MEKANISME GERAK MENDATAR PADA KRAN MENARA

i

MEKANISME GERAK MENDATAR PADA KRAN MENARA

TUGAS AKHIR

Diajukan untuk memenuhi salah satu syarat memperoleh gelar Sarjana Teknik

Jurusan Teknik Mesin

Disusun oleh:

Nama : Landung Suryo Hastomo

NIM : 025214077

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI UNIVERSITAS SANATA DHARMA

YOGYAKARTA 2008

id4030203 pdfMachine by Broadgun Software - a great PDF writer! - a great PDF creator! - http://www.pdfmachine.com http://www.broadgun.com

pdfMachine A pdf writer that produces quality PDF files with ease!

Produce quality PDF files in seconds and preserve the integrity of your original documents. Compatible across nearly all Windows platforms, simply open the document you want to convert, click “print”, select the

“Broadgun pdfMachine printer” and that’s it! Get yours now!

http://www.pdfmachine.com?cl

ii

HORIZONTAL TRAVELLING SYSTEM OF TOWER CRANE

FINAL PROJECT

Presented as particial fulfillment of the requirement As to the Sarjana Teknik Degree

In Mechanical Engineering

by:

Landung Suryo Hastomo

025214077

MECHANICAL ENGINEERING STUDY PROGRAM MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT

SCIENCE AND TECHNOLOGY FACULTY SANATA DHARMA UNIVERSITY

YOGYAKARTA 2008





iii





iv





v





vi

INTISARI

Tower crane merupakan salah satu jenis pesawat pengangkat dan pengangkut yang biasa digunakan dalam pengerjaan konstruksi bangunan bertingkat. Mekanisme gerakan utama dari tower crane yaitu gerakan pengangkatan, gerakan mendatar dan gerakan memutar. Dengan tiga mekanisme ini maka tower crane sangat membantu dalam mengangkat, menurunkan, menggeser dan memindahkan material pada sebuah ketinggian.

Pada perancangan ini dikhususkan pada sistem gerakan mendatar. Sebagai referensi, perancangan mengacu pada tower crane GRU EDILMAC E-751 dengan kapasitas angkat 6 ton, panjang jangkauan ( jib ) 45 meter, kecepatan troli 55 m/menit.

Perancangan sistem gerakan mendatar pada tower crane ini menggunakan tali baja jenis pararel (lang) dengan diameter 10 mm untuk menarik troli. Tali baja digulung pada drum yang mempunyai diameter 300 mm dengan kecepatan putar 58,387 rpm. Untuk memutar drum digunakan motor AC tiga fase dengan daya 20 hp dan kecepatan putar 1460 rpm. Dalam menurunkan dan meneruskan putaran dari motor ke drum, maka dirancang transmisi roda gigi lurus, dengan tiga tingkat penurunan kecepatan. Sistem pengereman menggunakan rem sepatu ganda. Hasil rancangan dianalisa dengan program Cosmocworks untuk memeriksa kekuatan bahan.





vii

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yesus Kristus yang telah

melimpahkan rahmat dan bimbingan-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan

penyusunan tugas akhir ini yang merupakan salah satu syarat untuk meraih gelar

Sarjana Teknik di Jurusan Teknik Mesin Fakultas Sainst dan Teknologi

Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

Penyusunan tugas akhir ini tidak terlepas dari bantuan berbagai pihak

sehingga pada kesempatan ini, penulis ingin menyampaikan terima kasih kepada:

1. Romo Ir. Greg. Heliarko SJ.,S.S.,B.S.T.,M.A.,M.Sc., Dekan Fakultas

Sainst dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

2. Bapak RB. Dwiseno Wihadi, S.T., M.Si. selaku dosen pembimbing yang

telah meluangkan waktunya untuk membimbing penulis dalam

penyusunan tugas akhir.

3. Seluruh Dosen Jurusan Teknik Mesin Fakultas Sainst dan Teknologi

Universitas Sanata Dharma atas semua ilmu yang telah diberikan sehingga

sangat membantu dalam menyelesaikan tugas akhir ini.

4. Seluruh staf pengajar dan karyawan di Jurusan Teknik Mesin Fakultas

Sainst dan Teknologi Universitas Sanata Dharma, yang telah membantu

penulis selama kuliah hingga selesainya penyusunan tugas akhir ini.

5. Almarhum Bapak, Ibu, Mbak Inux, Mas Eko, Abel dan Mila atas segala

kesetiaan dalam pengorbanan, dukungan, kasih sayang dan doanya.

Semoga Allah Yang Maha Kuasa memberikan balasan yang terbaik.





viii

6. Seluruh teman-teman Teknik Mesin (Yoga, Ade, Sogen, Putu, Roni,

Albert, Cebe, Welly, dan yang lain) yang telah memberikan bantuan

dalam bentuk moril maupun material hingga tugas akhir ini dapat

terselesaikan.

7. Seluruh teman-teman kontrakan Andhe-Andhe Lumut (Wisnu, Mursid,

Moko, Lik Wakidi, Pak Samsi, Jarod, Yudi) atas dukungan dan semangat

yang selalu mereka berikan.

Penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan dalam penyusunan

tugas akhir ini dan jauh dari kesempurnaan akibat keterbatasan yang dimiliki oleh

penulis. Oleh karenanya segala kritik yang sifatnya membangun sangat penulis

harapkan. Semoga apa yang telah dicapai penulis dapat memberikan manfaat.

Akhir kata penulis berharap penyusunan tugas akhir ini dapat bermanfaat

bagi siapa pun yang membacanya.

Yogyakarta, 20 Januari 2008

Penulis





ix

DAFTAR ISI

HALAMAN JUDUL ��.... i

HALAMAN JUDUL INGGRIS.................................................................... ii

HALAMAN PENGESAHAN PEMBIMBING��...��...... iii

HALAMAN PENGESAHAN PENGUJI DAN DEKAN.............................. iv

HALAMAN PERNYATAAN KEASLIAN KARYA ��...... v

INTISARI ��..................................... vi

KATA PENGANTAR ��.......... vii

DAFTAR ISI ��..... ix

DAFTAR GAMBAR .................................................................................... xii

BAB I PENDAHULUAN ��... 1

1.1. Gerakan Utama Tower Crane ��... 2

1.1.1. Gerakan pengangkatan............................................... 2

1.1.2. Gerakan pemindahan.................................................. 4

1.1.2.1.Trolleying....................................................... 4

1.1.2.2.Slewing........................................................... 5

1.2. Ukuran Utama ��.. 6

BAB II MEKANISME GERAKAN ��..��. 7

2.1. Perancangan Troli............... .��..��.. 7





x

2.1.1.Beban Maksimum Roda.............................................. 9

2.1.2.Gaya Tarik Maksimal Tali.......................................... 10

2.1.3.Perhitungan Roda Troli............................................... 15

2.2. Pemilihan Kabel Kawat Baja ��........... 21

2.3. Perancangan Drum dan Puli ��............. 29

2.3.1.Perancangan Drum...................................................... 29

2.3.2.Perancangan Poros Drum............................................ 35

2.3.3.Perancangan Puli......................................................... 47

2.4. Pemilihan Motor Penggerak.................................................. 54

2.5. Perancangan Transmisi Roda Gigi........................................ 58

2.5.1.Perancangan Roda Gigi Lurus..................................... 58

2.5.1.1Roda Gigi Tingkat 1.......................................... 59

2.5.1.2.Roda Gigi Tingkat 2 dan 3............................... 65

2.5.2.Perancangan Poros Roda Gigi..................................... 67

2.5.2.1.Perhitungan Poros 1.......................................... 69




2.5.3.Perancangan Bantalan Roda Gigi................................ 87

2.5.4.Perancangan Kopling................................................... 89

2.6. Perancangan Rem.................................................................. 92

2.6.1.Menentukan Moment Pengereman.............................. 93

2.6.2.Perhitungan Desain Sepatu Rem................................. 95





xi

2.6.3.Pemilihan Magnet Rem............................................... 98

2.6.4.Pemeriksaan Pemanasan Rem..................................... 100

2.6.5.Umur Lapisan Rem..................................................... 100

BAB III PELUMASAN....................................��....��.� 103

BAB IV KESIMPULAN..................��.. 105

4.1. Kesimpulan ��..��.. 105

4.2. Penutup...................................... ��... 110

DAFTAR PUSTAKA

LAMPIRAN





xii

DAFTAR GAMBAR

Gambar 1.1. Tower Crane.................................................................................... 1

Gambar 2.1. Troli................................................................................................ 8

Gambar 2.2. Skema Gerak Troli.......................................................................... 10

Gambar 2.3. Roda Troli...................................................................................... 15

Gambar 2.4. Pembebanan gandar roda troli......................................................... 17

Gambar 2.5. Design check poros roda troli.......�................................................ 18

Gambar 2.6. Penampang rel................................................................................. 20

Gambar 2.7. Skema mekanisme gerakan troli.................................................... 21

Gambar 2.8. Kabel kawat baja ........................................................................... 23

Gambar 2.9. Cara mengukur tali baja................................................................. 24

Gambar 2.10. Drum dengan alur helix................................................................ 31

Gambar 2.11. Plat pengikat kabel baja................................................................. 34

Gambar 2.12. Design check drum........................................................................ 34

Gambar 2.13. Pembebanan poros drum............................................................... 35

Gambar 2.14. Design check poros drum............................�.............................. 40

Gambar 2.15. Pasak.............................................................................................. 41

Gambar 2.16. Roda puli troli................................................................................ 48

Gambar 2.17. Pembebanan gandar puli................................................�........... 49

Gambar 2.18. Design check poros puli................................................................ 50

Gambar 2.19. Motor listrik.................................................................................... 54





xiii

Gambar 2.20. Transmisi roda gigi 3 tingkat....................................................... 59

Gambar 2.21. Pembebanan poros 1 transmisi 3 tingkat...................................... 70

Gambar 2.22. Design check poros 1.................................................................... 72

Gambar 2.23. Poros bintang (Spline)................................................................... 74

Gambar 2.24. Pembebanan poros II transmisi 3 tingkat...................................... 78

Gambar 2.25. Design check poros 2..................................................................... 80

Gambar 2.26. Pembebanan poros III transmisi 3 tingkat..................................... 81

Gambar 2.27. Design check poros 3.................................................................... 83

Gambar 2.28. Pembebanan poros IV transmisi 3 tingkat.................................... 84

Gambar 2.29. Design check poros 4................................................................... 86

Gambar 2.30. Bantalan ....................................................................................... 87

Gambar 2.31. Kopling ........................................................................................ 89

Gambar 2.32. Rem ............................................................................................. 93





1

BAB I

PENDAHULUAN

Tower crane merupakan salah satu jenis pesawat pengangkat yang

sering digunakan dalam pembangunan gedung - gedung bertingkat dan

industri - industri besar. Ciri utama dari tower crane ini yaitu mempunyai

lengan menara (jib) yang dapat berputar sesuai dengan kebutuhan, sehingga

dapat mengangkat beban pada ketinggian dan jarak jangkauan yang tertentu.

Dengan menggunakan pesawat pengangkat ini, memungkinkan pekerjaan

kita untuk memindahkan material yang mempunyai bobot yang besar

ataupun mengerjakan pekerjaan lain pada jarak yang aman.

G

a

m

b

a

r

1. 1. Tower Crane






2

1. 1. Gerakan Utama Tower Crane

Berdasarkan fungsinya, gerakan utama dari tower crane dapat dibagi

menjadi dua macam yaitu:

1. 1. 1. Gerak pengangkatan (hoisting)

Gerakan pengangkatan (hoisting) tower crane ini merupakan

gerakan yang arahnya vertikal. Fungsi dari gerakan pengangkatan yaitu

untuk memindahkan beban yang berada pada ketinggian yang berbeda,

sehingga beban pada ketingian tertentu dapat dipindahkan ke tempat yang

lebih tinggi atau menurunkan beban ke tempat yang lebih rendah. Kapasitas

pengangkatan ini sangat tergantung pada keseluruhan sistem, karena

kapasitas pengangkatan menunjukkan kemampuan secara keseluruhan dari

tower crane itu sendiri. Gerakan pengangkatan dari tower crane diatur oleh

suatu sistem transmisi yang dihubungkan dengan drum dan oleh drum kabel

kawat baja terhubung dengan sebuah sistem puli yang dihubungkan dengan

alat penanganan beban yang terdiri dari rumah kait dan kaitnya. Berikut

adalah komponen utama dalam gerak pengangkatan :

1. Kait

Fungsi dari kait adalah untuk tempat penggantungan muatan yang

mana mutan tersebut biasanya sudah disatukan dalam suatu ikatan dengan

menggunakan anduh (sling) rantai atau tali. Dalam merancang kait harus

diperhatikan besarnya beban angkat maksimum yang akan diangkat oleh

kait. Disamping itu diameter dalam kait harus dapat menyediakan tempat

pada tali atau rantai yang membawa muatan.

2. Kabel kawat baja

Kabel kawat baja berfungsi untuk menggantungkan kait pada pada

drum penggulung. Kelebihan kabel kawat baja ini dibandingkan dengan

rantai adalah sebagai berikut :

1. beratnya lebih ringan

2. lebih tahan terhadap beban kejut

3. mempunyai tingkat kehandalan yang tinggi

4. pada saat kecepatan tinggi kerjanya lebih halus





3

5. apabila akan putus menunjukkan tanda � tanda terlebih dahulu

3. Drum dan puli

Drum merupakan salah satu komponen yang fungsinya adalah

sebagai tempat untuk menggulung kabel kawat baja. Dengan menggunakan

drum, maka kabel kawat baja akan tertata lebih rapi. Untuk menjaga

kerapian penggulungan, maka dibuatkan alur yang sesuai dengan diameter

dari kabel kawat baja.

Untuk mengurangi bobot dari drum, maka dirancang drum silinder

dengan rongga didalamnya. Selain dapat mengurangi bobot dari drum,

pembuatan rongga ini juga dapat mengurangi rugi � rugi energi yang

diakibatkan oleh momen � momen dinamiknya.

Fungsi dari puli yaitu untuk mentransmisikan daya. Kerja dari puli

sangat dipengaruhi oleh kekakuan tali, jenis bantalan dan pelumas yang

digunakan pada gandar puli. Semakin kaku tali, maka kerja dari puli akan

menjadi terhambat.

4. Motor penggerak

Pada mekanisme pengangkatan dibutuhkan daya dari motor

pengerak yang mampu untuk menggerakkan sistem sehingga bahan dapat

dipindahkan ke arah tujuan yang diinginkan. Motor penggerak yang

digunakan adalah berupa motor listrik. Pertimbangan penggunaan motor

listrik ini adalah karena harganya murah dan mudah ditemukan di pasaran.

5. Transmisi roda gigi

Mekanisme transmisi roda gigi disini berfungsi untuk mengatur

kecepatan, sehingga didapatkan kecepatan yang sesuai dengan yang

dikehendaki. Transmisi roda gigi yang digunakan dalam mekanisme

pengangkatan ini adalah transmisi roda gigi dengan sistem reduksi

kecepatan dalam 4 tahap. Jenis roda gigi yang digunakan disini adalah roda

gigi lurus. Keuntungan dari roda gigi lurus ini yaitu karena pembuatannya

mudah, ongkos pembuatannya juga murah dan dalam pengoperasiannya

sesuai dengan yang diinginkan.





4

6. Rem

Dalam mekanisme gerakan dibutuhkan rem yang fungsi sebagai

penahan agar beban yang diangkat tetap pada ketinggian tertentu. Dalam

pemilihan rem harus diperhatikan tentang lapisan remnya. Bahan lapisan

rem yang baik harus mempunyai sifat tahan lama terhadap keausan,

koefisien geseknya besar, tahan terhadap temperatur sampai 3000 C, mudah

untuk dibuat dan harganya murah.

1. 1. 2. Gerak pemindahan

Gerak pemindahan yang dimaksud disini yaitu, gerakan pemindahan

beban pada arah horisontal. Secara umum gerakan pemindahan beban dapat

dibedakan menjadi dua macam gerakan yaitu :

1. 1. 2. 1. Trolleying

Trolleying atau mekanisme bejalan yaitu suatu sistem gerakan

pemindahan beban dengan cara pemindahan beban secara horisontal. Jarak

jangkauan dari beban yang akan dipindahkan tergantung dari panjang

lengan menara yang digunakan, sehingga jarak jangkauannya tertentu.

Gerakan pemindahan ini membutuhkan suatu mekanisme pejalan yang

disebut dengan troli. Troli ini diletakkan pada lengan menara yang

dilengkapi dengan drum yang fungsinya untuk menggulung tali baja yang

digunakan. Berikut adalah komponen utama dalam mekanisme berjalan :

1. Troli

Untuk memindahan beban pada arah horisontal maka digunakan troli

yang dapat bergerak di sepanjang lengan dari tower crane. Dalam

pergerakannya troli ini menggunakan roda sebanyak 4 buah, dimana roda �

roda tersebut bergerak pada rel di sepanjang lengan menara. Untuk

meletakkan komponen � komponennya, maka troli dilengkapi dengan

rangka yang terbuat dari pipa baja dan baja profil yang disusun dengan

sambungan las.





5

2. Kabel kawat baja

Kabel kawat baja berfungsi untuk menghubungkan troli dengan

drum penggulung, sehingga troli dapat bergerak sepanjang lengan menara.

3. Drum dan puli

Fungsi drum disini adalah sebagai tempat untuk menggulung kabel

kawat baja, sedangkan puli berfungsi untuk menjaga agar kabel kawat baja

dapat menggulung sesuai dengan arahnya.

4. Motor penggerak

Motor penggerak manghasilkan daya yang digunakan dalam

pergerakan troli. Dalam perancangan ini motor penggerak yang digunakan

yaitu jenis motor listrik.


Untuk pengaturan kecepatan pada mekanisme gerakan mendatar,

maka digunakan sistem transmisi roda gigi. Dengan menggunakan sistem

transmisi roda gigi ini maka akan didapatkan kecepatan yang sesuai dengan

keinginan.

6. Rem

Rem berguna untuk menghentikan gerak dari troli.

1. 1. 2. 2. Slewing

Yang dimaksud dengan slewing yaitu gerakan pemindahan bahan

pada tower crane dengan cara memutar lengan menara ke kanan ataupun ke

kiri. Karena adanya mekanisme putar, maka batang pilar yang dipasang

pada pondasi tower crane haruslah kuat untuk menahan beban yang berada

di atasnya. Dalam prakteknya gerakan slewing ini biasanya dikombinasikan

dengan gerakan yang lainnya untuk dapat mencapai tujuan yang diinginkan.

Berikut adalah komponen utama dalam mekanisme berputar :

1. Motor penggerak

Motor penggerak berfungsi sebagai penghasil daya pada mekanisme

gerakan memutar. Pada mekanisme gerakan memutar ini digunakan jenis

motor listrik.





6


Pada mekanisme gerakan memutar menggunakan transmisi roda gigi

untuk mengatur kecepatan pada saat melakukan gerakan memutar.

3. Rem

Dalam mekanisme gerakan memutar juga diperlukan rem yang

berguna untuk menghetikan gerakan.

1. 2. Ukuran Utama

Ukuran utama dari tower crane yaitu meliputi kapasitas angkat,

tinggi angkat, panjang jangkauan (jib), panjang counter jib, counter weight,

macam pondasi, kecepatan angkat, kecepatan troli, kecepatan putar dan

sudut putar.

Sebagai referensi dalam perancangan ulang ini, dipilih Tower crane

dengan spesifikasi sebagai berikut :

Beban angkat : 6 ton

Tinggi angkat : 37 meter

Panjang jangkauan ( jib ) : 45 meter

Panjang counter jib : 13 meter

Counter weight : 6 ton

Pondasi : pondasi tetap

Kecepatan angkat : 30 m/menit

Kecepatan troli : 55 m/menit

Kecepatan putar : 2 rpm

Sudut putar : 3600





7

BAB II

MEKANISME GERAKAN

Mekanisme gerakan yang terjadi pada Tower Crane yaitu mekanisme

pengangkatan, mekanisme gerakan mendatar dan mekanisme gerakan memutar.

Untuk memberikan hasil yang sesui dengan keinginan pada saat pemindahan

suatu bahan dalam industri, maka dibutuhkan kombinasi dari ketiga mekanisme

gerakan tersebut. Namun pada penulisan tugas akhir ini hanya akan dirancang

komponen-komponen utama dari mekanisme gerakan mendatar.

Dalam mekanisme gerakan horisontal, komponen-komponen utama yang

perlu dihitung ulang yaitu:

1. Troli

2. Kabel kawat baja

3. Drum dan puli

4. Motor penggerak


6. Rem

2. 1. Perancangan Troli

Troli berfungsi untuk memindahkan beban pada posisi horisontal.

Gaya yang diperlukan untuk memindahkan beban pada posisi horisontal

sangat dipengaruhi oleh besarnya beban yang akan dipindahkan. Besarnya






8

beban yang akan dipindahkan dikalikan 2 sebagai angka keamanan dari

semua mekanisme gerak horisontal.

Untuk mekanisme pejalannya digunakan 4 buah roda yang berjalan

sepanjang jib, dimana jib sendiri juga berfungsi sebagai rel dari troli. Bahan

yang digunakan untuk roda penggerak adalah jenis baja. Jika kecepatan

gerak horisontal diketahui adalah V= 55m/menit=0,917m/s. Waktu

percepatan yang diijinkan adalah 1,5 sampai 5 detik, maka dipilih t = 4

detik

Maka percepatanya adalah : t

va

4

917,0

= 0,229 m/s2

Gambar 2. 1. Troli





9

2. 1. 1. Beban maksimal roda (Pmak).

Beban maksimal adalah semua beban rencana yang harus

ditanggung troli yang secara simetris dan distribusi bebannya merata pada

keempat roda jalan troli. Basarnya beban tersebut dapat ditentukan dengan

persamaan (2.1)

4

FGqQP o

mak

��.��.......(2.1)

(Rudenko, 1996, hal. 237)

dengan Q = beban angkat

= Beban rencana x Angka keamanan

= 6000 x 2 =12000 kg

= 12000 kg x 9,81 m/s2 = 117720 N

q = bobot rumah kait (100 kg x 9,81 m/s2 = 981 N)

Go= bobot troli (150 kg x 9,81 m/s2 = 1471,5 N)

F = Gaya akibat adanya percepatan gerak horizontal

= mTotal x a = (Q+q+Go) x a

= 12250 kg x 0,229 m/s2

= 2805,25 N

kgNP

P

mak

mak

98,313344,307444

25,28055,1471981117720





10

2. 1. 2. Gaya tarik maksimal tali (STot)

Tahanan roda gerak troli (W1)

Tahanan roda gerak troli (W1) adalah resistansi atau tahanan

terhadap gerakan pada arah horisontal yang harus diatasi oleh troli

berbeban yang bergerak. Besarnya tahanan tersebut dapat ditentukan

dengan Persamaan (2.2)

Gambar 2. 2. Skema Gerak Troli

Keterangan :

1. Drum Travelling 2. Puli system Travelling 3. Roda Troli 4. Puli system housting 5. Puli pengangkat pada troli 6. Rumah kait





11

D

kdFGqQW o

2)(1

.........................................................(2.2)


dengan Q = beban angkat (117720N)

q = bobot rumah kait (981N)

Go= bobot troli (1471,5N)

F = gaya akibat adanya percepatan (2805,25N)

â = kofisien untuk memperhitungkan gesekan pada roda

gerak, untuk bantalan luncur sebesar (1,25)

µ = koefisien gesek bantalan (untuk bantalan rol fleksibel

0,015)

d = diameter gandar (2 cm)

k = koefisien gesek pada gelinding roda (diasumsikan 0,05)

D = diameter roda penggerak (10 cm)

Dengan mensubstitusiksn variabel-variabel tersebut maka diperoleh

NW

xxxW

88,6148

10

05.022015.025,1)25,28055,1471981117720(

1

1

Tahanan puli tali pengangkat (W2)

Tahanan pada puli tali pengangkat (W2) adalah selisih antara berat

rumah kait ditambah beban muatan dengan beban yang diakibatkan

tahanan roda gerak troli ditambah berat tali yang terdefleksi. Besarnya

tahanan tersebut dapat ditentukan dengan persamaan (2.3)





12

offon SSW 2 ��.��..(2.3)


dengan Son = tarikan akibat tahanan roda dan terdefleksinya tali (N)

Soff = tarikan akibat takel dan muatan (N)

Beban yang sesungguhnya terjadi pada pengangkatan(B) adalah

semua beban yang diterima oleh sistem pengangkatan. Besarnya beban

yang sebenarnya terjadi pada sistem pengangkatan dapat ditentukan

dengan Persamaan (2.4)

B = 1z

qQ ..............................................................................................(2.4)


dengan, Q = beban angkat (117720N)

q = bobot rumah kait (981N)

z = jumlah muatan puli yang menyangga beban (3)

ç = efisiensi puli (0,8)

ç1 = efisiensi yang disebabkan kerugian tali akibat

kekakuanya ketika menggulung pada drum, diasumsikan

(0,98)

Dengan mensubstitusiksn semua variabel tersebut kedalam persamaan

(2.4) maka didapatkan beban angkat sebesar

B = 98,08,03

981117720

xx

= 50468,11 N





13

Tegangan tali yang terjadi pada pengangkatan (S) adalah

tegangan yang terjadi pada tali pengangkat yang diakibatkan oleh beban

pangangkatan. Besarnya tegangan tali yang terjadi dapat ditentukan

dengan persamaan (2.5)

S=Bxåzx 1

11 z ��.��....(2.5)

(Ir.G. harjanto, 1993, hal. 10)

Dengan B = beban sesungguhnya yang terjadi (50468,11N)

i = jumlah puli dalam system pengangkatan (6)

Z = (i � 1) = (6 � 1) = 5

å = faktor hambatan (1,05)

å = 1

1

=

98,0

1=1,05

S = 50468,11 x 1,055 x 105,1

105,16

= 9472,28N

S = Soff ,dengan persamaan di atas maka didapatkan tegangan tali yang

diderita tali pada sistem pengangkatan(S) adalah sebesar 9472,28 N

2

1

t

on

SWS

��.��(2.6)


dengan W1 = tahanan gerak roda troli (6148,88N)

ç2 = efisiensi mekanis (0,8)

St = tarikan terhadap bobot tali dan defleksinya (3962,02N)





14

f

xqS r

t 2

2

..............................................................................................(2.7)


dengan qr = bobot tali per meter (0,359 kg/m)

x = setengah panjang tali yang terdefleksi (22,5m)

f = defleksi tali yang diizinkan

f = ( Xmakssampai )200

1

100

1

f = (1/100) 22,5

f = 0,225

NS

S

on

on

62,12638

8,0

02,396288,6148

Maka didapatkan tahanan pada roda puli tali pengangkat sebesar

NW 34,316628,947262,126382

Tarikan maksimal tali untuk memindahkan troli (STot) adalah

gaya yang harus dikeluarkan untuk menarik troli supaya bergerak maju

mundur. Untuk menggerakan troli pada arah horisontal saat membawa

beban digunakan tali, maka gaya tarik yang dilakukan tali sama dengan

NkgS

x

xS

t

t

02,3962875,403

225,02

5,22359,0 2





15

jumlah tahanan yang diakibatkan gerak troli (W1), tahanan roda puli

pengangkat )( 2W dan tarikan tali akibat terdefleksinya tali tersebut (St)

STot = W1 + W2 + St

STot = 6148,88+3166,34+3962,02

STot = 13277,24N = 1353,43kg

2. 1. 3. Perhitungan Poros dan Roda Troli

Gambar. 2. 3. Roda Troly

Data desain roda troli di bawah didapat dari pengamatan di lapangan.

lebar roda (b) : 5 cm

diameter roda (D) : 10 cm

diameter poros (d) : 3,5 cm





16

Pemeriksaan terhadap kekuatan (ómak)

Untuk pemeriksaan diameter roda pejalan yang dipakai, maka

kita harus periksa tegangan tekan satuan lokal yang ditentukan dengan

persamaan 2.8.

br

pkmak 600 .....................................................................................(2.8)


Dengan,

P = beban yang bekerja pada roda (30744,44N)

b = lebar permukaan kerja rel rata (5 cm)

r = jari-jari rel (1 cm)

k = koefisien untuk memperhitungkan kecepatan gelinding roda yang

ditentukan dengan persamaan 2.9, dengan v adalah kecepatan

gelinding roda, dalam m/detik.

k = (0,2-1)v............................................................................................(2.9)


= 1x 55/60 = 0,917 m/s

22 /66,4592/08,45054

15

917,044,30744600

cmkgcmN

x

x

mak

mak





17

Pemilihan bahan roda

Berdasar hasil perhitungan tegangan tekan satuan lokal, maka

dipilih bahan roda yaitu steel 5 yang mempunyai tegangan tekan satuan

5.250 kg/cm2 dan tegangan luluh 2900 kg/cm2 yang terdapat dalam Tabel

Karakteristik bahan roda penggerak pada Lampiran 1.

Poros roda troli

Poros roda troli ini merupakan poros diam, karena poros ini

merupakan gandar yang hanya mengalami momen lengkung saja dan tidak

mengalami momen puntir. Data yang diketahui adalah sebagai berikut

Berat beban yang harus diterima gandar Pmak = 3133,98 kg

Gambar 2. 4. Pembebanan pada gandar roda troli.

Reaksi pada titik A adalah sebesar 3133,98 kg.

Maka momen lengkung yang terjadi

Mb = 3133,9863 = 197440,74 kg.mm

63 mm

Pmak

B A





18

Maka diameter gandar (Dg) dapat diketahui dengan Persamaan 2.10.

317,2a

MbDg

��.(2.10)

(G.Niemann, Elemen mesin, 1982, hal 321)

Dengan bahan gandar yang direncanakan adalah S55C dengan ( a )

diketahui 60 kg/mm2. Maka diameter gandar adalah

3

60

74,19744017,2 Dg

Dg = 31,92 mm

maka diameter gandar dipilih sebesar 35 mm.

Design Check poros roda troli dengan cosmoswork, material yang

digunakan Alloy Steel dengan batas mulur (Yield strength) óY = 62,04

kg/mm2.

Gambar 2.5. Design check-Poros roda troli.





19

Dari gambar 2.5. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 1,6. Berarti

poros kuat untuk menahan 1,6x berat beban yang diterima gandar (Pmax).

Bantalan poros roda troli.

Diketahui diameter poros (Dg = d) sebesar 35 mm, untuk

pemilihan bantalan pada poros ini diambil dari Tabel Ball bearing pada

Lampiran 5 dipilih bantalan SKF 6207 dan diperoleh data berikut ini

Diameter dalam (d) = 35 mm

Diameter luar (D) = 72 mm

Lebar bantalan (B) = 17 mm

Karena pada poros roda troli ini merupakan gandar yang hanya

menerima momen lengkung saja tidak terjadi momen puntir serta tidak

terjadi gaya radial maupun aksial, maka dalam menentukan umur nominal

bantalan (Lh) pada gandar ini akan didapat umur tak terbatas. Oleh sebab

itu untuk keamanan dalam praktek penggunaannya, diasumsikan mesin

beroperasi selama 8 jam sehari serta mesin digunakan sebagian. Maka

berdasarkan Tabel Nilai praktis umur bantalan pada lampiran 11, maka

umur bantalan diperkirakan 14.000-20.000 jam.

Pemilihan rel

Berdasarkan dimensi roda troli yang terdapat pada bagian

sebelumnya, maka dalam Tabel Rel baja rata dan persegi untuk crane jalan

pada lampiran 1 dipilih rel untuk crane jalan dengan dimensi berikut





20

B = 120

100 H = 85 r =

14

15

berat per meter roda sorong = 79,78

5,65

Gambar 2. 6. Penampang rel

Keterangan :

B : Lebar rel

H : Tinggi rel

R : Jari-jari filet rel

B

H

r





21

2. 2. Pemilihan Kabel Kawat Baja

Tegangan yang terjadi pada kawat baja merupakan gabungan dari

tegangan tarik, lentur dan puntir serta adanya tekanan dan gesekan antara

kawat dan untaian. Disamping itu dengan adanya tali yang melewati puli

dan drum akan mengakibatkan kekuatan tali tersebut menjadi berkurang, hal

ini disebabkan karena kikisan yang dialami oleh kawat bagian luar. Dengan

adanya kikisan yang besar pada kawat bagian luar maka dipilih tali jenis

pintal parallel (Lang) yang mampu menahan gesekan lebih baik dan

fleksibel tapi cenderung untuk berpuntir. Namun kecenderungan kawat

untuk berpuntir dapat diatasi dengan adanya jalur pandu oleh puli.

Gambar 2. 7. Skema Mekanisme Gerakan Troli.

Keterangan :

1. Puli 1

2. Puli 2





22

3. Drum

4. Puli 3

5. Puli 4

6. Troli

Dalam mekanisme perjalanan troli digerakan dengan tali baja

dengan jumlah lengkungan 6, sehingga dari tabel Fungsi jumlah lengkungan

pada lampiran 2 didapatkan perbandingan antara diameter drum(Dmin )

dengan diameter tali (d) yaitu 28min d

D. Jenis tali baja yang digunakan

adalah:

Tipe : 6 x 37 wire rope

Pintalan : paralel (Lang)

Diameter tali (d) : 10 mm

Diameter serat/wire(ä) : 0,44 mm

Kekuatan putus (óijin) : 18.000 kg/cm2

Beban putus pada tali (P) : 5760 kg

Berat tali per meter : 0,359 kg/m





23

Gambar 2. 8. Kabel Kawat Baja

Tarikan maksimum pada tali (STot)

Tarikan maksimum tali yang dibutuhkan yaitu sama dengan tarikan

tali maksimum yang digunakan untuk menarik troli.

STot = 13277,24N = 1353,43kg

Penampang tali (F)

Desain tali yang digunakan adalah dengan jumlah kawat i = 222

F(222) =

000.36minD

d

K

S

ijin

Tot

.................................................................(2.11)

(N. Rudenko, 1996, hal. 39)

dengan, óijin = tegangan putus tali 18.000 kg/cm2

K = faktor keamanan tali 2





24

F(222) =

28

000.36

2

000.1843,1353

= 0,175 cm2

Diameter untuk satu kawat/serat/wire (ä)

Tali baja terdiri dari 1 inti (core), 6 strand, tiap-tiap strand tersusun

atas beberapa kawat kecil (wire) seperti pada Gambar 2. 8.

ä = i

d

5,1��(2.12)


ä = 2225,1

10

= 0,044 cm

= 0,44 mm

Diameter tali kawat baja (d)

Gambar 2. 9. Cara mengukur tali baja.





25

Cara mengukur diameter luar tali baja adalah seperti pada Gambar 2.

9. yaitu dengan mengukur dua untaian yang berlawanan letaknya.

d = i5,1

..............................................................................................(2.13)


dengan perhitungan dalam persamaan (2.13) maka didapatkan ukuran

diameter tali adalah sebesar

d = 1,5x0,044x 222

= 0,97 cm

Pemeriksaan terhadap tarikan maksimal yang diizinkan

S = K

Pijin ..................................................................................................(2.14)


= 2

5760

= 2880 kg

Dalam hal ini tarikan maksimum yang diizinkan adalah 2880 kg, sedangkan

tarikan yang digunakan untuk memindahkan troli adalah 1353,43 kg, jadi

pemilihan jenis tali benar karena sudah memenuhi batas keamanan.

Beban putus tali yang sebenarnya (Pt)

Pt = STot x K ............................................................................................(2.15)






26

= 1353,43 x 2

= 2706,86 kg

Tegangan tarik yang sebenarnya (ób)

ób = F

Pt ...................................................................................................(2.16)


ób = 175,0

86,2706

= 15467,77 kg/cm2 ≤ óijin

Jadi pemilihan jenis tali ini benar karena sudah memenuhi batas keamanan.

Mencari faktor m

Dari kenyataan bahwa kerusakan tali diakibatkan oleh kelelahan

bahan dan setiap tali hanya dapat mengalami lengkungan dalam jumlah

tertentu , maka kita perlu mencari factor m yaitu faktor yang tergantung

pada jumlah lengkungan berulang dari tali (z) selama periode keausan

sampai tali tersebut rusak.

m = 21

min

CCCd

D

b ....................................................................................(2.17)

(N. Rudenko, 1996, hal.43)

dengan, ób = tegangan tarik sebenarnya pada tali (154,6777kg/mm2)

C = faktor yang memberi karakteristik kontruksi tali dan





27

kekuatan tarik maksimum bahan kawat 0,89 (Tabel

harga faktor C pada lampiran 2)

C1 = faktor yang tergantung pada tali =0,89 (Tabel harga

factor C1 pada lampiran 2)

C2 = faktor yang menentukan faktor produksi dan operasi

tambahan yang tidak diperhitungkan oleh faktor C dan

C1=1 ( Tabel harga factor C2 pada lampiran 2)

m = 189,089,06777,154

28xxx

= 0,2285

Dari Tabel harga faktor m pada lampiran 3 didapat hubungan antara m

dengan jumlah lengkungan z1, maka dengan nilai m = 0,2285 didapatkan z1

= 30.000 lengkungan

Umur kabel kawat baja (N)

2

1

az

zN ��..��.(2.18)


Dapat dilihat dalam tabel harga a, z2, dan â pada lampiran 3

dengan, a = jumlah siklus kerja rata-rata perbulan (3400)

z1 = jumlah lengkungan (30.000)





28

z2 = jumlah lengkungan berulang per siklus kerja (maju dan

mundur) pada perjalanan penuh dan lengkungan satu

sisi (3)

â = faktor perubahan daya tahan tali akibat menarik

muatan lenih rendah dari panjang total dan lebih

ringan dari muatan (0,4)

N = 4,033400

000.30

xx

= 7,35

Jadi umur kabel kawat baja yaitu 7 bulan 11 hari.





29

2. 3. Perancangan Drum dan Puli

2. 3. 1. Perancangan Drum

Drum yang dipakai menggunakan bahan dari besi cor kelabu FC 20

(JIS G 5501) dengan tegangan tarik 2400 kg/cm2. Dengan membuat

berongga pada bagian dalam dari drum, maka dapat menghemat penggunaan

bahan dan sekaligus mengurangi bobot dari drum. Disamping itu untuk

pemandu arah dari lilitan kabel kawat, maka dibuat alur helik pada

permukaan drum.

Gambar 2. 10. Drum dengan alur helix





30

Diameter drum (Ddrum)

Diameter drum dapat dihitung berdasarkan dari diameter kabel

kawat baja yang telah diperoleh yaitu

28d

Ddrum ��..(2.19)

Ddrum = 28 x 10

= 280 mm

Sedangkan untuk diameter drum yang diizinkan diperoleh dengan

pernghitungan

D ≥ e1.e2.d .............................................................................................(2.20)

e1 = faktor yang tergantung pada alat pengangkat dan kondisi operasinya(30)

e2 = faktor yang tergantung pada konstruksi tali (0,9)

D ≥ 30x0,9x10

D ≥ 270 mm

Dari perhitungan diatas, maka digunakan diameter drum 300 mm

Kecepatan keliling drum (Vdrum)

Besarnya kecepatan keliling drum sama besar dengan kecepatan

tali. Dengan demikian maka kecepatan gerak troli sama dengan kecepatan

keliling drum.

VTali = Kdrum x ndrum .............................................................................(2.21)

dengan Kdrum = ð x Ddrum

= 3,14 x 0,3

= 0,942 m





31

ndrum = n6 = 58,387 rpm

VTali = 0,942 x 58,387

= 55 m/menit

Panjang drum (L)

Dalam perhitungan panjang drum, perlu juga diketahui juga

jumlah lilitan pada tiap sisi dari drum yang didapatkan dari persamaan

(2.22) berikut ini

2D

Hiz

............................................................................................(2.22)


dengan, z = jumlah lilitan

H = panjang lintasan (4500cm)

i = perbandingan sistem tali (1)

D = diameter drum (30cm)

Angka 2 ditambahkan untuk lilitan yang menahan muatan.

230

14500

x

xz

z = 49,771 lilitan

dari perhitungan di atas maka digunakan jumlah lilitan z = 49,771 lilitan.

Dari perhitungan diameter kabel kawat baja di depan telah

didapatkan d = 10 mm, maka dengan menggunakan tabel dimensi alur drum

pada lampiran 3, maka diasumsikan d = 11 mm didapatkan r1 = 7 mm,





32

s1 = 13 mm dan c1 = 3 mm. Sehingga dengan perhitungan, didapatkan

panjang drum sebagai berkut ini

17 sD

HiL

.......................................................................................(2.23)


dengan, s1 = kisar (1,3cm)

3,1730

14500

x

xL

cmL 202,71

Digunakan drum dengan panjang L = 72 cm

Tebal dinding drum yang digunakan (ù)

Tebal dinding drum dari besi cor kelabu ini ditentukan dengan

rumus empiris berikut ini

ù = 0,02 D + 1.........................................................................................(2.24)


= (0,02x30) + 1

= 1,6 cm

Pemeriksaan terhadap tegangan komplek pada drum tidak boleh

melebihi dari tegangan tarik yang diizinkan yaitu 2400 kg/cm2.





33

Tegangan komplek (ócomp)

1s

STotcomp

��(2.25)


dengan, Stot = gaya tarik maksimal pada tali baja(1353,43kg)

s1 = jarak dua alur berurutan/kisar(1,3cm)

ù = Tebal dinding drum (1,6)

3,16,1

43,1353

xcomp

2/68,650 cmkgcomp ≤ 2400 kg/cm2 (aman)

Pemilihan plat untuk mengikat kabel kawat baja

Dalam pemilihan plat untuk pengikat kabel kawat baja digunakan

standar daei Soviet. Dengan berdasar pada diameter kabel kawat baja yang

digunakan yaitu 10 mm, maka dalam tabel Standar Soviet untuk mengikat

tali Drum pada lampiran 4 didapatkan data � data sebagai berikut





34

Gambar 2. 11. Plat pengikat kabel baja

k = 52 mm, t = 35 mm, do = 16 mm, l = 45 mm, c =5 mm, jumlah

ikatan =1

Design Check dari drum dengan cosmoswork, material yang

digunakan Gray Cast Iron dengan kekuatan tarik (Tensile strength) óB =

1516,6 kg/cm2.

Gambar 2. 12. Design check-Drum

Dari gambar 2.12. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 3,3. Ini berarti

drum kuat untuk menahan 3,3x gaya tarik maksimal tali baja (STot).





35

2. 3. 2. Perancangan poros drum

Poros drum menggunakan bahan SCM4 (baja krom nikel JIS G

4105), kekuatan tarik ó =10.000 kg/cm2, tegangan geser yang diijinkan ôa =

1.800 kg/cm2. Beban total yang diderita oleh poros yaitu sebesar 1353,43

kg.

Perhitungan momen lentur

Momen terbesar terjadi pada saat tali berada di tengah�tengah drum.

1353,43

3 72 3

RA RB

Gambar 2. 13. Pembebanan Poros Drum

Perhitungan reaksi di A

ÓMB = 0

0 = RAx78 � 1353,43x 39

RA = 78

3943,1353 x

RA = 676,715 kg

Perhitungan reaksi di B

RB = 1353,43 � RA

RB = 1353,43 � 676,715

RB = 676,715 kg





36

Perhitungan besarnya momen pada titik yang berjarak X dari tumpuan A

(MX) untuk 0 < X < 3

MX = RA.X

= 676,715.X

M0 = 676,715 x 0

= 0

M3 = 676,715 x 3

= 2030,145 kg

untuk 3 ≤ X ≤ 74

MX = RAX � 676,715 (X - 3)

= 676,715X � 676,715 (X � 3)

= 676,715X � 676,715X + (676,715x3)

= 2030,145 kg.cm

Menghitung Torsi

n

NT 71620 ��...............��...(2.26)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

dengan N = daya statik motor (hp)

n = kecepatan putaran `drum (rpm)

387,58

2071620T

cmkgT .98,24998





37

Daya statik motor (N)

75

QvN �..�.��...��...........�...��.........(2.27)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

dengan Q = beban tarikan (1353,43kg)

v = kecepatan gerak (55m/s)

ç = efisiensi (0,8)

60.8,0.75

55.43,1353N

hpN 38,20

kwN 15

Putaran drum sama dengan putaran poros IV (n6)

D

vn

6 ��..(2.28)

30

55006 n

rpmn 387,586

Menghitung diameter poros drum (ds)

3

1

22 ..1,5

TKtMKmds

a.........................................................(2.29)

(Sularso, 1997, hal.18)

Dengan ,Kt = 1,5 (faktor keamanan karena momen puntir, beban dikenakan





38

sedikit kejutan atau tumbukan)

Km=1,5 (faktor koreksi pembebanan lentur, beban dengan

tumbukan ringan).

T = Torsi (24998,98 kg.cm)

M = Moment (2030,145 kg.cm)

3

1

22 98,24998.5,1145,2030.5,11800

1,5

ds

mmcmds 6,4666,4

Dalam tabel poros pada lampiran 5 maka dipilih diameter poros drum

sebesar 100 mm.

Pemeriksaan poros terhadap sudut puntir ()

Batas maksimum sudut puntir pada poros yaitu antara 0,250-0,30

persatuan panjang. Poros terbuat dari baja dengan modulus geser G =

8,3x103 kg/mm2.

4584

Gds

TL ��.��.................................(2.30)


43 10010.3,8

7808,249989584

x

x

041034,2 x

Maka untuk panjang poros 780 mm, syarat defleksi puntiran yang

harus dipenuhi bahwa ( ) harus lebih kecil daripada ( a) sebesar





39

: o25,01000

780

= 0,19o. Maka poros aman untuk digunakan karena telah

memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : ( < a) (2,34x10-4 0 < 0,19o).

Pemeriksaan poros terhadap lenturan (y)

lds

lFly

4

22

21410.23,3 ��..��..��.�...(2.31)


780100

390.390.43,135310.223,3

4

224y

129,0y mm

Untuk (y) biasanya dibatasi sebesar 0,35 mm untuk tiap satu meter

panjang poros. Maka untuk panjang poros 780 mm, syarat lenturan yang

harus dipenuhi bahwa (y) harus lebih kecil daripada (ya) sebesar

: 35,01000

780

= 0,273. Maka poros aman untuk digunakan karena telah

memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : (y<ya) (0,129<0,273).





40

Design Check poros drum dengan cosmoswork, material yang

digunakan AISI 304 dengan batas mulur (Yield strength) óY = 2068,1

kg/cm2.

Gambar 2. 14. Design check-Poros drum

Dari gambar 2.14. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 23. Ini berarti poros

kuat untuk menahan 23x beban total yang diterima poros drum (1353,43

kg).

Perancangan Pasak

Pasak yang direncanakan pada poros drum ini adalah menggunakan

pasak benam prismatis. Bahan yang digunakan yaitu baja karbon S45 C-D

(JIS G 3123),yang mempunyai kekuatan tarik B = 75 kg/mm2 dan tekanan

permukaan yang diijinkan pa = 10 kg/mm2. Faktor keamanan diambil Sfk1 =

6, sedangkan untuk dipilih Sfk2 = 3.





41

Tegangan geser yang diijinkan

21 ff

Ba xSS

��..................................................................................(2.32)

(Sularso, 1997, hal. 8)

2/167,436

75mmkg

xa

Momen rencana : 249989,8 kg.mm

Diameter poros : 100 mm

Ukuran pasak yang ditentukan berdasarkan diameter dari poros dapat dibaca

dari tabel ukuran pasak dan alur pasak pada lampiran 7 yaitu didapat sebagai

berikut

- Penampang pasak (b x h) : 28 x 16 mm

- Kedalaman alur pasak pada poros (t1) : 10 mm

- Kedalaman alur pasak pada naf (t2) : 6,4 mm

Gambar 2. 15. Pasak

Gaya tangensial pada permukaan poros

2/sd

TF ......................................................................................(2.33)






42

)2/100(

8,249989F

kgF 79,4999

Panjang pasak berdasarkan gaya geser pada bidang kerja

xb

Fl

a1 ........................................................................................(2.34)


mmx

l 85,4228167,4

79,49991

Panjang pasak berdasarkan tekanan permukaan bidang kerja

)( 212 atauttp

Fl

a

...............................................................................(2.35)


mmx

I 99,491010

79,49992

Diambil panjang pasak, l = 80 mm, karena dirancang dengan 2 pasak

yang terdapat pada kedua ujung drum maka tiap pasak yang dipakai 40

mm.

Cek kemanan

Ukuran pasak perlu diperhatikan bahwa lebar pasak sebaiknya 25-35%

dari diameter poros, dan panjang pasak 0,75-1,5 ds.





43

)(5,18,075,0,8,0100

80

)(35,028,025,0,28,0100

28

amand

l

amand

b

s

s

Pemilihan bantalan poros drum

Bantalan yang digunakan untuk poros drum ini dipilih bantalan bola.

Perhitungan faktor umur (fh)

10

3

500

Lhfh ..........................................................................................(2.36)


dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (15.000 jam)

10

3

500

000.15

fh

774,2fh

Perhitungan faktor kecepatan (fn)

10

3

3,33

nfn ��.....��...��.�.(2.37)


10

3

387,583,33

fn

845,0fn





44

Perhitungan beban equivalen dinamis (P)

ar FyFxP .. ��......................��.(2.38)


dengan rF = beban radial ( kgS

715,6762

43,1353

2 )

aF =beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena drum

ditumpu oleh dua bantalan sehingga drum tidak mendapat

beban aksial

x = 0,56, untuk bantalan bola baris tunggal.

y = 0

00715,67656,0 xxP

960,378P

Perhitungan beban nominal dinamis (C)

fn

fhPC ...............................................................................................(2.39)


845,0

960,378774,2 xC

NkgC 29,1220406,1244

Dari katalog bantalan pada lampiran 5, maka dipilih bantalan dengan

spesifikasi sebagai berikut

Jenis bantalan : Ball Bearing SKF 6220

Diameter luar (D) : 180 mm





45

Diameter dalam (d) : 100 mm

Jari-jari fillet luar (r) : 2,1 mm

Lebar (b) : 34 mm

Perancancangan Kopling

Kopling digunakan untuk menghubungkan poros 4 dengan poros

drum. Dalam perancangan ini digunakan jenis kopling flens kaku. Sumbu

dari kedua poros yang akan dihubungkan dengan kopling haruslah segaris,

karena pada meknisme putarnya, beban yang diputar sangatlah besar.

Diameter poros ds = 100 mm

Berdasarkan tabel Ukuran kopling flens pada lampiran 8 didapatkan ukuran

dari kopling sebagai berikut

Diameter luar kopling (A) = 355 mm

Panjang naf (L) = 125 mm

Diameter naf (C) = 180 mm

Diameter pusat baut (B) = 265 mm

Tebal flens (F) = 35,5 mm

Panjang flens (H) = 63 mm

Tebal sisi flens (K) = 8 mm

Jumlah baut (n) = 6

Diamter baut (db) = 25 mm





46

Menghitung tegangan geser baut

Bnd

T

ebb 2

8

........................................................................................(2.40)


dengan ôb = tegangan geser baut (kg/mm2)

T = torsi (250226,93 kg.mm)

db= diameter baut (25mm)

ne= jumlah baut efektif (dianggap 50% dari jumlah baut)

= e x n = 0,5 x 6 =3

B = diameter pusat baut (265mm)

2

2

/28,1

265325

93,2502268

mmkg

xxx

x

b

b

Dipilih bahan baut dari baja karbon SS41 (JIS G 3101), dengan kekutan

tarik óB = 45 kg/mm2. dengan mengambil faktor keamanan Sfb = 6 dan

faktor Kb = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôba).

ôba = 36

45

x

ôba = 2,5 kg/mm2

1,28 kg/mm2 < 2,5 kg/mm2

maka bahan baut yang digunakan sudah aman.





47

Menghitung tegangan geser flens

FC

TF 2

2

.........................................................................................(2.41)


dengan ôF = tegangan geser flens (kg/mm2)

T = torsi (250226,93kg.mm)

C = diameter naf (180mm)

F = tebal flens (35,5mm)

2

2

/138,0

5,35180

93,2502262

mmkg

xx

x

F

F

Dipilih bahan flens dari besi cor kelabu FC20 (JIS G 5501), dengan

kekuatan tarik óB = 20 kg/mm2. Dengan mengambil faktor keamanan SfF

= 6 dan faktor KF = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôFa).

ôFa = 36

20

x

ôFa = 1,111 kg/mm2

ôF x 3 = 0,138 x 3 = 0,414 kg/mm2

0,414 kg/mm2 < 1,111 kg/mm2

maka bahan flens yang digunakan sudah aman

2. 3. 3. Perancangan puli dan poros puli

Perancangan puli

Puli dibuat dari bahan besi cor kelabu FC 20 (JIS G 5501).

Diameter puli tali yaitu sama dengan diameter drum = 300 mm. Untuk





48

desain dari puli tali diambil ukuran-ukuran berdasarkan tabel Puli untuk

kawat baja pada lampiran 5, dengan menganggap ukuran dari tali adalah

11 mm.

Gambar 2.16. Roda Puli Tali






49

Ukuran dari puli tali yang dipakai yaitu sebagai berikut:

a = 40 mm b = 30 mm c = 70 mm e = 1 mm h = 25 mm

l = 10 mm r = 8,5 mm r1 = 40 mm r2 = 3 mm r3 = 13 mm

r4 = 8 mm

Perancangan poros penopang puli

Poros penopang puli angkat ini merupakan poros diam, karena

poros ini merupakan gandar yang hanya mengalami momen lengkung saja

dan tidak mengalami momen puntir.

Bahan gandar dari baja karbon untuk kontruksi mesin S30C ( JIS G 4051 )

yang mempunyai batas mulur a= 29 kg/mm2.

Gambar 2.17. Pembebanan gandar puli.

l = panjang gandar ( 88 mm)

a = 44 mm

QTotal = 12100 kg, karena terdapat 2 puli pengangkat maka beban yang

harus ditanggung tiap gandar adalah sebesar

Q = kg60502

12100

a

C B

A

Q/2 Q/2

l





50

Besar momen lentur yang terjadi

MB 22

ax

Q ��.....��(2.42)

( G. Niemann, 1994. hal 325)

= 2

44

2

6050x = 66550 kg.mm

Diameter minimal gandar

Dengan persamaan 2.10 maka dapat ditentukan diameter minimal gandar

ds = 2,17 3

29

66550

= 28,62 mm

Diameter gandar diambil 45 mm





51

Design Check poros puli dengan cosmoswork, material yang

digunakan Cast carbon Steel dengan batas mulur (Yield strength) óY =

24,817 kg/mm2.

Gambar 2. 18. Design check-poros puli

Dari gambar 2.18. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 1,3. Ini

berarti poros kuat untuk menahan 1,3x beban yang harus ditanggung tiap

gandar (QTotal)

Bantalan penopang puli

Bantalan untuk penopang puli pada gandar dipilih bantalan rol

silinder.

Pada lampiran 13 dipilih bantalan dengan spesifikasi sebagai berikut

Jenis bantalan : Cylindrical SKF N309EC

Diameter luar (D) : 100 mm





52

Diameter dalam (d) : 45 mm

Jari-jari fillet luar (r) : 1,5 mm

Jari-jari fillet dalam (r1) : 1,5 mm

Lebar (b) : 25 mm

Beban dinamis izin (C) : 99000 N = 10091,74 kg

Perhitungan kekuatan bantalan

a. Perhitungan faktor umur (fh)

10

3

500

Lhfh ��...��(2.43)


dengan Lh = umur bantalan yang direncanakan (15000 jam).

10

3

500

15000

fh

774,2fh

b. Perhitungan faktor kecepatan (fn)

10

3

3,33

nfn ��..(2.44)


Dengan vpuli = 2 x kecepatan angkat

Maka npuli = 2 x 21,23 rpm

= 42,46 rpm

10

3

46,423,33

fn





53

929,0fn

c. Perhitungan beban equivalen dinamis (P)

ar FyFxP .. ................................................................(2.45)


dengan rF = beban radial ( kgQ

30254

12100

4 )

karena dirancang tiap puli menggunakan 2

bantalan sedangkan terdapat 2 puli angkat, maka

beban radial dibagi 4.

aF =beban aksial, besarnya dapat diabaikan karena

drum ditumpu pada dua sisi sehingga drum tidak

mendapat beban aksial

x = 1 untuk bantalan silindris

y = 0

0030251 xxP

P = 3025 kg

d. Perhitungan beban nominal dinamis (C)

fn

fhPC ......................................................................(2.46)


929,0

3025774,2 xC

C = 9032,66 kg = 88610,48 N

C < Cdinamis izin (Aman)





54

2. 4. Pemilihan Motor Penggerak

Motor listrik disini digunakan untuk menarik troli yang mempunyai

beban tarik sebesar 1353,43 kg, dengan kecepatan maksimal pergerakan

troli (v) sebesar 55 m/min.

Pemilihan motor listrik sesuai dengan katalog motor listrik pada lampiran10.

Gambar 2. 19. Motor listrik

EXICOElectrik Motor Division

WELINGBOROUGH

Perhitungan daya statik motor (N)

75

QvN ��...��.(2.47)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

dengan Q = STot = beban tarik (1353,43kg)





55

v = kecepatan gerak troli (55m/menit)

ç = efisiensi (0,8)

8,0.60.75

55.43,1353N

hpN 20

Motor listrik yang digunakan adalah motor listrik tiga fase

Dengan spesifikasi sebagai berikut

Type : AM 160L XG

Daya : 20 hp / 15 kW

Voltase : 380 V � 420 V± 5% - 50 Hz

Faktor daya (cos ) : 0,85

Berat : 122 kg

Jumlah kutub : 4

Putaran (n) : 1460 rpm

Diameter poros (d) : 38 mm

Jari-jari girasi motor (GD2) : 3,21 kg.m2

ratarata

moto

M

M

: 2,4

Momen girasi total ( 2totGD )

Momen girasi kopling ( 2koplingGD )

dporos = 38 mm, maka dari tabel nilai perkiraan momen inersia kopling pada

lampiran 6 didapatkan





56

I =0,00014 kgm/s2

2koplingGD = 4.I.g ......................................................................................(2.48)

(N. Rudenko, 1996, hal. 300)

2koplingGD = 4.0,00014.9,81

= 0,005494 kgm2

2totGD = 2

motorGD + 2koplingGD .................................................................(2.49)


2totGD = 3,21 + 0,005495

= 3,215495 kgm2

Perhitungan momen tahanan statik motor (Mst)

n

NM st 71620 ...................................................................................(2.50)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

1460

2071620stM

mkgcmkgM st .8109,9.09,981

Perhitungan momen tahanan dinamis motor ( dinM )

nts

Qv

ts

nGDM tot

din

22 975,0

375 ................................................................(2.51)

(N. Rudenko, 1996, hal. 293)

dengan ä = koefisien yang memperhitungkan pengaruh massa mekanisme





57

transmisi (1,25)

ts = waktu start (5 s)

8,0.5.146060

55.43,1353.975,0

5.375

1460.215495,3.25,1

2

2

dinM

mkgM din .189,01

Perhitungan momen tahanan total motor ( totM )

stdintot MMM ...............................................................................(2.52)

(N. Rudenko, 1996, hal. 296)

totM = 0,189 + 9,8109

= 9,9999 kg.m

Perhitungan momen rata-rata motor ( rataM )

n

NM rata 2,716 ..............................................................................(2.53)


1460

202,716rataM

rataM = 9,81 kg.m

01,181,9

9999,9

rata

mak

M

M < 2,4 (aman)





58

2. 5. Perancangan Transmisi Roda Gigi

2. 5. 1.Perancangan Roda Gigi Lurus

Perancangan transmisi roda gigi untuk menggerakan troli

menggunakan susunan roda gigi lurus dengan 3 tingkat kecepatan. Angka

transmisi total diperoleh dengan membandingkan antara kecepatan putar

poros motor (n1) dengan kecepatan putar dari poros drum (n6).

6

1

n

nitot

387,58

1460toti

rpmitot 006,25

Angka transmisi tiap roda gigi yaitu

3 006,25i

924,2i

Dari perhitungan di atas maka dapat ditentukan besarnya angka

transmisi pada tiap roda gigi sebagai berikut

924,212 i

924,234 i

924,256 i





59

Gambar. 2. 20. Transmisi Roda Gigi 3 Tingkat

2. 5. 1. 1.Perancangan roda gigi tingkat I

Jenis roda gigi yang digunakan yatiu roda gigi standar lurus.

Daya rencana yang akan ditransmisikan (P) sebesar 15 KW. Sudut tekan

pahat yang digunakan yaitu sebesar 200 , sedangkan faktor koreksinya

(fc) sebesar 1.

Putaran poros , n1 = 1460 rpm

Perbandingan reduksi , i12 = 2,924

Perhitungan diameter sementara lingkaran jarak bagi

12

1 i1

a.2d

.................................................................................(2.54)

(Sularso, 1997, hal 216)

dengan d1 = diameter sementara lingkaran jarak bagi (mm)

a = jarak sumbu poros sementara, diambil 150 mm

i12= angka transmisi roda gigi 1dan roda gigi 2





60

2,9421

1502d1

x

448,761 d mm

d2 = d1 x i12.......................................................................................(2.55)


d2 = 76,448 x 2,924

d2 = 223,552 mm

Modul pahat, m = 3, 0 = 20 o

Jumlah gigi

m

dz 1

1 .......................................................................................(2.56)


z1 = jumlah roda gigi 1

z2 = jumlah roda gigi 2

3

448,761 z

z1 = 25,48 ≈ 25 mm

z2 = z1 x i12 .....................................................................................(2.57)


z2 = 25 x 2,924

z2 = 73,1 ≈ 73 mm





61

Diameter lingkaran jarak bagi

d01 = z1 x m........................................................................................(2.58)


d01 = z1 x m = 25 x 3 = 75 mm

d02 = z2 x m

d02 = z2 x m = 73 x 3 = 219 mm

Jarak sumbu poros

a01 = 2

0201 dd ..................................................................(2.59)


a01 =2

21975 = 147 mm

Kelonggaran sisi, C0 = 0 mm

Kelonggaran puncak, ck = 0,25 x m.........................��(2.60)


ck = 0,25 x 3

ck = 0,75mm

Diameter kepala

dk1 = (z1 + 2 ) x m........................................................................(2.61)


dk1 = ( 25 + 2 ) x 3 = 81 mm





62

dk2 = (z2 + 2 ) x m.............................................................................(2.62)


dk2 = ( 73 + 2 ) x 3 = 225 mm

Diameter kaki

df1 = ( z1 � 2 ) x m � 2 ck...................................................................(2.63)


df1 = ( 25 � 2 ) x 3 � 2 x 0,75 = 67,5 mm

df2 = ( z2 � 2 ) x m � 2 ck.....................................................(2.64)


df2 = ( 73 � 2 ) x 3 � 2 x 0,75 = 211,5 mm

Kedalaman pemotongan (tinggi gigi)

H = 2 x m + ck ...........................................................................(2.65)


H = 2 x 3 + 0,75 = 6,75 mm

Faktor bentuk gigi

Dengan pembacaan tabel faktor bentuk gigi pada lampiran 6, maka

didapatkan Y

z1 = 25, Y1 = 0,339

z2 = 73, Y2 = 0,434





63

Kecepatan keliling pada diameter jarak bagi roda gigi 1 dengan n1

v = 1000.60

.. 101 nd.....................................................................................(2.66)


v1000.60

1460.75 = 5,731 m/det

Gaya tangensial

Ft = v

xP102.......................................................................................(2.67)


Ft = 731,5

15.102 = 266,96 kg

Berdasarkan kecepatannya yaitu antara 5-20 m/s, maka harga faktor

dinamis

fv = v6

6

fv = 731,56

6

= 0,512

Bahan pinion (RG 1) dan driven (RG 2) dibuat dari bahan yang sama

yaitu baja paduan S15CK (JIS G 4051) dengan pengerasan kulit yang

mempunyai sifat sebagai berikut

- Kekerasan (HB) = 400 HB

- Tegangan lentur yang diijinkan (óa) = 30 kg/mm2





64

Berdasarkan harga kekerasan (HB) sebesar 400 HB, maka dengan

pembacaan tabel faktor tegangan kontak bahan roda gigi pada lampiran

6 didapatkan kH = 0,311 kg/m.

Beban lentur yang diijinkan per satuan lebar sisi

Fb1 = a1 x m x Y1 x fv ��.��(2.68)


Fb1 = 30 x 3 x 0,339 x 0,512

Fb1 = 15,62 kg/mm

Fb2 = a2 x m x Y2 x fv ��..............��(2.69)


Fb2 = 30 x 3 x 0,434 x 0,512

Fb2 = 19,99 kg/mm

Beban permukaan yang diijinkan per satuan lebar

FH = 21

201hv zz

2z.dk.f

.........................................................................(2.70)


FH = 7325

2.7375.311,0.512,0

FH = 17,791 kg/mm

Fb1< Fh < F b2, maka F min = 15,62 kg/mm





65

Lebar sisi

minF

Fb t ............................................................................................(2.71)


62,15

96,266b

b = 14,53 mm

Diambil b = 20 mm

Pada umumnya harga b ditetapkan antara (6-10)m ,maka didapatkan

Cek 66,63

20

m

b (aman)

2. 5. 1. 2. Perancangan roda gigi tingkat II dan tingkat III

Untuk perhitungan pada roda gigi tingkat II dan tingkat III

adalah sama caranya dengan perhitungan pada perancangan transmisi

roda gigi tingkat I, sehingga dari hasil perhitungan dapat disajikan

dalam tabel berikut ini

Transmisi II Transmisi III

N (rpm) 499,274 170,736

I 2,924 2,924

dipilih i 2,924 2,924

Modul (m) 4 5

Z1 26 25





66

Z2 78 73

D1 (mm) 104 125

D2 (mm) 312 365

A0 (mm) 208 245

Ck 1 1,25

Co 0 0

dk1 (mm) 112 135

dk2 (mm) 320 375

df1 (mm) 94 112,5

df2 (mm) 302 352,5

H 9 11,25

bahan baja S15CK S15CK

kH (kg/m) 0,311 0,311

HB 400 400

óB (kg/mm2) 50 50

óa (kg/mm2) 30 30

V (m/s) 2,71 1,116

Fv (kg/mm) 0,524 0,728

Ft (kg/mm) 563,041 1369,865

Y1 0,3390,341 0,339

Y2 0,436 0,434

F'b1 (kg/mm) 21,471 37,054

F'b2 (kg/mm) 27,453 47,438





67

Fh (kg/mm) 25,457 42,204

B (mm) 28 36

b/m 9,555 7,393

2. 5. 2. Perancangan Poros Roda Gigi

Poros merupakan elemen mesin yang berfungsi untuk meneruskan

daya dari motor ke drum melalui roda gigi. Oleh karena itu poros akan

mendapat beban puntir dan lentur sehingga pada permukaan poros akan

terjadi tegangan geser (ô) karena momen puntir (T) dan tegangan (ó)

karena momen lentur (M). Poros-poros ini disusun sejajar satu sama lain,

hal ini disebabkan karena roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus.

Bahan poros diambil baja S55C (JIS G 4051) dengan pengerasan

kulit yaitu dengan cara dicelup dingin dalam minyak sehingga poros akan

tahan aus. Sifat dari bahan tersebut adalah sebagai berikut

- kekuatan tarik (óB) : 80 kg/mm2

- kekerasan (HB) : 229-285

Untuk perhitungan poros selanjutnya maka harus ditentukan

terlebih dahulu beberapa faktor yang menyangkut keamanan sebagai

berikut

-faktor bahan dengan kekuatan yang dijamin, Sf1 = 6

-faktor konsentrasi tegangan karena poros akan diberi alur pasak atau

dibuat bertangga, Sf2 = 3





68

-faktor keamanan karena momen puntir, K1 = 1,5 (beban dikenakan

kejutan atau tumbukan besar)

-faktor koreksi pembebanan lentur, Km = 1,5 (beban dengan tumbukan

ringan).

Tegangan geser pada poros yang diijinkan

21 ff

Ba xSS

..........................................................................(2.72)


2/444,4

3.6

80

mmkga

a

2. 5. 2. 1. Perhitungan Poros I

Daya yang ditransmisikan , P = 15 Kw

Putaran poros 1, n1 = 1460 rpm

Momen puntir rencana

1

5.1074,9n

PxT .............................................................................(2.73)


mmkgT

xT

.85,100061460

151074,9 5

Berat roda gigi 1 (RG 1)





69

Wgl = kxfxxbxdx 12

125,0 ...........................................................(2.74)


Dengan d1 = diameter jarak bagi 75 mm

b1 = lebar gigi 20 mm

ñ = berat jenis bahan roda gigi (baja) 7833 x 10-9 kg/m3

fk = faktor koreksi 1 (roda gigi pejal) dan 0,4 ( berongga)

Wgl = 1107833207525,0 92 xxxxxx

Wgl = 0,6922 kg

Gaya tangensial

FT1 = FT

FT1 = 266,96 kg

Gaya radial

FR1 = FT1 x tan 200

= 266,96 x tan 200

= 97,16 kg





70

Poros didukung oleh dua buah bantalan yang diletakkan pada kedua

ujung poros sehingga beban dari roda gigi dapat ditahan oleh reaksi

pada bantalan. Distribusi reaksi dapat digambarkan sebagai berikut

FT1

40

RA 198 RB

Gambar 2. 21. Pembebanan Poros I Transmisi 3 Tingkat

Dengan berdasar pada reaksi A dan B, maka kita dapat menentukan

momen lentur yang terjadi.

Gaya reaksi pada tumpuan akibat gaya radial

kgR

xR

xFR

RB

RB

RRB

62,19198

4016,97198

401

RRA = FR1 � RRB

= 97,16 � 19,62

= 77,54 kg





71

Gaya reaksi pada tumpuan akibat gaya tangensial

198

40)( 11 xWFR gT

TB

kgR

xR

TB

TB

08,54198

40)692,096,266(

RTA = (FT1 + Wg1) � RTB

= 266,96 + 0,692 � 54,08

= 213,572 kg

Momen lentur akibat gaya radial

MR = RRA x 40 = 77,54 x 40 = 3101,6 kgmm

Momen lentur akibat gaya tangensial

MT = RTA x 40 = 213,572 x 40 = 8542,88 kgmm

Momen lentur gabungan

kgmmM

M

MMM

G

G

TRG

49,9088

)88,8542()6,3101(

)()(

22

22

Diameter poros

Untuk menentukan diameter poros digunakan persamaan 2. 29

3/1

22 )85,100065,1() 49,90885,1(444,4

1,5

xxd s





72

ds 27,60 mm

Diambil ds = 40 mm karena diameter dari motor penggerak 38 mm.

Design Check dari poros 1 dengan cosmoswork, material yang

digunakan AISI 304 dengan batas mulur (Yield strength)

óY = 20,681kg/mm2.

Gambar 2. 22. Design check-poros 1

Dari gambar 2.22. didapatkan FOS (Factor Of Safety) = 5. Ini berarti

poros kuat untuk menahan 5x gaya yang bekerja pada poros 1 (FT1 dan

FR1).

Tegangan geser yang terjadi

223

)()(1,5

KtxTKmxMds

.......................................................(2.75)


223

)85,100065,1() 49,90885,1()40(

1,5xx

ô = 1,62 kg/mm2





73

Pemeriksaan poros terhadap sudut puntir ()

Untuk menentukan sudut puntir yang terjadi digunakan persamaan 2.30

0

43

055,0

)40(103,8

19885,10006584

xx

x

Untuk ( ) biasanya dibatasi sebesar 0,25o untuk tiap satu meter

panjang poros. Maka untuk panjang poros 198 mm, syarat defleksi

puntiran yang harus dipenuhi bahwa ( ) harus lebih kecil daripada ( a)

sebesar : o25,01000

198

= 0,065o. Maka poros aman untuk digunakan

karena telah memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : ( < a)

(0,055o<0,065o).

Lenturan poros

Perhitungan lenturan poros berdasarkan resultan komponen gaya

tangensial dan resultan gaya radial

kgF

F

FFF TR

09,284

)96,266()16,97(

)()(

22

22

Jarak titik pusat pembebanan ke bantalan A, l1 = 40 mm.

Sedangkan l2 =158 mm dan l = 198 mm

Maka untuk menentukan lenturan poros digunakan persamaan 2.31

mmy

xxy

007,0

198)40(

)158()40(09,28410.23,3 4

224





74

Untuk (y) biasanya dibatasi sebesar 0,35 mm untuk tiap satu

meter panjang poros. Maka untuk panjang poros 198 mm, syarat

lenturan yang harus dipenuhi bahwa (y) harus lebih kecil daripada (ya)

sebesar : mm35,01000

198

= 0,0693 mm. Maka poros aman untuk

digunakan karena telah memenuhi syarat yang ditentukan yaitu : (y<ya)

(0,007<0,0693).

Poros Bintang (Spline)

Direncanakan terdapat poros bintang dengan panjang 40 mm.

Gambar 2. 23. Poros Bintang (Spline)

Syarat yang harus dipenuhi

CbKtSfa 2

25,162,13444,4

)()/86,4/332,13( 22 ammkgmmkg

b d1 do





75

Pemeriksaan kekuatan poros spline

Ditentukan dimensi-dimensi poros bintang seperti di bawah

Diameter dalam (di) sebesar = 40 mm.

Diameter luar (do) sebesar = 46 mm.

Banyaknya baji (i) sebanyak = 4

Lebar baji (b) sebesar = 8 mm.

Panjang poros bintang (l) yang direncanakan adalah 40 mm.

Torsi yang akan diterima tiap baji = 4

85,10006= 2501,71 kg.mm.

Maka gaya tangensial pada permukaan poros yang terjadi (Ft)

dapat ditentukan dengan Persamaan 2.76. (Sularso dan Kiyokatsu Suga,

2002, hal. 25)

Ft = 2/Ds

T ��..............(2.76)

Ft = 2/40

71,2501= 125,08 kg

Tegangan geser yang ditimbulkan ( K ) dapat ditentukan dengan

Persamaan 2.77. (Sularso dan Kiyokatsu Suga, 2002, hal. 25)

lb

FtK ��.............(2.77)

2/39,0408

08,125mmkgK

Tekanan permukaan (P) dapat diketahui dengan Persamaan 2.78

(Sularso dan Kiyokatsu Suga, 2002, hal. 27)





76

lt

FtP

��............�(2.78)

Untuk t = kedalaman alur pasak, yaitu sebesar 3 mm.

Maka : 042,1403

08,125

P kg/mm2

Tekanan permukaan ijin (Pa) untuk poros yang berdiameter

besar biasanya telah ditentukan, yaitu sebesar 10 kg/mm2 (Sularso dan

Kiyokatsu Suga, 2002, hal. 27). Maka syarat dan ketentuan berikut ini :

K dan PPa

( 22 /39,0/444,4 mmkgmmkg ) dan ( 22 /042,1/10 mmkgmmkg ).

Telah terpenuhi, maka poros bintang aman untuk digunakan.

Putaran kritis poros

p

scp w

l

xll

dN

21

2

52700 .....................................................................(2.79)


dengan, l1 = titik pusat berat poros (99mm)

l2 = titik pusat berat poros (99mm)

l = panjang poros (198mm)

wp = berat poros (kg)

rpmN

xxxxxN

cp

cp

57,82399

107833198)38(25,0

198

9999

)40(52700

92

2





77

Putaran kritis roda gigi 1

121

2

1 52700g

scg w

l

xll

dN

dengan, l1 = titik pusat pembebanan roda gigi 1dari bantalan A(40mm)

l2 = titik pusat pembebanan roda gigi dari bantalan B(158mm)

l = panjang poros (198mm)

wg1 = berat roda gigi 1 (0,692kg)

rpmN

xN

cg

cg

20,203676

692,0

198

15840

)40(52700

1

2

1

Putaran kritis sistem

2

122

111

cgcpco NNN ....................................................................(2.80)


222 )20,203676(

1

)57,82399(

11

coN

Nc0 = 76249,29 rpm.

)(6,0019,029,76249

14601aman

N

n

co

2. 5. 2. 2. Perhitungan Poros II


Putaran poros II, n3 = n2 = 499,274 rpm

Distribusi reaksi dapat digambarkan sebagai berikut





78

FT2 FT3

40 44

RC 198 RD

Gambar 2. 24. Pembebanan Poros II Transmisi 3 Tingkat

Dengan menggunakan cara yang sama, maka didapat hasil dari

perhitungan adalah sebagai berikut ini

T = 29262,5 kg.mm

Wg2 = 5,8981 kg

Wg3 = 1,8621 kg

FT2 = 266,96 kg

FT3 = 563,041 kg

FR2 = 97,16 kg

FR3 = 204,384 kg

RRD = 178,542 kg

RRC = 122,748 kg

RTD = 494,492 kg

RTC = 343,269 kg

MRC = 4909,922 kg.mm

MRD = 7855,86 kg.mm

MTC = 13730,8 kg.mm

MTD = 21757,6 kg.mm





79

MGC = 14582,2 kg.mm

MGD = 23132,4 kg.mm

ds = 40,05 mm, diambil ds = 55 mm

r1 = 0,4 Mm

r1/ds = 0,0072

á = 3,3

ô = 1,715 kg/mm2

ôa x Sf2 = 13,32 kg/mm2

ô x á = 5,659 kg/mm2

è = 0,04 0

F = 882,994 kg

l1 = 117,333 mm

l2 = 80,666 mm

y = 0,0014 mm

y/l = 0,07

d0 = 61 mm

i = 4

b = 8 mm

l = 88 mm

Ft = 26,60 kg/mm2

ôk = 0,03 kg/mm2

P = 0,1 kg/mm2

Ncg2 = 146148 rpm





80

Ncg3 = 242596 rpm

Ncp = 130963 rpm

Nco = 90493,52 rpm



óY = 20,681 kg/mm2.



poros kuat untuk menahan 3,9x gaya yang bekerja pada poros 2

(FT2,FR2) dan (FT3,FR3).





81

2. 5. 2. 3. Perhitungan Poros III


Putaran poros III, n4 = n5 = 170,736 rpm

Distribusi reaksi dapat digambarkan sebagai berikut

FT5 FT4

95 44

RE 198 RF

Gambar 2. 26. Pembebanan Poros III Transmisi 3 Tingkat

Hasil dari perhitungan adalah sebagi berikut ini:

T = 85570,71 kg.mm

Wg4 = 16,7596 kg

Wg5 = 3,45 kg

FT4 = 563,041 kg

FT5 = 1369,865 kg

FR4 = 204,3839 kg

FR5 = 497,261 kg

RRE = 216,823 kg

RRF = 484,821 kg

RTE = 606,796 kg

RTF = 1346,328 kg

MRE = 20598,218 kg.mm

MRF = 21332,147 kg.mm





82

MTE = 57645,67 kg.mm

MTF = 59238,43 kg.mm

MGE = 61215,28 kg.mm

MGF = 62962,3 kg.mm


r1 = 0,6 mm

r1/ds = 0,008

á = 3,3

ô = 1,926 kg/mm2

ôa x Sf2 = 13,32 kg/mm2

ô x á = 6,357 kg/mm2

è = 0,037 0

F = 2056,315 kg

l1 = 136,8137 mm

l2 = 61,186 mm

y = 0,007 mm

y/l = 0,037

do = 81 mm

i = 4

b = 10 mm

l = 118 mm

Ft = 570,47 kg/mm2

ôk = 0,48 kg/mm2





83

P = 1,62 kg/mm2

Ncg4 = 104129,2 rpm

Ncg5 = 331003,2 rpm

Ncp = 187328,3 rpm

Nco = 87756,38 rpm



óY = 20,681 kg/mm2.



poros kuat untuk menahan 3,5x gaya yang bekerja pada poros 3

(FT4,FR4) dan (FT5,FR5)





84

2. 5. 2. 4. Perhitungan Poros IV


Putaran poros 4, n6 = 58,387 rpm

Distribusi reaksi dapat digambarkan sebagai berikut:

FT6

95

RG 198 RH

Gambar 2. 28. Pembebanan Poros IV Transmisi 3 Tingkat

Hasil perhitungan adalah sebagai berikut ini:

T = 250226,93 kg.mm

Wg6 = 29,490 kg

FT6 = 1369,865 kg

FR6 = 497,261 kg

RRH = 163,242 kg

RRG = 334,242 kg

RTH = 459,384 kg

RTG = 939,971 kg

MRH = 0 kg.mm

MRG = 21711,2 kg.mm

MTH = 0 kg.mm

MTG = 61098,1 kg.mm





85

MGH = 0 kg.mm

MGG = 64841,028 kg.mm


r1 = 0,6 mm

r1/ds = 0,006

á = 4

ô = 0,7916 kg/mm2

ôa x Sf2 = 13,33 kg/mm2

ô x á = 3,16 kg/mm2

è = 0,0348 0

F = 1457,325 kg

l1 = 95 mm

l2 = 103 mm

y = 0,00227 mm

y/l = 0,0115

d0 = 106 mm

i = 4

b = 10

l = 64

Ft = 1251,13 kg/mm2

ôk = 1,95 kg/mm2

P = 6,52 kg/mm2

Ncg6 = 139553,06 rpm





86

Ncp = 321074,24 rpm

Nco = 127986,41 rpm



óY = 20,681 kg/mm2.

Gambar. 2. 29. Design check-poros 4


poros kuat untuk menahan 3,6x gaya yang bekerja pada poros 4 (FT6

dan FR6)





87

2. 5. 3. Perancangan Bantalan Roda Gigi

Dalam perancangan bantalan untuk roda gigi ini dipilih bantalan

bola baris tunggal. Umur bantalan yang direncanakan untuk tiap poros

yaitu Lh = 15.000 jam.

Gambar 2. 30. Bantalan

Hasil perhitungan dapat disajikan dalam tabel berikut ini

Poros 1 Poros 2 Poros3 Poros 4

gaya radial (kg) FR 71,263 301,290 701,644 497,261

diameter poros (mm) d 40 55 75 100

beban factor dinamis (kg) Pr 71,263 301,290 701,644 497,261

umur (hari) Lh 15000 15000 15000 15000

factor umur fh 2,774 2,774 2,774 2,774

kecepatan (rpm) n 1460 499,274 170,736 58,387

factor kecepatan fn 0,322 0,444 0,6124 0,845

kapasitas dukung dinamis C 614,573 1883,04 3178,25 1632,5





88

(kg)

jenis bantalan

SKF

6208

SKF

6211

SKF

6215

SKF

6220

diameter luar (mm) D 80 100 130 180

diameter dalam (mm) d 40 55 75 100

jari-jari fillet luar (mm) r 1,5 1,5 1,5 2,1

jari-jari fillet dalam (mm) r1 1,5 1,1 1,5 2,1

lebar (mm) b 18 21 25 34

beban dinamis (N) C0 19000 29000 49000 93000





89

2. 5. 4. Perancancangan Kopling

Kopling digunakan untuk menghubungkan poros motor dengan

poros I. Dalam perancangan ini digunakan jenis kopling flens kaku.

Sumbu dari kedua poros yang akan dihubungkan dengan kopling haruslah

segaris, karena pada meknisme putarnya, beban yang diputar sangatlah

besar.

Gambar 2. 31. Kopling

Diameter poros ds = 40 mm

Berdasarkan tabel Ukuran kopling flens pada lampiran 8 didapatkan

ukuran dari kopling sebagai berikut

Diameter luar kopling (A) = 160 mm

Panjang naf (L) = 56 mm

Diameter naf (C) = 80 mm

Diameter pusat baut (B) = 112 mm

Tebal flens (F) = 20 mm

Panjang flens (H) = 35,5 mm





90

Tebal sisi flens (K) = 6 mm

Jumlah baut (n) = 4

Diamter baut (db) = 14 mm

Menghitung tegangan geser baut

Untuk menghitung tegangan geser baut maka digunakan

persamaan 2.40.

dengan ôb = tegangan geser baut (kg/mm2)

T = torsi (10006,85kg.mm)

db= diameter baut (14mm)

ne= jumlah baut efektif (dianggap 50% dari jumlah baut)

= e x n = 0,5 x 4 =2

B = diameter pusat baut (112mm)

2

2

/580,0

112214

85,100068

mmkg

xxx

x

b

b

Dipilih bahan baut dari baja karbon SS41 (JIS G 3101), dengan kekutan

tarik óB = 45 kg/mm2. dengan mengambil faktor keamanan Sfb = 6 dan

faktor Kb = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôba).

ôba = 36

45

x

ôba = 2,5 kg/mm2

0,580 kg/mm2 < 2,5 kg/mm2

maka bahan baut yang digunakan sudah aman





91

Menghitung tegangan geser flens

Untuk menghitung tegangan geser flens digunakan persamaan

2.41.

dengan ôF = tegangan geser flens (kg/mm2)

T = torsi (10006,85kg.mm)

C = diameter naf (80mm)

F = tebal flens (20mm)

2

2

/050,0

2080

85,100062

mmkg

xx

x

F

F

Dipilih bahan flens dari besi cor kelabu FC20 (JIS G 5501), dengan

kekuatan tarik óB = 20 kg/mm2. Dengan mengambil faktor keamanan SfF

= 6 dan faktor KF = 3, maka diperoleh harga tegangan geser bahan (ôba).

ôFa = 36

20

x

ôFa = 1,111 kg/mm2

ôF x 3 = 0,050 x 3 = 0,15 kg/mm2

0,15 kg/mm2 < 1,111 kg/mm2

maka bahan flens yang digunakan sudah aman





92

2. 6. Perancangan Rem.

Rem yang digunakan dalam perancang ini adalah jenis rem sepatu

ganda. Prinsip kerjanya adalah sebagai berikut ini:

Apabila pemberat G turun, maka tuas akan bergerak ke bawah sehingga

batang 2 akan ikut tertarik ke bawah. Selanjutnya tuas 2 akan memutar

segitiga kaku melalui titik sendi C dengan asumsi titik A diam, sehingga

apabila titik C bergerak ke bawah, maka titik B akan berpindah ke kanan.

Gerakan ini diteruskan oleh batang tarik 4 sehingga batang tarik 6 bergerak

mendorong sepatu rem 8 ke arah roda rem. Apabila sepatu rem 8 sudah

tidak dapat bergerk lagi, maka titik C akan diam di tempat dan segitiga kaku

akan berotasi pada titik C. Selanjutnya titik A akan berpindah ke kiri dan

kemudian mendorong sepatu rem 7 dengan perantaraan batang 5. Dimensi

rem yang akan dirancang adalah sebagai berikut ini:

l = 27,5 cm l1 = 13,75 cm b = 3,09 cm

e = 9 cm k = 8 cm a = 8 cm

f = 9 cm c = 14 cm d = 23 cm





93

Gambar 2. 32. Rem

2. 6. 1. Menentukan Momen Pengereman (Mbr).

Daya statik (Nbr)

75

QvNbr ��...��..��...(2.81)


dengan Q = Berat tarikan (1353,43kg)

v = kecepatan gerak (55m/s)

ç = effisiensi mekanis (0,8)

hpN

xx

xN

br

br

20

8,07560

5543,1353





94

Momen statik (M�st)

M�st = br

br

n

N71620 ��.��...��.(2.82)

(N. Rudenko, 1996, hal. 292)

kgcmM

M

st

st

09,981'1460

2071620'

Momen dinamik (M�din)

brbr

din nt

VG

t

nGDM

22 '975,0

375 . ........................................................(2.83)

(N. Rudenko, 1996, hal. 293)

Dengan = koefisien transmisi (1,25)

GD2 = momen girasi (3,21 kg.m2)

tbr = waktu pengereman (1,5 s)

v = kecepatan pengangkatan (55/60 m/s)

= efisiensi mekanisme (0,8)

n = putaran motor (1460)

G� = beban (1353,43 kg)

cmkgmkgM

x

xxx

x

xxM

din

din

.1082.82,10'

5,11460

8,0)60/55(43,1353975,0

5,1375

146021,325,1'

2





95

Momen pengereman (Mbr)

Mbr = M�din - M�st ..............................................................................(2.84)

(N. Rudenko, 1996, hal. 297)

Mbr = 1082 � 981,09

= 100,91 kg.cm

2. 6. 2. Perhitungan Desain Rem Sepatu.

Kerja rem keliling total (T).

D

MT br2 ............................................................................................(2.85)

(N. Rudenko, 1996, hal. 164)

dengan D = diameter roda rem (25 cm)

kgT

xT

08,825

91,1002

Bobot pemberat (P1)

1

2221

1

)(

llD

blMP br

.............................................................................(2.86)

(N. Rudenko, 1996, hal. 165)

dengan l1 = 13,75 cm

ì = koeffisien gesek (0,4)

b = 3,09 cm

l = 27,5 cm

ç = koeffisien mekanis rem (0,95)





96

kgP

xxxx

xP

30,5

75,135,2795,0254,0

)09,34,075,13(91,100

1

222

1

Tekanan normal maksimum (N1).

bl

lPN

1

11 .................................................................................(2.87)

(N. Rudenko, 1996, hal. 165)

kgN

x

xN

25,11

09,34,075,13

5,2730,5

1

1

Tekanan normal minimum (N2)

bl

lPN

1

12 ...............................................................................(2.88)

(N. Rudenko, 1996, hal. 165)

kgN

x

xN

75,9

09,34,075,13

5,2730,5

2

2

Luas daerah lapisan (F) .

0360

DBF ..........................................................................................(2.89)

(N. Rudenko, 1996, hal. 181)

dengan B = lebar roda rem (4cm)

â = sudut kontak roda rem (600)





97

2

0

0

33,52

360

60425

cmF

xxxF

Tekanan satuan antara roda dan sepatu pada tuas kiri (p).

F

Np 1 ................................................................................................(2.90)

(N. Rudenko, 1996, hal. 181)

2/11,0

33,52

25,11

cmkgp

p

Bahan sepatu rem terbuat dari asbes dan logam dengan tekanan

per unit p = 6 kg/cm2 (rem di atas) dan p = 3 kg/cm2 (rem di bawah),

diambil dari tabel tekanan satuan maksimum yang di izinkan untuk sepatu

rem pada lampiran 9. Jadi dengan bahan tersebut, tegangan satuan yang

dihasilkan aman.

Gaya lentur yang terjadi (ÄS)

bDi

MS br 2

1

12

.........................................................................(2.91)

(N. Rudenko, 1996, hal. 166)

kgS

x

xS

66,0

09,34,0175,1325

91,1002 2





98

Komponen gaya vertikal (ÄS1)

1

2

Dl

bxMS br

V

...........................................................................(2.92)

(N. Rudenko, 1996, hal. 166)

kgS

x

xxxS

V

V

45,1

75,1325

09,38,091,1002

Komponen gaya horisontal (ÄSH)

1

2

Dl

bMS br

H ......................................................................................(2.93)

(N. Rudenko, 1996, hal. 166)

kgS

x

xxS

H

H

62,1

75,1328

09,391,1002

2. 6. 3. Pemilihan Magnet Rem

Untuk pemberat kita menggunakan magnet jenis KMT � 4

elektrik dengan spesifikasi sebagai berikut

Daya tarik (Pm) : 70 kg

Berat jangkar magnet (Gar) : 24,5 kg

Langkah jangkar (hm) : 3,5 cm

Bobot tuas (Gl) digunakan tuas dengan bobot 5 kg, sedangkan untuk

kelonggaran antara sepatu dengan roda rem (å) diambil 0,09 cm dari tabel

nilai kelonggaran penyetelan pada lampiran 9.





99

Bobot pemberat yang mengaktifkan rem (Gwt)

d

cGfGk

laP

Garl

wt

)(1 ...............................................................(2.94)

(N. Rudenko, 1996, hal. 167)

kgG

xxx

x

G

wt

wt

58,1118

95,0)145,2495(895,0

85,2730,5

Jarak gerak sepatu maksimum (åmak)

lkc

lalhmmak 2

1 ...............................................................................(2.95)

(N. Rudenko, 1996, hal. 182)

cm

xxx

xxx

mak

mak

72,1

1485,272

85,2775,135,3

Langkah jangkar magnet (h�m) dengan å = 0,09 cm

lal

lkch m

1

2'

..........................................................................................(2.96)

(N. Rudenko, 1996, hal. 182)

cmh

xx

xxxxh

m

m

18,0'

85,2775,13

1485,2709,02'





100

Pemeriksaan magnet terhadap kekuatan tariknya

Pmc ≥ Glf + Gwtd + Garc

70 x 14 > (5 x 9) + (11,58 x 18) + (24,5 x 14)

980 kg/cm2 > 596,44 kg/cm2

Magnet ini cocok untuk rating kekuatan yang dihasilkan.

2. 6. 4. Pemeriksaan Pemanasan Rem.

Kalor yang dibebaskan dalam satu jam operasi (Qtot).

Qtot = GhzçA........................................................................................(2.97)

(N. Rudenko, 1996, hal. 174)

dengan G = 2/3 beban tarik (902,29 kg)

h = 3/4 panjang operasi (33,75 m)

z = jumlah operasi pengereman per jam (150)

A= 427

1kkal/kg.m

Qtot = 902,29 x 33,75 x 150 x 0,95 x 427

1

= 10162,65 kkal/jam

2. 6. 5. Umur Lapisan Rem

Waktu pengereman (tbr)

)'(

'975,0

)'(375

22

brststbrbr MMn

VG

MM

nGDt

..............................................(2.98)

(N. Rudenko, hal. 294)





101

st

xxxxxt

br

br

52,1

)0091,18109,9(1460

8,0)60/55(43,1353975,0

)8109,90091,1(375

146021,325,1 2

Kerja dalam satu operasi rem (A)

5.0)30

( brbr tn

MA

.............................................................................(2.99)

(N. Rudenko, 1996, hal. 188)

jamhpA

A

mkgA

xA

0004,0270000

20,117

.20,117

5.052,1)30

1460(0091,1

Keausan rem (ÄG)

ÄG = 2BlÄh.......................................................................................(2.100)

(N. Rudenko, 1996, hal. 188)

dengan ukuran lapisan rem B = 4 cm, l = 14,3 cm, dan Äh =0,3 cm

ÄG = 2 x 4 x 14,3 x 0,3

= 34,32 cm3

Umur kerja rem yang diijinkan (y)

qA

Gy

...........................................................................................(2.101)

(N. Rudenko, 1996, hal. 177)





102

dengan q = keausan lapisan yang diijinkan (0,2 cm3/hp-jam)

429000

0004,02,0

32,34

y

xy

Umur dalam jam untuk 150 operasi kerja per jam.

2860150

429000

Umur dalam hari untuk 8 jam kerja per hari.

3575,3578

2860





103

BAB III

PELUMASAN

3.1. Pemilihan bahan pelumas.

Bahan pelumas adalah elemen konstruksi yang sangat penting, karena

kharakteristik dan kekhususannya pada perancangan mesin. Pelumasan bertujuan

untuk mengurangi gesekan, membuang panas dan merapatkan antar bagian atau

memberi kekedapan. Dengan berkurangnya gesekan, maka keausan bagian yang

bergesekan akan berkurang. Disamping itu bahan pelumas harus mampu

mencegah karat, mencuci kotoran dan serpihan keausan serta melindungi

permukaan bahan dan juga menghindarkan penegangan berlebih.

Sehubungan dengan berkembangnya dalam hal konstruksi mesin, maka

disamping pelumas minyak biasa (seperti minyak mesin) digunakan juga satu

deretan bahan pelumas dengan campuran khusus. Bahan campuran pelumas ini

diberikan melalui penambahan (additive) bahan kimia yang mempunyai sifat

spesifik. Kharakter-kharakter khusus yang mnjadi ciri kualitas minyak pelumas

adalah :

a. Viskositas

Kharakter ini menunjukkan ukuran dari tahanan fluida untuk

mengalir. Viskositas akan meningkat dengan naiknya tekanan.

b. Viscosity index

Karakter ini menunjukkan seberapa besar perubahan viskositas

akibat perubahan temperature dalam sistem. Makin tinggi viscosity index-






104

nya maka akan menyebabkan makin kecilnya perubahan viskositas yang

mungkin terjadi akibat perubahan temperatur yang tinggi.

c. Pour point

Karakter ini menunjukkan suhu terendah dari fluida, dimana pada

suhu tersebut fluida masih dapat mengalir.

d. Lubricity

Karakter ini menunjukkan kemampuan fluida sebagai pelumas,

yang mampu melumasi bagian-bagian yang bergesekkan dalam sistem.

e. Oxidation resistance

Karakter ini menunjukkan kemampuan fluida untuk tidak mudah

teroksidasi pada suhu yang relatif tinggi.

f. Demulsibility

Adalah salah satu karakter dari fluida yang memiliki kemampuan

untuk memisahkan diri dengan cepat dengan air.

Pada perancangan ini, pemilihan bahan pelumas untuk gear box

berdasarkan tabel Pemilihan minyak pelumas susuai dengan jenis transmisi pada

lampiran 14 tersebut diketahui bahwa untuk kotak roda gigi yang umum dipakai

adalah minyak dengan additive khusus untuk kharakteristik khusus dan

viskositasnya adalah antara 200-250 cSt pada suhu 50oC. Dan menurut

penomoran DIN 51502, pelumas yang digunakan adalah bernomor 225.





105

BAB IV

KESIMPULAN DAN PENUTUP

4. 1. Kesimpulan

Sebagai obyek refrensi dalam perancangan ulang ini, diambil Tower crane

dengan spesifikasi sebagai berikut :

Tinggi angkat : 35 meter

Panjang jangkauan ( jib ) : 45 meter

Panjang counter jib : 13 meter

Counter weight : 6 ton

Pondasi : pondasi tetap

Kecepatan angkat : 30 m/menit

Kecepatan troli : 55 m/menit

Sudut putar : 3600

Maka dari pengamatan di lapangan, pembahasan, perhitungan dan

perencanaan pada mekanisme gerakan mendatar didapat ukuran dan bahan berikut:

1. Troli

- Roda Troli Diameter roda Troli (D) : 100mm

Lebar roda Troli (b) : 50mm

Bahan Roda : Steel 3

Tegangan tekan : 4000kg/cm2

Diameter Poros : 35mm

Bahan Poros : Carbon Steel

- Puli Diameter Puli : 300mm






106

Bahan : Besi cor kelabu FC 20

( JISG 5501)

Diameter poros : 45 mm

Bahan Poros : Carbon Steel

2. Tali Type : tipe 6 x 37 = 222 +1c

Diameter : 10 mm

3. Drum Bahan : besi cor kelabu FC 20 (JIS G5501)

Diameter : 300 mm

Panjang : 720 mm

4. Transmisi Roda gigi lurus 3 tingkat

Transmisi tingkat 1

Rasio : 2,9

Pinion Z1 : 30 mm

Bahan : JIS G 4051

Gear Z2 : 87 mm

Bahan : JIS G 4051

Transmisi tingkat 2

Rasio : 2,9

Pinion Z3 : 25 mm

Bahan : Baja paduan S15CK (JIS G 4051)

Gear Z4 :73 mm


Transmisi tingkat 3





107

Rasio : 2,9

Pinion Z1 : 30 mm

Bahan : Baja Paduan S15CK (JIS G 4051)

Gear Z2 : 87 mm


Jumlah Poros transmisi : 4

Bahan : SCM4 ( JIS G 4105)

Poros transmisi 1

Panjang : 198 mm

Diameter : 40 mm

Diameter Spline : 46 mm

Jumlah Spline : 4 Buah

Panjang Spline : 40 mm

Lebar Spline : 8 mm

Poros transmisi 2

Panjang : 198 mm

Diameter : 55 mm




Lebar Spline : 8 mm

Poros transmisi 3





108

Panjang : 198 mm

Diameter : 75 mm




Lebar Spline : 10 mm

Poros transmisi 4

Panjang : 198 mm

Diameter : 100 mm


Jumlah Spine : 4 mm


Lebar Spline : 10 mm

Kopling Flens

Kopling Poros Motor dan poros 1:

Diameter luar kopling (A) : 160 mm

Panjang naf (L) : 56 mm

Diameter naf (C) : 80 mm

Diameter pusat baut (B) : 112 mm

Tebal flens (F) : 20 mm

Panjang flens (H) : 35,5 mm

Tebal sisi flens (K) : 6 mm

Jumlah baut (n) : 4





109

Diamter baut (db) :14 mm

Kopling Poros 4 dan poros drum :

Diameter luar kopling (A) : 355 mm

Panjang naf (L) : 125 mm

Diameter naf (C) : 180 mm

Diameter pusat baut (B) : 265 mm

Tebal flens (F) : 35,5 mm

Panjang flens (H) : 63 mm

Tebal sisi flens (K) : 8 mm

Jumlah baut (n) : 6

Diamter baut (db) : 25 mm

5. Motor listrik yang dipakai diambil dari EXICOElectrik Motor Division

WELINGBOROUGH

Motor listrik yang digunakan adalah motor listrik tiga fase

Type : AM 160L XG

Daya : 20 hp / 15 kW

Voltase : 380 V � 420 V± 5% - 50 Hz

Faktor daya (cos ) : 0,85

Berat : 122 kg

Jumlah kutub : 4

Putaran (n) : 1460 rpm

Diameter poros (d) : 38 mm

Jari-jari girasi motor (GD2) : 3,21 kg.m2





110

ratarata

moto

M

M

: 2,4

6. Rem : Jenis rem sepatu ganda

Magnet Rem

Daya tarik (Pm) : 70 kg

Berat jangkar magnet (Gar) : 24,5 kg

Langkah jangkar (hm) : 3,5 cm

4. 2. Penutup

Dengan diselesaikannya penyusunan Tugas Akhir ini, maka diharapkan

naskah ini dapat berguna bagi penulis sendiri maupun orang lain yang

membacanya. Penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan dalam penulisan

Tugas Akhir ini, oleh karena itu saran dan kritik dari pembaca masih sangat

dibutuhkan.





DAFTAR PUSTAKA

Harjanto, Greg. , 2001, Dasar Pesawat Pengangkat dan Pengangkut, Jurusan

Teknik Mesin UGM Yogyakarta.

Niemann. G, 1992, Elemen Mesin: Disain dan Kalkulasi dari Sambungan,

Bantalan dan Poros, Jilid I, Erlangga, Jakarta.

Rudenko, N., 1996, Mesin Pemindah Bahan, Erlangga, Jakarta

Sularso, 1997, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, PT. Pradnya

Paramita, Jakarta.

EXICOElectrik Motor Division WELINGBOROUGH






Lampiran 1

Sumber : N. Rudenko, 1996, hal 261 . Mesin Pemindah Bahan






Lampiran 2


Sumber : N. Rudenko, 1996, hal 44. Mesin Pemindah Bahan





Lampiran 3







Lampiran 4






Lampiran 5

Ball bearings

Sumber : Self ballbearings � Diameter Series 12 (Series 02)






Lampiran 6

Sumber: Sularso,1997, hal.243 . Elemen Mesin





Lampiran 7






Lampiran 8


Sumber: Sularso,1997, hal 31 . Elemen Mesin





Lampiran 9








Lampiran 10





Lampiran 11

Nilai praktis umur bantalan (Sumber: G.Niemann, Disain dan Kalkulasi dari Sambungan, Bantalan dan Poros,

1992, hal. 264) Penggunaan Umur bantalan

(jam)

Peralatan, perkakas

Mesin, operasi singkat, terputus-putus (gangguan sedikit)

Mesin oprasi terputus-putus (gangguan lebih besar)

Mesin, operasi 8 jam (digunakan sebagian)

Mesin, operasi 8 jam ( digunakan sepenuhnya)

Mesin dalam operasi terus menerus

Mesin dalam operasi terus menerus (keamanan tinggi)

500

4000-8000

8000-14.000

14000-20.000

20.000-30.000

50.000-60.000

100.000-200.000





Lampiran 12

Cylindrical Roller Bearings





Lampiran 13





MEKANISME GERAK MENDATAR PADA KRAN MENARA

Documents

Transcript of MEKANISME GERAK MENDATAR PADA KRAN MENARA