaka 5 hal, 38 ) Dimensi alur drum standar (tabel 17 pustaka 8; hal 74), yaitu : Gambar 3.7 Roda Puli untuk tali baja ( Pustaka 5, hal 74 ) 48

15 Standar Diameter tali (mm) r1 s1 c1 12,5 7,5 14 3,5 2) Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali adalah : z = H.i + 2 = = 18,6 πdd 3,14.287, ( Pustaka 5 hal, 74 ) H = tinggi angkat crane = 6 m = 6000 mm i = perbandingan sistem tali = 3 3) Menentukan panjang drum (L) : H.i ,14.287,5 L = + 7. s1 = = 377 mm πdd 4) Tebal dinding drum ditentukan secara empiris sebagai berikut : ω = 0,02.Dd + (0,6 sampai dengan 10) mm... ( Pustaka 5 hal, 75 ) ω = 0,02.287, = 15,8 mm. 5) Pemeriksaan tegangan pada drum (σcomp) : S σcomp = = 1970 = 8,9 kg/mm² 15,8.14 ω.s1 49

16 Material yang digunakan untuk drum ini adalah baja cor dengan tegangan drum diizinkan σcomp = 16 kg/mm², sedangkan hasil perhitungan pada drum adalah 8,3 kg/cm²; sehingga dapat disimpulkan drum yang digunakan sangat aman. 3.7 Motor Penggerak Drum Motor penggerak yang digunakan adalah motor dengan penggerak elektrik. Untuk mendapat daya yang dihasilkan dari motor elektrik, digunakan rumus : 1) Daya yang ditransmisikan dari motor elektrik melalui tiga pasang roda N = gigi ke drum tempat tali pengangkat digulung. Q.v 75.η Q = daya angkat maksimal, diperhitungkan dengan tegangan tali baja pada puli sewaktu penurunan => Q = G/2 = 5000/2 = 2500 kg. v = kecepatan angkat standar = 3 m/menit = 0,1 m/detik η = efisiensi transmisi 0,85 Sehingga daya yang dihasilkan motor adalah : N = Q.v = ,1 = 3,9 hp = 2,8 kw 75.η 75.0,85 2) Untuk memindahkan putaran ke drum dipergunakan kopling flens tetap. Untuk mendapatkan kecepatan angkat sebesar 7,2 m/menit, maka besar putaran drum (Nd) adalah : π.dd.nd v = Nd = v π.dd 50

17 v = kecepatan angkat = 6,7 m/menit Dd = diameter drum = 287,5 mm Maka, ,7 Nd = = 8,0 rpm π.287,5 3) Momen statis yang didapat pada poros motor (M st) adalah : M st = ( pustaka 5 hal, 292 ) Nmot nmot Nmot nmot = daya motor = 3,9 hp = putaran motor = 145 rpm maka didapat : M st = ,9 145 = 19,26 kgm 4) Momen dinamik (Mdyn) pada waktu awalan atau start adalah : δ.gd².n Mdyn = + 0,975.(Q+G0).v² ( pustaka 5 hal, 293 ) 375.ts n.ts.ηm δ = koefisien pengaruh komponen transmisi mekanis 1,1 sampai 1,25 = diambil 1, ( pustaka 5 hal, 293 ) ts = waktu awalan start dengan rata-rata 1,5 sampai 5 detik = 3 detik ( pustaka 5 hal, 294 ) 51

18 v = kecepatan angkat = 6,7 m/menit = 0,112 m/detik -- ( data spesifik) n = putaran motor = 145 rpm Q = bobot muatan = 5000 kg G0 = berat total hoisting = 685 kg maka GD² didapat : GD² I = ; GD² = 4.g.I ( pustaka 5 hal, 289 ) 4.g g = kecepatan gravitasi = 9,81 m/detik I = momen inersia = 0,28 kg.m/detik² ( pustaka 5 hal, 295 ) Sehingga didapat : GD² = 4.g.I = 4.9,81.0,28 = 10,99 kgm² Sehingga untuk mencari momen dinamis pada waktu awal start didapat : 1,25.10, ,975.( ).0,112² Mdyn = + = 9,82 kgm ,89 1 5) Momen total starting motor (Mmotor) yang terjadi : Mmotor = M st + Mdyn ( pustaka 5 hal, 291 ) Mmotor = 19,26 + 9,82 = 29,08 kgm 52

19 6) Momen gaya ternilai motor adalah : Nmot Mrated = 716, ( pustaka 5 hal, 300 ) n mot Maka didapat : Mrated = 716,2. 3,9 145 = 19,26 kgm 7) Pemeriksaan motor terhadap beban berlebih. Beban berlebih motor selama start dimana, Mmaks = Mmot dan Mdaya = Mrated ialah : Mmaks Beban berlebih = ( pustaka 5 hal, 300 ) Mdaya Mmaks 29,08 Beban berlebih = = = 1,51 = 151% < 200% Mdaya 19,26 Tegangan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih pada saat starting motor. Beban berlebih yang diizinkan tidak oleh melebihi 175% s/d 200%. Dalam hal ini untuk amannya diambil besarnya 200%. Sehingga dapat disimpulkan bahwa kekuatan motor sudah aman dari kebakaran akibat kelebihan beban saat starting dan batas yang diizinkan dari faktor pelayanan. 3.8 Perhitungan Troli Troli adalah komponen yang menggerakkan hoisting unit searah lebar ruangan dengan menggunakan roda penggerak diatas jembatan girder. Material yang digunakan adalah baja 55JI dengan kekuatan bahan 6000 kg/cm². 53

20 Gambar 3.8 Roda Troli ( Ilustrasi gambar ) Keterangan gambar : D L = diameter roda troli bagian luar = lebar roda gigi l1 = jarak roda gigi d1 = diameter roda troli bagian dalam d2 = diameter as roda l0 = lebar pengunci deangan mengambil asumsi beban merata pada empat roda, maka perhitungannya adalah sebagai berikut : 1) Beban vertikal yang diterima setiap roda (Pv) adalah : Pv = Q+G ( Pustaka 5 hal, 75 ) 4 Dimana : Q = bobot maksimum = 5000 kg ( Data spesifik ) G0 = berat total hoisting unit = 750 kg ( Data spesifik ) 54

21 Pv = = 1437,5 kg 2) Gaya tekan normal (PN) yang terjadi karena kemiringan flens α = 8º adalah : PN = Pv = 1437,5 = 1451,6 kg ( Pustaka 5 hal, 251 ) cosα cos8 3) Perhitungan untuk roda troli diameter 128 mm pada girder, maka tegangan tekan satual lokal ditentukan dengan rumus : σrmaks = 600 P.k b.r ( Pustaka 5 hal, 260 ) P k = Pv = beban pada setiap roda = 1437,5 kg = koefisien kecepatan gelinding roda 25 m/menit = 0,5 m/detik = (1-0,2). 0,5 = 0, ( Pustaka 5 hal, 261 ) b = lebar permukaan kerja beban = 40 mm (direncanakan ) R = jari-jari roda = 128 / 2 = 64 mm Sehingga didapat : σrmaks = ,5.0,4 40.6,4 = 268,3 kg/cm² < 3800 ~ 4500 kg/cm² Tegangan tekan maksmum roda tidak boleh melebihi tegangan tekan ijin dari bahan roda yaitu sebesar 3800 sampai 4500 kg/cm² (pustaka 5; hal 261). Sehingga dapat disimpulkan bahwa roda penggerak troli mampu menahan beban angkat maksimum yang diterima. 55

22 4) Roda penggerak juga mengalami resistensi / tahanan gerak total pada jalur laluan. Untuk menentukan tahanan jalur (WΣ) digunakan rumus : d 2.k δ W Σ = (Q + G0) μ. + + μ1 + μ1² h + 0,024. β D D D R R Q = bobot muatan = 5000 kg G0 = bobot troli = 685 kg ( data spesifik ) μ = koefisien gesek antalan luncur = 0,1 - ( Pustaka 5 hal, 238 ) μ1 = koefisien tahanan gelincir = 0, ( Pustaka 5 hal, 249 ) d = diameter bantalan roda = 55 mm ( data spesifik ) D = diameter roda = 128 mm ( data spesifik ) k = koefisien gesek roda = 0, ( Pustaka 5 hal, 238 ) δ = besar kelonggaran roda = sin = 17,8 h/r = faktor pemusatan tegangan = 1, ( Pustaka 4 hal, 508 ) β = faktor koefisien untuk rpda bergerak pada bantalan luncur diambil 1, ( Pustaka 5 hal, 239 ) Sehingga besar nilai resistansi dari gerak total : , , , WΣ = ( ) 0, ,2 + 0,2².1,0 +.1,4 WΣ = 892,5 kg 56

23 3.9 Transmisi Putaran Roda Gigi Troli Kecepatan troli didapat dari transmisi roda gigi lurus yang mereduksi putaran motor penggerak. Gambar 3.9 Transmisi putaran roda troli ( Ilustrasi gambar ) Perhitungan transmisi roda gigi adalah : 1) Putaran dari roda penggerak (Nroda) adalah : π.droda.nroda Vroda = Nroda = 1000 Vroda = kecepatan traveling roda = 21 m/menit (data spesifik ) Droda = diameter roda troli = 128 mm ( data spesifik ) Sehingga didapat : 1000.Vroda π.droda 1000.Vroda Nroda = = = 52,2 rpm π.128 π.droda 57

24 Perbandingan transmisi roda gigi (i) : i = Z2 = Nrd = m.z2 = Z1 Np m.z1 Drd Dp Z1 = jumlah roda gigi lurus 1 = 32 buah (direncanakan) Z2 = jumlah roda gigi lurus 2 = 80 buah (direncanakan) Maka didapat : i = 80 Drd 128 = 2,5 ; m = = = 1,6 32 Zrg 80 Sehingga putaran rodagigi pinion (Np) adalah : Np = i.nroda = 2,5. 52,2 = 130,5 rpm ( Pustaka 6 hal, 238 ) 2) Kecepatan Linear pitch (V) adalah : π.m.zp.np V = ( Pustaka 3 hal, 1007 ) 100 m = modul gigi Zp = jumlah gigi pinion = 32 buah (direncanakan) Np = putaran pinion = 130,5 rpm maka didapat : π.m , m V = = = 13,1.m m/menit = 0,22.m m/detik

25 3) Beban Tangensial gigi (WT) adalah : WT = 4500.P. Cs V ( Pustaka 3 hal, 1007 ) P = daya yang terpasang pada motor listrik = 0,63 kw ( Data spesifik ) Cs = faktor pelayanan = 1,25 (untuk beban steady 24 jam per hari) V = kecepatan linear pitch = 13,13.m m/menit = 0,22.m m/detik maka didapat : WT = ,63. 1,25 = 13,13.m 269 m 4) Faktor bentuk gigi (Y) unutk 20º full depth involute sistem : Y = 0,154-0, ( Pustaka 3 hal, 1001 ) Z Sehingga untuk pinion didapat (Yp) : Yp = 0,154-0,912 = 0, Sehingga untuk gear didapat (YG) : YG = 0,154-0,912 = 0,

26 5) Karena bahan pinion dan gear sama, maka perhitungan beban gigi diambil pada (Yp), sehingga untuk faktor kecepatan (Cv) nilainya adalah : 3 Cv = 3+V ( Pustaka 3 hal, 1002 ) V = 0,22. m m/detik Cv = 3 3+0,22.m Dengan menggunakan persamaan lewis untuk pinion adalah : WT = (fop. Cv).b.π.m.Yp ( Pustaka 3 hal, 1008 ) fop = tegangan lentur yang diizinkan pinion = 19 kg/mm² Cv = faktor kecepatan = 3 3+0,22.m b = lebar gigi = 40 mm = 4 cm m = modul gigi Yp = faktor bentuk gigi pinion = 0,1255 maka didapat : 3 3+0,22.m WT = π.m.0,1255 = 89,85.m 3+0,22.m 269 m 89,85.m = 89,85.m² = ( ,2.m) 3+0,22.m Dengan menggunakan percobaan perhitungan hit and trial diatas, maka harga standar modul didapat (m) = 3,5, sehingga untuk mencari diameter pinion (Dp) dan diameter gear (DG), perhitungannya didapat : 60

27 Diameter pinion (Dp) = m.zp = 3,5. 32 = 112 mm Diameter gear (DG) = m.zg = 3,5. 80 = 280 mm > Perencanaan roda gigi lurus 1 pinion ( pustaka 6 hal, 241 ) : Bahan : Besi Cos/ cast iron tipe SC 46 Jumlah roda gigi (ZP) Kekuatan tarik (σt) : 32 buah : 46 kg/mm² Tegangan lentur yang diizinkan (σ0) : 19 kg/mm² Kekerasan (brinell) : 46 Putaran (Np) Lebar gigi Profil gigi : 10,5 rpm : 40 mm : 20º full depth involute system 3.10 Motor Listrik Penggerak Troli Troli merupakan suatu roda jalan yang berfungsi untuk menggerakkan hoisting unit. Untuk pergerakan ini dibutuhkan motor listrik. Adapun besaran daya minimal motor untuk menggerakkan troli didapat dari : 1. Daya minimal motor penggerak troli (Ptroli) adalah : Ptroli = W.v ( pustaka 5 hal, 292 ) 75.ηmot WΣ = W = tahanan terhadap gerak = 685 kg v = kecepatan traveling = 21 m/menit = 0,35 m/detik 61

28 ηmot = 0,891 maka didapat : Ptroli = 685.0, ,891 = 3,59 hp = 2,68 kw Keterangan : 1 kw = 1,34 hp 2. Momen statis yang didapat pada poros motor (M st) adalah : M st = ( pustaka 5 hal, 292 ) n Ptroli Ptroli n = daya minimum motor penggerak troli = 3,59 hp = putaran motor = 145 rpm maka didapat : M st = , = 1773,21 kg.cm = 17,73 kg.m 3. Momen dinamik (Mdyn) pada waktu awalan atau start adalah : Mdyn = δ.gd².n + 0,975.(Q+G0).v² ( pustaka 5 hal, 293 ) 375.ts n.ts.ηm δ = koefisien pengaruh komponen transmisi mekanis 1,1 sampai 1,25 = diambil 1, ( pustaka 5 hal, 293 ) ts = waktu awalan start dengan rata-rata 1,5 sampai 5 detik = 3 detik ( pustaka 5 hal, 294 ) v = kecepatan angkat = 6,7 m/menit = 0,112 m/detik -- ( data spesifik) 62

29 n = putaran motor = 145 rpm Q = bobot muatan = 5000 kg G0 = berat total hoisting = 685 kg maka GD² didapat : GD² I = ; GD² = 4.g.I ( pustaka 5 hal, 289 ) 4.g g = kecepatan gravitasi = 9,81 m/detik I = momen inersia = 0,28 kgcm/detik² ( pustaka 5 hal, 295 ) Sehingga didapat : GD² = 4.g.I = 4.9,81.28 = 1098,7 kgm² Sehingga untuk mencari momen dinamis pada waktu ae\wal start didapat : 1, ,975.( ).0,112² Mdyn = + = 3,13 kgm ,89 1 Momen total starting motor (Mmotor) yang terjadi : Mmotor = M st + Mdyn ( pustaka 5 hal, 291 ) Mmotor = 17,73 + 3,13 = 20,68 kgm 4. Momen gaya ternilai motor adalah : Nmot Mrated = 716, ( pustaka 5 hal, 300 ) npiniont Nmot = Ptroli = 3,59 hp / 2,6 kw 63

30 Maka didapat : Mrated = 716,2. 3,59 130,5 = 19,67 kgm 5. Pemeriksaan motor terhadap beban berlebih. Beban berlebih motor selama start dimana, Mmaks = Mmot dan Mdaya = Mrated ialah : Mmaks Beban berlebih = ( pustaka 5 hal, 300 ) Mdaya Mmaks Beban berlebih = = 20,68 = 1,046 = 104,6% < 200% Mdaya 19,67 Tegangan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih pada saat starting motor. Beban berlebih yang diizinkan tidak oleh melebihi 175% s/d 200%. Dalam hal ini untuk amannya diambil besarnya 200%. Sehingga dapat disimpulkan bahwa kekuatan motor sudah aman dari kebakaran akibat kelebihan beban saat starting dan batas yang diizinkan dari faktor pelayanan. Untuk pemilihan motor listrik pada spesifikasi diambil motor dengan tipe YTOG-K, motor AC 3 phase dengan spesifikasi sebagai berikut : Model = High speed Daya = 3,0 kw Putaran output = 145 rpm Frwekwensi = 50 Hz Voltase = 380 V Berat Motor = 26 kg 64

31 3.11 Jembatan Jalan / Girder Troli Jembatan jalan pada umumnya yang dipakai adalah tipe profil I beam, berdasarkan data spesifikasi pemilihan profil dan kapasitas angkut maksimum. Untuk analisa kekuatan girder dimana bahan girder dipilih jenis baja 45JI (pustaka 8 hal, 24) yang mempunyai kekuatan tarik 55 kg/mm², sehingga untuk ukuran beam berdasarkan standar spesifik yaitu I = 450x175x11 N0. profil 45 dengan berat 65,2 kg/m. Sehingga perhitungannya didasari pada : 1. Girder akan menerima beban momen akibat bebanangkat, sehingga momen yang terjadi bentangan RA dan RB adalah : F RA L RB Mencari RB : ΣMA = 0 Gambar 3.10 Gambar diagram momen ( Ilustrasi gambar ) F = beban angkat maksimum = (berat girder + berat hoisting + berat beban.1,25) = kg. F.10 RB. 20 = RB. 20 = 0 RB = / 20 = kg Mencari RA : ΣMB = 0 => RA = RB = kg 65

32 Maka diperiksa : (RA + RB) = F = kg Disimpulkan bahwa girder akan mendapatkan beban seberat kg 2. Beban momen terbesar akan terjadi ditengah girder, sehingga untuk mencari momen maksimum (Mmaks) dengan memperhatikan faktor dinamis adalah : Mmaks RA RB Gambar 3.11 Gambar momen maksimum pada beban ( Ilustrasi gambar ) Mmaks = 1/4.Ψ.(Q+Go).L + 1/8. Ψ.φ.q.L²... ( Pustaka 4 hal, 265 ) Q = berat angkat maksimum (+75%) = ,75 = 8750 kg G0 = berat total hoisting = 685 kg L = panjang span = 20 m q = berat jenis girder = 65,2 kg Ψ = faktor golongan (diambil 1,4 untuk penggunaan industri) φ = koefisien dinamik akibat beban diam = 1, ( Pustaka 5 hal, 319 ) maka didapat : 66

33 Mmaks = 1/4.1,4.( ) /8. 1,4.1,0.65,2.20 = 66273,2 kg.m = 66,27 ton.m 3. Untuk analisa kekuatan girder dimana bahan girder dipilih jenis baja 45JI (Pustaka 8 hal, 24) mempunyai kekuatan tarik 55 kg/mm² perhitungan momen lentur girder yang diizinkan (Mq) didapat dengan rumus : L Mq = G ( Pustaka 5 hal, 315 ) G = q = berat jenis girder = 65,2 kg L = panjang span = 20 m maka didapat : Mq = 65, = 163 ton.m = kg.m = 163 ton.m Dapat disimpulkan bahwa girder mampu menahan momen maksimum yang terjadi, Mmaks < Mq yang diizinkan = (66,27 ton.m < 163 ton.m). 4. Tinjauan besar lendutan atau defleksi pada rangka batang girder akibat beban gerak : δ" Gambar 3.12 Gambar defleksi pada batang beam ( Ilustrasi gambar ) 67

34 Besar defleksi (δ ) digunakan rumus sebagai berikut : 40. M. L² δ = 1, ( Pustaka 5 hal, 331 ) _ 384. e. I M L = momen akibat beban gerak = panjang span = 20 m e = modulus elastisitas untuk baja = 2,2x ( Pustaka 5 hal, 78 ) Untuk mencari momen inersia pada girder adalah : h² 4 I = (Fatas + Fbawah) ( Pustaka 5 hal, 332 ) Fatas = lebar penampang atas = 160 mm Fbawah = lebar penampang bawah = 160 mm h = tinggi batang rangka = 450 mm maka didapat : I = ( ). 450² 4 = mm 4 Untuk mencari momen akibat beban gerak adalah : M = P L - b ( Pustaka 5 hal, 339 ) 2L 2 b L = jarak troli = 1225 mm = panjang span = 20 m (direncanakan) 68

35 Untuk mencari gaya yang timbul oleh roda troli : Q + Gt P = ( Pustaka 5 hal, 339 ) _ 4 Q = berat muatan = 8750 kg Gt = berat troli = 685 kg ( data spesifik ) Maka didapat : P = = 4718 kg Sehingga untuk mencari momen akibat beban gerak : M = 20 - = kg/cm Maka untuk mencari besar defleksi (δ ) didapat : δ" = 1, ² = 0,058 cm = 0,58 mm , Sedangkan defleksi yang diizinkan adalah : 1 δ" = = 4 mm 5000 Dapat disimpulkan defleksi maksimum yang terjadi tidak lebih dari defleksi yang ditentukan (δ = 0,58 mm < 4 mm), sehingga jembatan jalan atau gider aman terhadap terjadinya defleksi / lendutan. 69

36 3.12 Pembawa Crane (End Carriage) End carriage adalah bagian crane yang bertugas menggerakkan girder maju dan mundur, berikut perhitungan dari bagian end carriage adalah sebagai berikut : 1. Roda Jalan, adalah bagian dari end carriage, dengan bahan material adalah baja 55JI dengan kekuatan bahan 6000 kg/cm² dengan kekerasan 170 (pustaka 8 hal, 261). Roda ini menerima gaya reaksi pembebanan yaitu : a. Gaya reaksi tumpuan pada ujung span (RA + RB ) b. Beban end carriage itu sendiri Setiap end carriage mempunyai dua buah roda jalan, dengan beban rata pada setiap roda, sehingga tiap roda menerima beban gaya berikut : Proda = RA + GE 2 RA = gaya reaksi tumpuan A = kg GE = berat end carriage tipe THL5-56 = 310 kg ( data spesifik ) Maka didapat : Proda = = kg 2 1. Tegangan tekan satuan (σrmaks) roda terhadap rel jalan dihitung : σrmaks = 400 P.k ( Pustaka 5 hal, 260 ) b.r 70

37 P = beban yang diterima tiap roda = kg b1 = lebar roda bagian dalam = 70 mm ( data spesifik ) b2 = lebar roda bagian luar = 94 mm r = jari-jari roda jalan = 125 mm = 12,5 cm Mencari koefisien kecepatan gelinding roda : k = 0,5. Vroda Vroda = kecepatan traveling roda = 21 m/menit = 0,35 m/detik ( data spesifik ) maka didapat : k = 0,5. 0,35 = 0,175 Sehingga untuk mencari tegangan satuan roda terhadap rel jalan didapat : σrmaks = , ,5 = 230 kg/cm² Tegangan tekan satuan lokal aman maksimum tidak boleh melebihi dari tegangan tekan yang diizinkan bahan baja 55JI, yaitu 6000 kg/cm². Sehingga dapat disimpulkan bahwa roda penggerak mampu menahan beban angkat maksimum yang terjadi. 71

38 3.13 Transmisi Putaran Roda Gigi pembawa crane (end carriage) Kecepatan roda penggerak end carriage didapat dari transmisi roda gigi yang mereduksi putaran output motor penggerak. Roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus. motor reduser Roda gigi 1 (pinion) Roda jalan (wheel) Roda gigi 1 (gear) Gambar 3.13 Transmisi putaran roda gigi pembawa crane ( Ilustrasi gambar ) Perhitungan dari transmisi putaran roda gigi end carriage adalah sebagai berikut : 1. Putaran dari roda jalan (Nroda) adalah : π.dd.nd 1000 Vroda = Nroda = 1000.Vroda π.droda Vroda = kecepatan traveling roda = 21 m/menit ( data spesifik ) Droda = diameter roda bagian dalam = 250 mm ( data spesifik ) Dgear = diameter gear roda = 299,6 mm ( data spesifik ) maka perhitungannya didapat : Nroda = π.250 = 26,75 rpm 72

39 Perbandingan transmisi roda gigi (i) : i = Z2 Z1 Z1 Z2 = jumlah roda gigi lurus 1 = 45 = Zp = jumlah roda gigi lurus 2 = 88 = Zrg 88 Dgear 299,6 i = = 1,96 ; m = = = 3,4 45 Zrg 88 Sehingga putaran rodagigi pinion (Np) adalah : Np = i.nroda = 1,96. 26,75 = 52,3 rpm ( Pustaka 6 hal, 238 ) 2. Kecepatan Linear pitch (V) adalah : π.m.zp.np V = ( Pustaka 3 hal, 1007 ) 100 m = modul gigi = 3,4 Zp = jumlah gigi pinion = 45 buah (direncanakan) Np = putaran pinion = 52,3 rpm maka didapat : π.3, , ,39 V = = = 25,606 m/menit = 0,427 m/detik

40 3. Beban Tangensial gigi (WT) adalah : WT = 4500.P. Cs V ( Pustaka 3 hal, 1007 ) P = daya yang terpasang pada motor listrik = 0,7 kw ( Data spesifik ) Cs = faktor pelayanan = 1,25 (untuk beban steady 24 jam per hari) V = kecepatan linear pitch = 25,606 m/menit = 0,427 m/detik maka didapat : WT = ,7. 1,25 = 153,77 25, Faktor bentuk gigi (Y) unutk 20º full depth involute sistem : Y = 0,154-0, ( Pustaka 3 hal, 1001 ) Z Sehingga untuk pinion didapat (Yp) : Yp = 0,154-0,912 = 0, Sehingga untuk gear didapat (YG) : YG = 0,154-0,912 = 0, Karena bahan pinion dan gear sama, maka perhitungan beban gigi diambil pada (Yp), sehingga untuk faktor kecepatan (Cv) nilainya adalah : 74

41 3 Cv = 3+V ( Pustaka 3 hal, 1002 ) V = 25,606 m/detik 3 Cv = = 0, ,606 Dengan menggunakan persamaan lewis untuk pinion adalah : WT = (fop. Cv).b.π.m.Yp ( Pustaka 3 hal, 1008 ) fop = tegangan lentur yang diizinkan pinion = 19 kg/mm² Cv = faktor kecepatan = 0,105 b = lebar gigi = 80 mm = 8 cm m = modul gigi = 3,4 Yp = faktor bentuk gigi pinion = 0,1255 maka didapat : WT = 19. 0, π. 3,4. 0,1255 = 21,384 Dengan m = 3,4 ; sehingga untuk mencari diameter pinion (Dp) dan diameter gear (DG), perhitungannya didapat : Diameter pinion (Dp) = m.zp = 3,4. 45 = 153 mm Diameter gear (DG) = m.zg = 3,4. 88 = 299,2 mm > Perencanaan roda gigi lurus 1 & 2 pinion ( pustaka 6 hal, 241 ) : Bahan : Besi Cos/ cast iron tipe SC 46 75

42 Jumlah roda gigi (ZP) Jumlah roda gigi (ZG) Kekuatan tarik (σt) : 45 buah : 88 buah : 46 kg/mm² Tegangan lentur yang diizinkan (σ0) : 19 kg/mm² Kekerasan (brinell) : 46 Putaran (Np) Lebar gigi Profil gigi : 52,3 rpm : 80 mm : 20º full depth involute system 3.14 Motor Listrik Penggerak End Carriage Untuk menentukan besarnya daya listrik yang butuhkan, perlu ditentukan besar tahanan (resistensi) jalan roda. Perhitungannya adalah : 1) Rumus tahanan jalan (W) adalah : W = ω.(q + Go + GG + GE) 1000 ω = koefisien tahanan gerak atau faktor traksi (kg/ton) Q = beban angkat maksimum = ,25 = 6250 kg G0 = berat total hoisting = 685 kg GG = GE = berat jenis girder x panjang span = 62,5 x 20 = 1250 kg berat end carriage tipe THL5-56 = = 620 kg 76

43 Menentukan faktor traksi (ω) : ω = μ.d + 2.k D ( pustaka 5 hal, 238 ) μ = koefisien gesek bantalan roda = 0, ( pustaka 5 hal, 238 ) d = diameter bantalan roda = 80 mm k = koefisien gesek roda = 0, ( pustaka 5 hal, 238 ) D = diameter roda = 282 mm Dp = diameter roda bagian dalam = 250 mm maka didapat : μ ,05 ω = = 0, Bila koefisien tahanan gerak ini dihitung dalam satuan kg/ton, maka besarnya akan dikalikan dengan /Sehingga koefisien tahanan gerak adalah 28,7 kg/ton; sehingga besar tahanan jalan (W) didapat : W = 28,7.( ) 1000 = 252,7 kg 2) Daya minimum terpasang pada motor untuk menggerakkannya adalah : Pcrg = W.v ( pustaka 5 hal, 292 ) 75.ηmot W = tahanan jalan terhadap gerak horizon = 252,7 kg v = kecepatan traveling = 21 m/menit = 0,35 m/detik ηmot = 0,891 77

44 maka didapat : Pcrg = 252,7.0, ,891 = 1,324 hp = 0,99 kw Keterangan : 1 kw = 1,34 hp 3) Perhitungan motor, momen girasi total motor yang terjadi adalah : MD I = ² ; MD² = 4.g.I ( pustaka 5 hal, 289 ) 4.g g = kecepatan gravitasi = 9,81 m/detik I = momen inersia = 0,28 kgm/detik² ( pustaka 5 hal, 295 ) Sehingga didapat : MD² = 4.g.I = 4.9,81.0,28 = 1099 kgm² 4) Momen statis yang didapt pada poros motor (M st) adalah : M st = 716, ( pustaka 5 hal, 292 ) n Pcrg Pcrg n = daya minimum motor penggerak end carriage = 0,99 kw =1,324 hp = putaran motor = 145 rpm maka didapat : M st = 716,2. 1, = 6,54 kgm 78

45 5) Momen dinamik (Mdyn) pada waktu awalan atau start adalah : δ.gd².n Mdyn = + 0,975.(Q+G0).v² ( pustaka 5 hal, 293 ) 375.ts n.ts.ηm δ = koefisien pengaruh komponen transmisi mekanis 1,1 sampai 1,25 = diambil 1, ( pustaka 5 hal, 293 ) ts = waktu awalan start dengan rata-rata 1,5 sampai 5 detik = 3 detik ( pustaka 5 hal, 294 ) v n = kecepatan travel = 21 m/menit = 0,35 m/detik ---- ( data spesifik) = putaran motor = 145 rpm Q = bobot muatan = 6250 kg G0 = berat total hoisting = 685 kg MD² = 4.g.I = 4.9,81.0,28 = 10,99 kgm² ηmot = 0,891 Sehingga untuk mencari momen dinamis pada waktu awal start didapat : 1,25.10, ,975.( ).0,35² Mdyn = + = 3,91 kgm , Momen total gaya starting motor (Mmot) adalah : Mmotor = M st + Mdyn ( pustaka 5 hal, 291 ) Mmotor = 6,54 + 3,91 = 10,45 kgm 79

46 7. Momen total gaya starting motor (Mmot) adalah : Nmot Mrated = 716, ( pustaka 5 hal, 300 ) npinion Nmot = Pcrg = 1,324 hp Maka didapat : Mrated = 716,2. 1,324 52,3 = 18,13 kgm 8. Pemeriksaan motor terhadap beban berlebih. Beban berlebih motor selama start dimana, Mmaks = Mmot dan Mdaya = Mrated ialah : Mmaks Beban berlebih = ( pustaka 5 hal, 300 ) Mdaya Mmaks Beban berlebih = = 10,45 = 0,576 = 57,6% < 200% Mdaya 18,13 Tegangan motor diperiksa terhadap besarnya beban berlebih pada saat starting motor. Beban berlebih yang diizinkan tidak oleh melebihi 175% s/d 200%. Dalam hal ini untuk amannya diambil besarnya 200%. Sehingga dapat disimpulkan bahwa kekuatan motor sudah aman dari kebakaran akibat kelebihan beban saat starting dan batas yang diizinkan dari faktor pelayanan. Untuk pemilihan motor listrik pada spesifikasi diambil motor dengan tipe YTOG-K, motor AC 3 phase dengan spesifikasi sebagai berikut : a. Model = High speed b. Daya = 1,5 kw 80

47 c. Putaran output = 145 rpm d. Frekwensi = 50 Hz e. Voltase = 380 V f. Berat Motor = 26 kg 3.15 Hasil Perhitungan Dari hasil perhitungan yang dilakukan pada komponen alat pengangkat, kemudian dimasukkan dalam data hasil pokok yang berisi tabel spesifikasi dasar alat angkat yang dirancang. \ Adapun hasil perhitungan tersebut dapat disajikan menjadi : Data Spesifik Spesifikasi Satuan Data Kapasitas angkat ton 1 ~ 5 Tinggi angkat m 6 Kecepatan angkat m/menit 6,7 Kecepatan jalan m/menit 21 Jam kerja yang dibutuhkan Hari/jam 24 Kondisi operasi Medium Temperatur kerja ºC 25 Faktor kerja % 25 81

48 Tabel Hasil Perhitungan Kehandalan Kerja Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan Q Kapasitas angkat 5000 kg SD Qmaman Beban rata-rata aman 2500 kg P ntotal Waktu kerja perhari 24 jam SD Qhr Kapasitas per jam kg/jam P Ptot Produktifitas satu hari kg/hari P n Siklus per jam 6 siklus/jam P Keterangan : SD = berdasarkan data spesifik P = berdasarkan data perhitungan Diberikan kapasitas pembebanan yang paling aman yaitu : Qringan = 1000 kg ; Qmedium = 3000 kg ; Qberat = 5000 kg Tabel Hasil Perhitungan Kait Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan D1 Dia. Min ulir M mm SD d0 Dia. Luar ulir M kg 52 mm SD Q Beban maksimal 5000 kg SD t Jarak pitch ulir-ulir 5 mm SD σt Tegangan tarik 3,01 kg/mm² P 82

49 σt1 Tegangan diizinkan 500 kg/mm² SD H Tinggi kait 150 mm P a Jari-jari mulut kait 47,5 mm SD σ1 σ11 γ Tegangan max. Bagian dalam kait Tegangan max. Bagian luar kait Jarak antara garis nol dan titik pusat 345 kg/mm² P 100,6 kg/mm² P 8,5 mm P Tabel Hasil Perhitungan Tali Baja Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan K Faktor keamanan 5,5 SD n Jumlah alur puli yang menyangga muatan 2500 kg 4 SD η Efisiensi sistem puli 0,971 SD d Diameter tali baja 12,5 mm P δ S σσ Diameter untuk 1 kawat tali Tegangan tarik maksimum tali baja Tegangan pada tali yang melengkung 0,6 mm P 1970 kg P 1313 kg/mm² P F(174) Luas penampang tali 86,7mm² P Smaks Tegangan tarik maksimum dizinkan 2836,5 kg/mm² P Tegangan tarik maksimum pada tali baja = 1313 kg/mm² sedangkan tegangan tarik maksimum diizinkan adalah = 2836,5 kg/mm² (aman) 83

50 Tabel Hasil Perhitungan Puli Notasi Z0 Data yang dihitung Usaha ideal pada bagian tali lepas Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan 1667 kg P Z Usaha sebenarnya 2184 kg P ησ Efisiensi resultan 0,763 P ɛ Faktor hambatan 1,05 SD s Gaya tarik yang dikenakan pada puli 50 kg P c Kecepatan tali 13,4 m/menit P z Jumlah puli yang digunakan (puli bebas) 2 SD h Lintasan pada puli 25 SD v Kecepatan angkat 6,7 m/menit SD Usaha yang sebenarnya adalah = 2184 kg, sedangkan usaha ideal = 1667 kg. Diameter tali baja didapatkan = 12,5 mm. Tabel ukuran roda puli (tabel 16 pustaka 8 hal 71) : Diameter Tali Baja a b c e h l r r1 r2 r3 r4 12, ,0 25,0 10 8,5 4,0 3,

51 Tabel Hasil Perhitungan Drum Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan dtali Diameter tali 12,5 mm SD ddrum Diameter drum 287,5 mm P dmin Untuk 3 lengkungan 3 SD z Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali 18,6 P L Panjang drum 431 mm P ω Tebal dinding drum 15,8 mm P σcomp Tegangan pada drum 8,3 kg/mm² P σcompi Tegangan yang diizinkan 16 kg/mm² P Tegangan pada drum = 8,3 kg/mm², sedanga drum yang diizinkan adalah = 16 kg/mm², makaa drum aman digunakan Tabel Hasil Perhitungan Motor penggerak drum Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan N Daya yang dihasilkan 3,9 hp 2,8 kw P ηpuli Efisiensi puli 0,975 SD ηdrum Efisiensi drum 0,95 SD ηgigi Efisiensi roda gigi 0,99 SD GD² Momen girasi 10,99 kg.m P v Kecepatan angkat 6,7 m/menit SD Nd Putaran drum 8 rpm P 85

52 Mst Momen statis 19,26 kg.m P Mrated Momen gaya ternilai motor 19,26 kg.m P Mdyn Momen dinamis 9,82 kg.m P Mmot Momen total start 29,08 kg.m P Wberlebih Wizin Beban lebih motor selama start Beban lebih motor selama start izin 152% P 175% ~ 200% SD Tabel Hasil Perhitungan Roda Troli Notasi Pv Data yang dihitung Beban vertikal yang diterima Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan 1437,5 kg P PN Reaksi gaya vertikal roda 1451,6 kg P D Diameter roda 128 mm SD σrmaks Tegangan tekan roda troli 268,3 kg/cm² P σr Tegangan tekan yang diizinkan 4500 kg/cm² P G0 Bobot troli 685 kg SD k Koefisien gesek roda 0,05 SD WΣ Nilai tahanan gerak total 892,5 kg P Tegangan tekan maksimum roda = 268,3 kg/cm² sedangkan tegangan tekan yang diizinkan adalah sebesar = 4500 kg/cm². Maka aman dipakai 86

53 Tabel Hasil Perhitungan Transmisi Putaran Roda Gigi Troli Notasi Nroda Data yang dihitung Putaran roda penggerak troli Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan 52,2 rpm P Vroda Kecepatan traveling 21 m/menit SD D Diameter roda 128 mm SD i Perbandingan transmisi roda gigi 1,6 P Np Putaran nroda gigi pinion 130,5 rpm P V Kecepatan linear pitch 13,1 m/menit P P Daya motor listrik 0,63 SD yp yg Faktor pembentuk gigi pinion Faktor pembentuk gigi gear 0,1255 P 0,143 P m Modul 3,5 P Dp Diameter pinion 112 mm P DG Diameter gear 280 mm P Didapatkan modul = 3,5, sehingga : Diameter pinion (Dp) = 3,5. Zp = 3,5 x 32 = 112 mm Diameter gear (DG) = 3,5. ZG = 3,5 x 80 = 280 mm Tabel Hasil Perhitungan Motor Troli Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan Ptroli Daya minimal troli 3,6 hp / 2,6kW P v Kecepatan traveling 21 m/menit SD 87

54 M st Momen statis pada poros motor 17,73 kg.m P WΣ Tahanan terhadap gerak 685 kg P δ koefisien 1,25 SD Mdyn Momen dinamik 9,82 kg.m P GD² Momen girasi 10,99 kg.m² P Mmot Momen motor start 20,68 kg.m P Mrated Momen ternilai motor 19,67 kg.m P Wberlebih Wizin Beban lebih motor selama start Beban lebih motor selama start diizinkan Beban berlebih Wberlebih = 104,6 % < 200 %. 104,6 % P 175 % ~ 200 % SD Tabel Hasil Perhitungan Jembatan Jalan / Girder Troli Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan Mmaks Beban momen terbesar 66273,2 kgm P Mq Momen lentur girder yang diizinkan kgm P I Momen inersia mm4 P δ Besar defleksi 0,58 mm P δ" Besar defleksi yang diizinkan 4,0 mm P e Modul elastisitas 2,2 x 106 SD M P Momen akibat beban gerak Gaya yang timbul oleh roda troli (4 roda) kgm P N P 88

55 Tabel Hasil Perhitungan Roda Jalan Crane Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan GE Berat end carriage 310 kg SD Proda Beban tiap roda 2215 kg P σrmaks σr Tegangan satuan roda terhadap rel Tegangan satuan roda terhadap rel diizinkan 230 kg/cm² P 6000 kg/cm² SD Vroda Kecepatan traveling roda 21 m/menit SD k Koefisien kecepatan gelinding roda 0,175 P Tabel Hasil Perhitungan Roda Gigi Pembawa Crane Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan 4 Spesifikasi data Keterangan Vroda Kecepatan traveling roda 21 m/menit SD d Diameter roda pembawa crane bagian dalam 250 mm SD Nroda Putaran dari roda jalan 26,75 rpm P i Perbandingan transmisi roda gigi 3,4 SD Np Putaran roda gigi pinion 52,3 rpm P V Kecepatan linear pitch 0,427 m/menit P yp Faktor bentuk gigi pinion 0,134 P yg Faktor bentuk gigi gear 0,144 P m Modul gigi 3,4 P Dp Diameter pinion 153 mm P DG Diameter gear 299,2 mm P 89

56 Tabel Hasil Perhitungan Motor Pembawa Crane (End Carriage) Notasi Data yang dihitung Hasil perhitungan Spesifikasi data Keterangan G0 Bobot total hoisting 685 kg SD GG GE Bobot girder x panjang span Bobot t 2 end carriage tipe THL kg P 620 kg P ω Faktor traksi 0,0287 P μ Kecepatan traveling 0,1 SD k Koefisien gesek roda 0,05 SD W Besar tahanan jalan 257,7 kg P Pcrg Daya minimum pada motor 1,324 hp P V Kecepatan gerak roda 25 m/menit SD MD² Momen girasi 10,99 kgm P M st Momen statis 6,54 kgm P Mdyn Momen dinamik pada waktu start 3,91 kgm P Mmot Momen motor start 10,45 kgm P Mrated Momen ternilai motor 18,31 kgm P Wberlebih Wizin Beban lebih motor selama start Beban lebih motor selama start diizinkan Beban berlebih Wberlebih = 57,6 % < 200 %. 57,6% P 175 % ~ 200 % SD 90