BAB III PERANCANGAN MEKANISME PENGANGKAT Komponen utama mekanisme pengangkat meliputi perencanaanperencanaan : 1. Tali Baja (Steel Wire Rope) 2. Puli (Rope Sheave) 3. Drum (Rope Drum) 4. Kait (Hook) 5. Motor Penggerak 6. Sistem Transmisi 7. Sistem Rem
3.1 Perancangan Tali Baja Tali baja berfungsi untuk mengangkat dan menurunkan beban serta memindahkan gerakan dan gaya. Tali baja adalah tali yang dikonstruksikan dari kumpulan jalinan serat-serat baja (steel wire) dengan kekuatan σb = 130-200 kg/mm2 . Beberapa serat dipintal hingga menjadi satu jalinan (strand), kemudian beberapa strand dijalin pula pada suatu inti (core) sehingga membentuk tali. Tali baja banyak sekali digunakan pada mesin pengangkat karena dibandingkan dengan rantai, tali baja mempunyai keunggulan antara lain :
1. Lebih ringan dan lebih murah harganya 2. Lebih tahan terhadap beban sentakan, karena beban terbagi rata pada semua strand 3. Operasi yang tenang walaupun pada kecepatan operasi yang tinggi
4. Keandalan operasi yang tinggi 5. Lebih fleksibel dan ketika beban lengkungan tidak perlu mengatasi internal stress 6.
Sedikit mengalami fatigue dan internal wear karena tidak ada kecenderungan kawat untuk menjadi lurus yang selalu menyebabkan internal stress
7.
Kurangnya kecenderungan untuk membelit karena peletakan yang tepat, pada drum dan puli, penyambungan yang lebih cepat, mudah dijepit (clip), atau ditekuk (socket)
8. Kawat yang patah setelah pemakaian yang lama tidak akan menonjol keluar sehingga lebih aman dalam pengangkatan dan tidak akan merusak kawat yang berdekatan
Gambar 3.1 Konstruksi serat tali baja Dalam perencanaan ini kapasitas maksimum berat muatan yang diangkat adalah 7 ton. Karena pada pengangkat dipengaruhi oleh beberapa faktor, seperti overload, keadaan dinamis dalam operasi dan perubahan udara yang tidak terduga, maka diperkirakan penambahan beban 10 % dari beban semula sehingga berat muatan yang diangkat menjadi : Q0 = 7.000 + (10 % x 7.000) = 7.700 kg
Kapasitas angkat total pesawat adalah : Q = Q0 + q dimana : q = Berat spreader = 300 kg (Hasil survei) maka : Q = 7.700 + 300 = 8.000 kg
Gambar 3.2 Diagram lengkungan tali baja mekanisme hoist Dari gambar 3.2 dapat dilihat diagram lengkungan tali pada mekanisme gerak hoist dapat ditentukan tegangan tali maksimum baja yang terjadi. Sistem pengangkat yang direncanakan ini terdiri dari 7 buah puli yang menyangga (suspensi), sehingga : Q = S1 + S 2 + S 3 + S 4 + S 5 + S 6 + S 7 Tegangan tarik maksimum pada tali dari sistem puli beban dihitung dengan rumus : S =
Q .............................................................. (Lit.1, Hal 41) n.η .η1
dimana : n = Jumlah puli yang menyangga (suspensi) = 7 η = Efisiensi puli = 0,905 η1 = Efisiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuannya ketika
menggulung pada drum yang diasumsikan 0,98 8.000 = 1288,6 kg 7.0,905.0,98
Maka S =
Kekuatan putus tali sebenarnya (P) dapat dicari dengan rumus : S=
P ............................................................................... (Lit.1, Hal 40) K
atau : P = S . K dimana : K= Faktor keamanan dengan jenis mekanisme dan kondisi operasinya = 5,5 maka : P = 1288,6 . 5,5 = 7087,3 kg Dari hasil kekuatan putus tali (P), maka pada perencanaan ini dipilih tipe tali baja menurut United Rope Works Standard, Rotterdam Holland yaitu 6 x 37 +1 fibre core dengan : Diameter tali (d)
= 18,6 mm
Berat tali (W)
= 1,15 kg/m
Beban patah (Pb)
= 15.400 kg
Tegangan patah (σb)
= 140-159 kg/mm2
Jenis tali ini dipilih dengan pertimbangan bahwa semakin banyak kawat baja yang digunakan konstruksi tali maka akan lebih aman dari tegangan putus tali dan dapat menahan beban putus tali.
Tegangan maksimum tali baja yang diizinkan adalah : P S izin = b ............................................................................ (Lit.1, Hal 40) K Maka S=
15.400 = 2800 kg 5,5
Tegangan pada tali yang dibebani pada bagian yang melengkung karena tarikan
dan lenturan adalah :
σΣ=
σb K
izin
Maka σ Σ =
=
Pb ............................................................................ (Lit.1, Hal 39) K
159 =28,9 kg/mm 5,5
Luas penampang tali baja dapat dihitung dengan rumus : F 222 =
S
σb
d (36000) − K Dmin
............................................................. (Lit.1, Hal 39)
Dengan perbandingan diameter drum dan diameter tali baja (
Dmin ) untuk d
jumlah lengkungan (NB) = 16, seperti terlihat pada gambar 3.2 adalah 38 , maka luas penampang dari tali baja adalah: F 222 =
1288,6 = 0,6633 cm 2 15.900 1 − (36000) 5,5 38
Tegangan tarik yang terjadi pada tali baja adalah :
σt= σt =
Sb ........................................................................... (Lit.1, Hal 83) F222 = 1942,71 kg/cm² = 19,43 kg/mm
Dari hasil perhitungan diatas terlihat bahwa perencanaan tali baja aman untuk digunakan karena tegangan maksimum tali (S) yang direncanakan lebih kecil dari tegangan maksimum izin ( S izin ) yaitu : 1288,6 kg < 2181,81 kg. Dan tegangan tarik ( σ t ) yang direncanakan lebih kecil dari tegangan tarik yang diizinkan ( σ Σ ) yaitu : 19,43 kg/mm2 < 28,9 kg/mm 2 . Kerusakan tali baja disebabkan oleh kelelahan bahan dan mengalami jumlah lengkungan tertentu. Umur pakai tali tergantung pada ukuran puli atau
drum, beban, konstruksi tali, faktor metalurgi, produksi, desain dan kondisi operasi. Ketahanan (batas kelelahan) tali baja ditentukan berdasarkan umur operasi tali baja tersebut. Faktor yang bergantung pada jumlah lengkungan berulang selama periode keausannya sampai tali tersebut rusak (m) yang dihitung dengan persamaan : A=
D m. σ .C.C1 .C 2 ........................................................... (Lit.1, Hal 43) d
dimana : A = Perbandingan diameter drum atau puli dengan diameter tali, A = 38 σ = Tegangan tarik sebenarnya pada tali, σ = 19,43 kg/mm2 C = Faktor yang memberi karakteristik konstruksi dan tegangan patah tali baja, C = 0,93 C1 = Faktor yang tergantung diameter tali baja, C1 = 0,97 C2 = Faktor yang menentukan produksi dan operasi tambahan, C2 = 1,37 Maka m=
A σ .C.C1 .C 2
m=
38 = 1,58 19,43.0,93.0,97.1,37
untuk m = 1,58 dan dengan perhitungan secara interpolasi diperoleh nilai z1, yaitu : 1,58 − 1,50 z − 230.000 = 1,62 − 150 255.000 − 230.000 Z = 246.666,67 Jadi, jumlah lengkungan berulang yang diizinkan z = 246.666,67 yang menyebabkan kerusakan pada tali baja. Untuk mencari umur tali baja (N) diperoleh dengan rumus : z1 = a.z2.N.β ...................................................................... (Lit.1, Hal 48)
dimana : z1 = Jumlah lengkungan berulang yang diizinkan, z = 246.666,67 a = Jumlah siklus rata-rata per bulan, a = 3400 z2 = Jumlah lengkungan berulang per siklus kerja (mengangkat dan menurunkan) pada tinggi pengangkatan penuh dan lengkungan satu sisi, z2 = 5 β = Faktor perubahan daya tahan tali akibat mengangkut muatan lebih rendah dari tinggi total dan lebih ringan dari muatan penuh, β = 0,3 φ = Perbandingan jumlah lengkungan dengan jumlah putus tali, φ = 2,5
n=
n=
z1 a.z 2 β .Φ 246.666,67 = 19 bulan 3400.5.0,3.2,5
3.2 Perancangan Puli Puli (kerek atau katrol) yaitu cakra (disc) yang dilengkapi tali, merupakan kepingan bundar, terbuat dari logam ataupun nonlogam. Pinggiran cakra diberi alur (grove), berfungsi sebagai laluan tali untuk memindahkan gaya dan gerak. Puli ada 2 jenis yaitu : 1. Puli Tetap Puli tetap terdiri dari sebuah cakra dan sebuah tali yang dilingkarkan pada alur di bagian atasnya dan pada salah satu ujungnya digantungi beban, sedangkan ujung lainnya ditarik ke bawah sehingga beban terangkat keatas. 1. Puli Bergerak Puli bergerak terdiri dari cakra dan poros yang bebas. Tali dilingkarkan dalam alur di bagian bawah. Salah satu ujung tali diikatkan tetap dan di ujung lainnya ditahan atau ditarik pada waktu pengangkatan, beban digantungkan
pada kait yang tergantung pada poros.
Gambar 3.3 Puli Diameter drum atau puli minimum untuk pemakaian tali baja yang diizinkan diperoleh dengan rumus : D ≥ e1 . e2 . d ................................................................................. (Lit.1, Hal 41) dimana : D = Diameter drum atau puli pada dasar alurnya (mm) d
= Diameter tali baja (mm) = 18,6 mm
e1 = Faktor yang tergantung pada tipe alat pengangkat dan kondisi operasinya = 25 e2 = Faktor yang tergantung pada konstruksi tali = 0,9 maka : D ≥ 25 . 0,9 . 18,6 D ≥ 418,5 mm Dengan perhitungan secara interpolasi diperoleh ukuran-ukuran dari puli yang ditabelkan pada Tabel 3.1 dibawah dengan diameter tali 18,6 mm.
Tabel 3.1 Dimensi Puli Diameter
a
b
c
E
h
l
r
r1
r2
r3
r4
18,6
52
38
9,4
1,4
29
14
11,3
4,8
3,6
16
9,6
Sumber : Rudenko,N. 1994. “Mesin Pemindah Bahan”. Jakarta : Erlangga.
Puli dipasang pada poros (gandar) yang terdapat bantalan tak terbebani didalam roda puli sehingga bushing roda puli mengalami tekanan yang dicari dengan rumus : P=
Q .................................................................. (Lit.1, Hal 72) l.d g
dimana : p = Tekanan bidang pada poros/gandar roda puli (kg/mm2) Q = Beban (kg/mm2) l = Panjang bushing (mm) dg = Diameter gandar roda puli (mm)
Harga tekanan yang tergantung pada kecepatan keliling permukaan lubang roda puli ini tidak boleh melebihi nilai yang tercantum didalam Tabel 3.2. Tabel 3.2 Tekanan Bidang Yang Diizinkan V (m/s) P(kg/cm 2 )
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5
0,6 0,7
0,8
0,9
1,0
1,1 1,2
1,3
75
57
54
53
52
51
49
70
66
62
60
55
50
Sumber : Rudenko,N. 1994. “Mesin Pemindah Bahan”. Jakarta : Erlangga.
Kita mengambil kecepatan keliling υ = 0,3 m/s karena kecepatan angkat = 0,28 m/s, maka tekanan bidang poros sebesar P = 66 kg/cm2. Perbandingan panjang bushing dengan diameter gandar untuk roda puli kerja adalah :
i =1,5-1,8 dg
diambil 1,65
Atau : l = 1,65 dg Maka : dg = dg =
Q P.l
8000 = 8,57 cm = 85,71 mm 66 . (1,65 d g )
maka : l = 1,65 .85,71 = 141,4215 mm 3.3 Perancangan Drum Drum pada mekanisme pengangkatan digunakan untuk menggulung tali atau rantai. Drum untuk tali baja terbuat dari besi cor, tapi terkadang dari besi tuang atau konstruksi lasan. Dengan memperhitungkan efisiensi gesekan pada bantalannya η ≈ 0,95. Diameter drum tergantung pada diameter tali.
Gambar 3.4 Drum Untuk drum penggerak daya (digerakkan dengan mesin), drum harus dilengkapi dengan alur heliks sehingga tali akan tergulung secara seragam dan keausannya berkurang. Drum dengan satu tali tergulung hanya mempunyai satu
arah heliks ke kanan. Drum yang didesain untuk dua tali diberi dua arah heliks, ke kanan dan ke kiri.
Gambar 3.5 Diagram lengkungan tali baja
Berdasarkan jumlah lengkungan (NB) yang terjadi pada tali baja diperoleh hubungan perbandingan diameter minimum untuk puli dan drum dengan diameter tali. Untuk NB = 38, maka : D min = 38 d
Dmin = 38 . d = 38 . 18,6 = 706,8 mm Jumlah lilitan (z) pada drum untuk satu tali adalah : z=
H .i + 2 .................................................................... (Lit.1, Hal 74) π .D
dimana : H = Tinggi angkat muatan, angka 2 ditambahkan untuk lilitan yang menahan muatan = 110 m i = Perbandingan sistem tali = 2 D = Diameter drum minimum = 706,8 mm Maka = z
45.000 × 2 + 2 = 42 lilitan π . 706,8
Panjang alur spiral (helical grove) dihitung dengan rumus : l = z . s ............................................................................... (Lit.1, Hal 75)
Dengan perhitungan secara interpolasi diperoleh nilai s dari drum dengan diameter tali 18,6 mm, maka : s = 26 mm l = 112 . 26 = 2.912 mm Panjang drum (L) seluruhnya dapat dicari dengan persamaan : H .i L= + 7 .s ............................................................................. (Lit.1, Hal 75) π .D
45000. 2 L= + 7 26 = 1,236 mm π .706,8 Tebal dinding drum (ω) dapat ditentukan dengan rumus : ω = 0,02 D + (0,6 s/d 1,0 cm); diambil 0,6 cm ................. (Lit.1, Hal 75) maka : ω = 0,02 . 70,68 + 0,6 ω = 2,01 cm = 20mm Tegangan tekan ( σ t ) pada permukaan dinding drum adalah :
σt =
S ............................................................................. (Lit.1, Hal 76) ϖ .s
dimana : S = Tegangan tarik maksimum pada tali baja = 1288,6 kg maka : σ t =
1288, 6 = 261,11 kg/cm 2 2,1. 2,35
Jadi, bahan drum dipilih dari besi cor dengan kekuatan tekan maksimum bahan 1000 kg/cm2. Dari hasil perhitungan diatas diperoleh tegangan tekan izin lebih besar dari tegangan tekan σ t i > σ t maka drum aman digunakan.
3.4 Perancangan Kait Kait adalah perlengkapan yang digunakan untuk menggantung beban yang diangkat. Pada ujung tangkainya terdapat ulir yang digunakan untuk mengikat bantalan aksial agar kait tersebut dapat berputar dengan leluasa. Kait dapat mengangkat mulai dari 25-100 ton. Kait terdiri atas beberapa jenis, yaitu : 1. Kait Tunggal (Single Hook) / Kait Standar Kait ini dibuat dengan cara ditempa pada cetakan rata atau tertutup. Kait standar dapat mengangkat sampai 50 ton, 2. Kait Ganda (Double Hook) Kait ini dibuat dengan cara ditempa pada cetakan rata atau tertutup Kait ganda dapat mengangkat mulai dari 25-100 ton Kait ganda didesain dengan dudukan yang lebih kecil dari kait tunggal dengan kapasitas angkat yang sama 3. Kait Mata Segitiga (Triangular Hook) Kait mata segitiga digunakan pada crane untuk mengangkat muatan diatas 100 ton
Gambar 3.6 Kait tunggal/standar
Dalam perencanaan ini, jenis kait yang digunakan adalah kait tunggal. Karena beban yang diangkat masih dalam batas kemampuan kait tunggal yaitu 12 ton. Bahan kait yang diambil dari bahan S 45 C dengan sifat-sifat material : batas mulur = 5000 kg/cm2, kekuatan tarik (σt) = 7000 kg/cm2. Perencanaan dimensi kait dapat diambil dari standar N 661 (Kait Tunggal) dari bahan baja. Untuk beban angkat 12 ton dengan perhitungan secara interpolasi diperoleh dimensi kait: d1 = Diameter dalam ulir kait
= 59,5 mm
d2 = Diameter tangkai kait
= 82 mm
Tangkai kait diperiksa tegangan tariknya pada bagian yang berulir dengan rumus :
σt =
4.Q0
π .d q
2
< < 500 kg/cm 2 ............................................... (Lit.1, Hal 86)
Dimana : Q 0 = kapasitas angkat maksimum = 7.000 kg
Maka : σ t =
4(8.000) = 287,6 kg/cm 2 2 π (5,95)
Tegangan tarik yang terjadi pada bagian yang berulir dari tangkai kait : 287,6 kg/cm2 < 500 kg/cm2, masih dalam batas yang diizinkan sehingga kait aman untuk digunakan Karena kait yang digunakan untuk mengangkat muatan diatas 5 ton jenis ulir yang dipakai adalah ulir trapesium. Dengan diameter dalam ulir 59,5 dari Standar 364 diperoleh : d0 = Diameter luar ulir kait = 70 mm t = Kisar ulir = 10 Tinggi minimum mur kait (H) ditentukan oleh tegangan tekan yang
diizinkan pada ulir yang dicari dengan rumus : H=
4.Q0 t
π .(d 0 − d1 2 ) p
............................................................ (Lit.1, Hal 86)
dimana : p = Tegangan tekan aman untuk baja; 300-350 kg/cm2, diambil 325 kg/cm 2
maka H =
4(8.000)1 = 2,3 cm π .(7.0 2 − 5,95 2 ).325
jumlah ulir/lilitan (z) : z=
H ..................... (Lit.3, Hal 156) t
maka : z =
2,3 = 2,3 = 2 ulir 1
Gambar 3.7 Penampang Kait Luas penampang berbentuk trapesium ; A=
h (b 1 +b 2 ) ............. (*) ............................................................ (Lit.3, Hal 163) 2
dimana : h = 2,4 d1 = 2,4 (5,95) =14,28 cm b1 = 0,9 d1 = 0,9 (5,95) = 5,36 cm b2 = 2,2 d1 = 2,2 (5,95) = 13,09 cm
Jadi luas penampang I-II : AI-II = 1,2 d1 (0,9 d1 + 2,2 d1) maka : AI-II = 3,72 d12
..............................................................................................................
(Lit.3, Hal 163)
AI-II = 3,72 (5,95)2 = 131,69 cm2 Dalam menentukan luas penampang III-IV, juga menggunakan rumus (*): dimana : h = 2 d1 = 2 (5,95) = 11,9 cm b1 = 0,9 d1 = 0,9 (5,95) = 5,36 cm b2 = 1,9 d1 = 1,9 (5,95) = 11,31 cm maka : AIII-IV = d1 (0,9 d1 + 1,9 d1) AIII-IV = 2,8 d12 ..................................................................................................................(Lit.3, Hal 163) AIII-IV = 2,8 (5,95)2 = 99,13 cm2 Tegangan geser (τ) yang terjadi dicari dengan rumus : τ=
Q ................................................................................. (Lit.3, Hal 164) A
Maka : τ I − II =
Q 8000 = = 60,74kg / cm 2 AI − II 131,69
τ III − IV =
Q AIII − IV
=
8.000 = 80,70kg / cm 2 99,13
Pemeriksaan tegangan pada bagian kait. Dari konstruksi secara grafis diperoleh : luas penampang kritis (F) = 104 cm, faktor x = 0,12; dan jaring-jaring mulut kait a = 6,5 cm 2
e1 =
h 2b1b2 ..................................................................... (Lit.3, Hal 163) 3b1 + b2
Maka : e 1 =
14,28. 2(5,36) + 13,09 = 6,14 3 5,36 + 13,09
Tegangan tarik maksimum di bagian terdalam pada penampang tersebut adalah :
σ1 =
Q 1 2e1 = 1500 kg/cm2 ........................................... (Lit.1, Hal 88) F x a
Maka : σ 1 =
e2 =
maka ; e 2 =
8000 1 2(6,14) = 605,52 kg/cm 2 104 0,12 13
h b1 + 2b2 .................................................................. (Lit.3, Hal 162) 2 b1 + b2 14,28 5,36 + 2(13,09) = 8,14cm 3 5,36 + 13,09
Tegangan tekan maksimum di bagian terluar pada penampang tersebut adalah :
σ II =
Maka : σ II =
Q 1 e2 < σ aman .................................................. (Lit.1, Hal 88) F x a +h 2 8000 1 8,14 = 251,10 kg/cm 2 104 0,12 6,5 + 14,28
3.5 Perancangan Motor Penggerak
Gambar 3.8 Motor penggerak Dalam perancangan ini, tenaga penggerak yang digunakan untuk mengangkat berasal dari daya motor listrik dengan memakai sebuah elektromotor. Pada kecepatan angkat yang konstan (V = const, gerakan yang seragam), besarnya
daya (N) yang dihasilkan oleh elektromotor dapat dihitung dengan rumus : N=
Q.V .............................................................................. (Lit.1, Hal 234) 75η
dimana :
Q = Kapasitas angkat muatan =8.000 kg η = Effisiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,8 dengan 3 pasangan roda gigi penggerak ........................ (Lit. 1, Hal 299) V = Kecepatan angkat muatan, V = 17 m/min = 0,28 m/det
Maka : N =
8.000 x0,28 = 37.33 HP 75.0,8
Maka dipilih elektromotor dengan daya motor ternilai, Nrated = 75 HP, putaran (nrated) = 1000 rpm disesuaikan dengan standar, jumlah kutub 6 buah, momen girasi rotor (GDrot = 4,08 kg.m2). Momen tahanan statik pada poros motor (M) adalah : M st = 71.620 x
63 = 4.512 kg.cm =45,12 kg.m 1000
Bahan poros penggerak dipilih S30C dengan kekuatan tarik bahan σt = 5500 kg/cm2. Tegangan tarik yang diizinkan adalah :
σ ti =
σt K
Dimana : K = Faktor kemanan, diambil K=8
σ ti =
5500 = 687,5 kg/cm 2 8
Tegangan puntir yang diizinkan adalah :
σ p = 0,7σ ti σ p = 0,7(687,5) = 481,25 kg/cm 2
Diameter poros penggerak dapat dicari dengan rumus : dp ≥ 3
Maka ; d p ≥ 3
M rated 0,2.σ p 5371,5 = 3,81 cm =38,1 mm 0,2(481.25)
Diameter poros penggerak dp diambil sebesar 40 mm, maka momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus : GDcoupl = 4.g .I .................................................................. (Lit.1, Hal 289)
dimana : g = Percepatan gravitasi, g = 9,81 m/s2 I = Momen inersia kopling = 0,01 kg.cm/s2
maka : GD2coupl = 4 (9,81)(0,0001) = 0,039 kg.m2 Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah : GD2 = GD2rot + GD2coupl GD2 = 4,08 +0,003 = 4,083 kg.m2 Momen gaya dinamis (Mdyn) ketika start, diperoleh dengan rumus : M dyn =
δGD 2 n 0,97QV 2 + ............................................... (Lit.1, Hal 293) 375t s nt sη
dimana : δ = Koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 s/d 1,25) n = Kecepatan poros motor dalam keadaan normal = 1000 rpm Q = Berat penuh muatan pada peralatan pengangkat =6.900 kg V = Kecepatan normal atau tetap dari mekanisme pengangkat = 0,28 m/s η = Efisiensi mekanisme pengangkat =0,8 ts = Waktu start pada mekanisme pengangkat (1,5-5), diambil =3,25
maka : M dyn =
(1,15)(4,08)(1000) 0,975(8.000)(0,28) 2 + = 4,3 kg.m 375(3,25) (1000)(3,25)(0,8)
Momen gaya motor yang diperlukan pada saat start adalah : M mot = M st + M dyn ................................................................ (Lit.1, Hal 296)
maka : Mmot = 45,12 + 4,3 = 49,42 kg.m Momen gaya ternilai motor adalah : M rate = 71.620 x Maka : M rate = 71.620 x
N rate n
75 = 5.371,5 kg.m 1000
Pemeriksaan motor terhadap beban lebih motor selama start (Mmaks = Mmot) adalah
M max < 2,5 ...................................................................... (Lit.1, Hal 296) M rated M max 49,42 = = 0,92 M rated 53,71 Harga 0,85 berada jauh dibawah batas aman yang diizinkan 2,5 maka motor aman untuk digunakan. 3.6 Perancangan Transmisi Mekanisme Pengangkat Pada perancangan transmisi mekanisme pengangkat ini digunakan sistem roda gigi yang berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak. Roda gigi yang dipakai adalah roda gigi lurus 3 tingkat yang terpasang pada poros elektromotor. Pada sistem pengangkat ini digunakan sebuah elektromotor yang dipasang pada satu poros yang diantaranya dipasang transmisi roda gigi yang meneruskan putaran ke drum.
Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme pengangkat diperoleh : Daya motor penggerak, N1
= 75 HP = 55,95 kW
Putaran motor, n1
= 1000 rpm.
Kecepatan angkat, V
= 0,28 m/s.
Diameter drum, D
= 623 mm.
Gambar 3.9 Sistem transmisi roda gigi Kecepatan tali baja pada drum adalah : Vd = V . i puli ................................................................... (Lit.1, Hal 234) dimana : i puli = Perbandingan transmisi puli, i puli >1, diambil 2 V = Kecepatan angkat motor maka : Vd = 0,28 . 2 = 0,56 m/s. Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : nd =
60.Vd ....................................................................... (Lit.1, Hal 235) π .D
nd =
60.0,56 = 17,25 rpm π .0,62
Perbandingan transmisi motor dengan drum adalah : i=
n ................................................................................. (Lit.1, Hal 234) nd
i=
1000 = 58 17,25
Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama, kedua dan ketiga diambil i1 = 5; i2 = 4 dan i3 = 2,9.
Gambar 3.10 Nama-Nama Bagian Roda Gigi 3.6.1 Perencanaan Dimensi Roda Tingkat I Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat I, sehingga dapat direncanakan ukuran-ukuran roda gigi 1 dan 2, transmisi tingkat I yaitu : •
Sudut tekan
: α = 20
•
Modul
: m = 60
•
Jumlah gigi roda gigi
: z 1 = 12 : z 2 = i 1 .z 1 : 5 x 12 =60
•
Lebar gigi
:b
=(6-10) m
=8.(6) =48 mm •
Tinggi kepala gigi
:h k
=m=6 mm
•
Tinggi kaki gigi
:h f
=1,25.m =1,25 (6) =7,5 mm
•
Kelonggaran puncak
:c k
= 0,25 . m =0,25 (6)=1,5 m
•
Tinggi gigi
:H
=2m+c k =2(6) + 1,5 = 13,5 mm
•
•
Jarak sumbu poros
Diameter jarak bagi
:a
:d 01
=
m( z1 + z 2 ) 2
=
6(12 + 60) = 216 mm 2
=m.z 1 =6 x 12 =72
:d 02
=m.z 2 = 6 x 60 = 360 mm
•
Diameter kepala
: d h1
=( z 1 +2 ) m = (12+2) 6 = 84
:d h 2
=(z 2 +2) m =(60+2) 6 = 372 mm
•
Diameter kaki
:d f 1
=d h1 -H =84-13,5=70,5 mm
:d f 2
=d h 2 -H
= 372 – 13,5 = 358,5 mm •
Jarak bagi lingkaran
: t 1 =t 2 = π .m = π .6 = 18,84 mm
•
Tebal gigi
: S01=S02=m.
= 6.
π 2
π 2
= 9,42 mm
3.6.2 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat I Perhitungan kekuatan roda gigi tingkat I sangat penting untuk diperiksa karena saat roda gigi berputar antara roda gigi yang satu dengan yang lainnya akan terjadi benturan dan gesekan. Kecepatan keliling roda gigi 1 dan 2 dapat dihitung dengan rumus : V =
π .d 01.n
1
60 x1000
................................................................ (Lit.2, Hal 238)
Dimana : d 01 = diameter jarak bagi lingkaran = 72 mm n 1 = Putaran motor = 1000 rpm maka : V=
π .72.1000 60.1000
= 3,76 m/det
gaya tangensial (F t ) yang berkerja pada roda gigi 1 dan 2 adalah : Ft=
102. p ..................................................................... (Lit.2, Hal 238) v
Diaman : P = daya yang ditranmisikasn dari motor penggerak = 55,95 kW Maka : F t =
102.55,95 = 1517,79 kg 3,67
Faktor dinamis (fv) dimana untuk kecepatan rendah dirumuskan dengan ; fv=
3 ............................................................................ (Lit.2, Hal 240) 3+v
fv=
3 = 0,44 3 + 3,76
Tegangan lentur yang terjadi dapat dicari dari rumus : F t = σ a .b.m.Y.f v Atau : σ 0 =
Ft b.m.Y . f v
dimana : b = Lebar sisi gigi = 48 mm m = Modul = 6 Y = Faktor bentuk gigi Pada roda gigi 1, untuk Z = 12 dengan Y1 = 0,245 maka :
σa =
1517,79 = 44,82 kg/mm 2 48.6.0,245.0,44
Pada roga gigi 2, untuk Z =60 Y 2 =0,421 maka :
σa =
1517,79 = 26,08 kg/mm 2 48.6.0,421.0,44
Bahan untuk roda gigi 1 adalah SNC 2 yang memiliki tegangan lentur izin (σa1) = 50 kg/mm2 dan kekuatan tarik (σb1) = 85 kg/mm2. Dan bahan untuk roda gigi 2 bahannya adalah S 45 C yang memiliki tegangan lentur izin (σa2) = 30 kg/mm2 dan kekuatan tarik (σb2) = 58 kg/mm2. Besarnya beban lentur yang diizinkan per satuan lebar sisi dapat dihitung dengan rumus :
Fb = ⌠ a .m.Y . f v .................................................... (Lit.2, Hal 240) maka : Fb1 = 50 . 6 . 0,245 . 0,44 = 35,28 kg/mm Fb2 = 30 . 6 . 0,421 . 0,44 = 36,37 kg/mm Dari hasil perhitungan terlihat bahwa tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari tegangan lentur yang direncanakan sehingga roda gigi aman untuk digunakan. 3.6.3 Perencanaan Dimensi Roda Tingkat II Daya dari poros roda gigi tingkat I diteruskan ke poros roda gigi tingkat II, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat I dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu : •
Sudut tekan
:α
=20 0
•
Modul
:m
=6
•
Jumlah gigi roda gigi
: z3
= 14
: z4
= 56
•
Lebar gigi
:b
= 48 mm
•
Tinggi kepala gigi
: hk
= 6 mm
•
Tinggi kaki gigi
: hf
= 7,5 mm
•
Tinggi gigi
:H
= 13,5 mm
•
Jarak sumbu poros
:a
=210 mm
•
Diameter jarak bagi
: d 03
= 84 mm
: d 04
= 336 mm
: d h3
= 96 mm
: d h4
= 348 mm
•
Diameter kepala
•
Diameter kaki
: df3
= 82,5 mm
: df4
= 334,5 mm
•
Jarak bagi lingkaran
: t1=t2 = 18,85 mm
•
Kelonggaran puncak
: ck
= 1,5 mm
•
Tebal gigi
: S 01
= 9,42 mm
Putaran poros I adalah n1, dengan ;
i=
n1 Z 2 = n2 Z1
Maka putaran poros II adalah : n2=
=
n1 Z 1 Z2 1000.12 = 200 rpm 60
Putaran poros III adalah
n3 =
n2 Z 2 Z4
n3 = 200 x
14 = 50 rpm 56
•
Kecepatan keliling roda gigi 3 dan 4 : Vo3 = Vo4 = 4,39 m/s
•
Gaya tangensial yang dialami
: Ft
•
Tegangan lentur yang terjadi
:σ
=1291,61 kg a3
: σ a4
= 36,92 kg/mm 2 = 23,27 kg/mm 2
Bahan roda gigi 3 yang dipilih adalah SNC 1 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa3 = 40 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb3 = 75 kg/mm2. Bahan roda gigi 4 yang dipilih adalah S 35 C dengan tegangan lentur yang diizinkan σa4 = 26
kg/mm2 dan kekuatan tarik σb4 = 52 kg/mm2. Rancangan ini juga aman digunakan karena tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari tegangan lentur yang direncanakan.
3.6.4 Perencanaan Dimensi Roda Tingkat III Daya dari poros roda gigi tingkat II diteruskan ke poros roda gigi tingkat III, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat II dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 5 dan 6, yaitu : •
Sudut tekan
:α
=20 0
•
Modul
:m
=6
•
Jumlah gigi roda gigi
: z5
= 16
: z6
= 47
•
Lebar gigi
:b
= 48 mm
•
Tinggi kepala gigi
: hk
= 6 mm
•
Tinggi kaki gigi
: hf
= 7,5 mm
•
Tinggi gigi
:H
= 13,5 mm
•
Jarak sumbu poros
:a
=189 mm
•
Diameter jarak bagi
: d 03
= 96 mm
: d 04
= 282 mm
: d h3
= 108 mm
: d h4
= 294 mm
: d f3
= 94,5 mm
: d f4
= 280,5 mm
•
•
Diameter kepala
Diameter kaki
•
Jarak bagi lingkaran
: t1=t2 = 18,85 mm
•
Kelonggaran puncak
: ck
= 1,5 mm
•
Tebal gigi
: S 01
= 9,42 mm
Putaran poros IV, dengan ;
n4 =
n3 Z 5 Z6
n 4 = 50 x
16 46,4
= 17,24 rpm
•
Kecepatan keliling roda gigi 5 dan 6 : Vo5 = Vo6 = 5,03 m/s
•
Gaya tangensial yang dialami
: Ft
•
Tegangan lentur yang terjadi
:σ
=1134,57 kg a5
: σ a6
= 30,935kg/mm 2 = 22,27 kg/mm 2
Bahan roda gigi 5 yang dipilih adalah SNC 1 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa5 = 35 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb5 = 75 kg/mm2. Bahan roda gigi 6 yang dipilih adalah S 35 C dengan tegangan lentur yang diizinkan σa6 = 26 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb6 = 52 kg/mm2. Rancangan ini juga aman digunakan karena tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan lentur yang direncanakan 3.6.5 Bantalan Transmisi Roda Gigi Bantalan poros transmisi berfungsi sebagai penyangga atau penumpu poros. Untuk perencanaan poros bantalan transmisi roda gigi dibutuhkan sebanyak 29 bantalan, dimana pada setiap poros ditumpu oleh dua hingga empat bantalan. Untuk mendapatkan bantalan yang sesuai maka terlebih dahulu dicari
besarnya beban nominal dinamis spasifik ( C ) yang harus ditahan bantalan. Pada gerak hoist terdapat lima putaran,seperti dijelaskan sebelumnya. - Putaran poros I (n1)
= 1000 rpm
- Putaran poros II (n2)
= 200 rpm
- Putaran poros III (n3)
= 50 rpm
- Putaran poros IV (n4)
= 17,25 rpm
Untuk menentukan beban radial maka dapat ditentukan dengan cara seperti berikut ini (gaya yang bekerja pada poros I ) Gaya total yang ditumpu kedua banatalan adalah : RA + RB = FRG + WP ;
FRG = Fn + WP
RA + RB = Fn + WRG + WP Dimana : Fn
= Gaya yang terjadi akibat persinggungan antara roda gigi (kg)
WRG
= Berat roda gigi (kg)
Wp
= Berat Poros (kg)
Gambar 3.11 Gaya pada Roda Gigi
Gaya yang terjadi akibat adanya Momen puntir (gaya tangensial) Ft =
Mp df / 2
(kg ) ................................................................. (Lit.2, Hal 25)
Dimana : Ft
= Gaya yang terjadi akibat adanya Momen puntir (gaya tangensial) (kg)
Mp
= Momen puntir (kg.mm)
Df
= Diameter lingkar kaki (mm)
Sehingga gaya tangensial yang terjadi adalah : 19.376,1 28,5 / 2
Ft
=
Ft
=1359,7 kg
Gaya normal yang terjadi (Fn) Fn=
F1 (kg ) .................................................................. (Lit.2, Hal 237) Cosα
Dimana : Ft
= Gaya yang terjadi akibat adanya Momen puntir (gaya tangensial)
(Fn)
= Gaya normal yang terjadi (kg)
α
= Sudut tekan = 20 0
Sehingga 1.359.7 = 1.446.9 kg Cos 20 0
Fn
=
Fn
=1.446,9 x 9,81 = 14,194 N
Massa roda gigi (Mrg) : Mrg
= Volum roda gigi x massa jenis
Mrg
=
π
(d 4
0
)
−d2 b
7,85 (kg ) 1000
Dimana : (Mrg) = Massa roda gigi (kg) do
= Diameter lingkaran jarak bagi (cm)
d
= Diameter poros (cm)
b
= Lebar gigi (cm)
Sehingga masa roda gigi diperoleh :
π
(3.6 2 − 3,3 2 )4,5
Mrg
=
Mrg
= 0,06 kg
4
7,85 1000
Berat roda gigi (Wrg) Wrg
= Mrg.g (N)
Dimana : Wrg
= Berat roda gigi (N)
g
= Gaya grafitasi bumi =9,81 m/s 2
Maka : Wrg
= 0,06 x 9,81 = 0,5886
Wrg
=0,6 N
Massa poros (mp) mp
= massa poros (kg)
d
= Diameter poros (cm)
L
= Panjang poros = 60 cm
Sehingga : mp
=
π 4
(3,3) 2 .60 X .
7,85 1000
mp
=4
Berat poros (Wp) Wp
= m.g (N)
Dimana : Wp
= Berat Poros (N)
M
= Massa poros (Kg)
g
= Gaya gravitasi bumi = 9,81 m/s2
Wp
= 4 x 9,81
Wp
=39,3 N
Maka :
Maka gaya reaksi pada bantalan A dan B adalah :
ΣM A = 0 FRG (15) + Wp (30) − RB (60) = 0 (Fn + Wrg ) (15) + Wp (30) - RB (60) = 0 (14.194 + 0,6) (15) + 39,3 (30) - RB (60) = 0 Rb
=
214.098 60
RB = 3,568,3 N = 3,6 N Σ Fy = 0
RA + RB = Frg + WP RA = Frg + WP - RB RA =14.194 + 39,3- 3,568,3 RA =10.665 N RA =10,7
Jenis bantalan yang digunakan adalah Single Row Deep Grove Ball Bearing dari standar Jerman. Alasan pemilihan bantalan Single Row Deep Grove Ball Bearing adalah : •
Mampu menerima beban radial serta beban terpusat
•
Memiliki kualitas yang baik (tahan aus,gesek dan tahan terhadap korosi).
•
Mampu digunakan pada putaran yang tinggi
•
Biaya perawatan yang murah dan pemasangan yang mudah
3.7 Sistem Rem Untuk Mekanisme Pengangkat Pada pesawat pengangkat ini, rem tidak hanya dipergunakan untuk menghentikan beban tetapi juga untuk menahan beban pada waktu diam dan mengatur kecepatan pada saat menurunkannya. Pada perencanaan ini jenis rem yang dipergunakan adalah jenis rem cakra (disc breake). Karena rem dipasang pada poros motor, maka daya pengereman statik (Nbr) adalah : Nbr =
Q.V .η ........................................................................ (Lit.1, Hal 292) 75
Dimana : Q = Berat muatan yang diangkat = 8.000 kg V = Kecepatan angkat = 0,28 m/det
η = Effisiensi total mekanisme = 0,8 Maka : Nbr =
8.000.0,28.0,8 = 23,89 HP 75
Momen statik (Mst) yang diakibatkan beban pada poros rem saat pengereman adalah : M st = 71620
N br .............................................................. (Lit.1, Hal 292) nbr
Dimana : Nbr = Kecepatan poros pengereman = 1000 rpm Maka : Mst = 71.620
23,89 = 1711,24kg.cm = 17,11kg.m 1000
Momen gaya dinamik saat pengereman pada poros rem adalah : M dyn =
σ .GD 2 .n 375.t br
+
0,975.Q.V 2 .η .................................... (Lit.1, Hal 293) n.t br
dimana : GD2 = Momen girasi akibat komponen yang terpasang pada poros motor = 4,47 kg/m2 δ = Koefisien yang memperhitungkan pengaruh massa mekanisme transmisi (δ = 1,1 s/d 1,25), diambil 1,15 tbr = Waktu untuk pengereman, untuk mekanisme pengangkatan, V>12 m/menit = 1,5 detik maka : M dyn =
1,15.4,47.1000 0,975.8000(0,28) 2 .0,8 + = 9,46kg.m 1000.1,5 375.1,5
Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : Mbr = Mst + Mdyn ......................................................... (Lit.1, Hal 297) Mbr = 17,11 + 9,46 = 26,57 kg.m Ukuran-ukuran diameter dan lebar cakram dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ini : b.rm 2 =
M br .β ................................................................ (Lit.8, Hal 512) 2π .µ . p
dimana : b = Lebar cakra rem (cm) rm = Radius rata-rata cakram (cm) β= Koefisien pengereman, (1,75 – 2)
μ = Koefisen gesekan, (0,35 – 0,45) P = Tekanan permukaan yang diizinkan, (0,5 – 7) b = 0,2 s / d 0,5 ................................................................ (Lit.8, Hal 512) r
Maka : 0,35 . rm 3 =
3856(2) 2π .0,4(3.25)
1888 = 17,54 r m = 3 0,35
maka : b = 0,2. rm b = 0,35 . 17,54 = 3,51 cm Diameter dalam cakram rem adalah : D1 = 2rm – b ........................................................ (Lit.8, Hal 512) D1 = 2(17,54) – 3,51 = 31,57 cm Diameter luar cakram rem adalah : D2 = 2rm + b ........................................................ (Lit.8, Hal 512) D2 = 2(17,54) + 3,51 = 38,59 cm Gaya dorong aksial (S) untuk permukaan gesek adalah : S=
M br .............................................................. (Lit.1, Hal 222) z.µ .rm
Dimana : S =
2417 = 153,11kg 2(0,45)17,54
Rem harus diperiksa kekuatannya terhadap tekanan satuan (untuk keausan) Permukaan lingkaran gesek cakram adalah : F = π (R22 – R12) ................................................................. (Lit.1, Hal 223) maka : F = π (19,292 – 15,782) = 386,72 cm2
Tekanan permukaan satuan yang terjadi adalah : P=
S ................................................................................. (Lit.1, Hal 223) F
Maka : P =
153,11 = 0,39kg / cm 2 386,72
Harga tekanan permukaan kontak ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu untuk bahan asbes pada logam P = (0,5 s/d 7) kg/cm2, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat. e1=
h 2b1 + b2 x 3 b1 + b2
e1=
h b1 + 2b2 x 3 b1 + b2
Tegangan tarik maksimum pada bagian terdalam pada penampang I adalah :
σI =
Q 1 2e1 x x < 1500kg / cm 2 F x α
σI =
2e1 Q 1 x x < 1500kg / cm 2 F x α + 2h
Tegangan geser izin dapat dihitung dengan rumus :
τa =
σb Sf1 + Sf 2
dengan : Sf1 = Faktor keamanan untuk bahan S-C dengan pengaruh massa = 6 Sf2 = Faktor keamanan dengan pengaruh kekasaran permukaan = 2,15 maka :
untuk roda gigi 1 : τ a =
52 = 6,1kg / mm 2 6 + 2,5
untuk roda gigi 2 : τ a =
30 = 3,53kg / mm 2 6 + 2,5
Beban permukaan yang diizinkan per satuan lebar, dapat diperoleh dari persamaan F’H=fv.kH.do1
2z2 Z1 + Z 2
dimana : kH = Faktor tegangan kontak = 0,13 kg/mm d01 = Diameter jarak bagi lingkaran = 72 mm
maka : F’H = 0,44 . 0,13 . 72
2(12) = 1,37 12 + 60
Luas permukaan roda gigi adalah : A=b.H dimana : b = Lebar gigi = 48 mm H = Tinggi gigi = 13.5 mm maka : A = 48 .13,5 = 648 mm2 Tegangan geser (τ) yang terjadi pada roda gigi 1 dan 2 adalah :
τ= Maka : τ =
Ft ............................................................................... (Lit.12, Hal 843) A 1517,79 = 2,34 kg/mm 2 648
BAB IV PERENCANAAN MEKANISME TROLLEY Trolley dirancang sedemikian rupa sebagai tempat bergantungnya rumah kait, disamping harus dapat menahan beban yang diangkat, trolley juga berfungsi sebagai pembawa beban yang melintas diatas rel pada boom/girder dalam arah horizontal. Perencanaan mekanisme trolley meliputi perencanaan- perencanaan :
1. Roda Trolley 2. Tali baja 3. Puli 4. Drum 5. Motor penggerak 6. Sistem Tranmisi 7. Sistem Rem
Gambar 4.1 Trolley
4.1 Perencanaan Roda Jalan Gaya maksimum yang bekerja pada roda trolley adalah : Pmax=
Q0 + G o 4
dimana : Q0 = Berat muatan = 7.700 kg G0 = Berat trolley = 500 kg, (Dari hasil survey) Maka : Pmax=
7.700 + 500 = 2.050 kg 4
Faktor perhitungan kecepatan gelinding roda adalah: k = (0,2 s / d 1)v dimana : v = kecepatan gelinding roda, direncanakan 1 m/det k = 0,6 x 1 = 0,6 Bahan roda trolley Cast Iron 35-36 dengan kekuatan tekan, σp = 3.500 kg/cm2. Diameter roda trolley dapat dicari dengan rumus :
σ p = 600
Pmax .K b.r
dimana : σp = Kekuatan tekan izin pada roda trolley, diambil σp = 3.500 kg/cm2 b = Lebar permukaan kerja rel rata atau lebar roda trolley, = 12 cm 600 Pmax .k Maka : r = b.r σ p
2
600 2050. 0,6 r= 12 3.500
2
Jadi,diameter roda trolley : D = 2 x 2,89 = 5,78 cm
Diameter poros roda trolley dapat ditentukan dengan rumus : d= 3
10, 2.Pmax .L
σb
dimana : L = Jarak plat gantungan dengan roda trolley (direncanakan L = 12,5 cm). Dan bahan poros diplih S45C dengan kekuatan tarik σt = 5800 kg/cm2. dan tegangan lentur izin σb = 3500 kg/cm2. Maka : d = 3
10, 2 .2050 . 2,5 = 2,46 cm 3500
Gambar 4.2 Diagram Untuk Menentukan Tahanan Gesek Tahanan total terhadap gerak trolley pada gerakan normal adalah : W = W1 + W2 Tahanan akibat gesekan pada roda gerak trolley adalah : W1 = (Q + q + G0) β
µd+2k D
dimana : Q = Berat muatan = 7.700 kg q = Berat rumah kait (spreader) = 300 kg (Dari hasil survei) G0 = Berat trolley = 500 kg, (Dari hasil survey)
β = Koefisien gesekan flens roda dan rel Untuk roda bergerak pada bantalan luncur =1,25-1,4; diambil 1,3 μ = Koefisien gesek pada bantalan roda = 0,1 untuk bantalan luncur k = Koefisien gesek roda gelinding = 0,05 Maka : W1 = (7.700 + 300 + 500) x 1,3 x
0,1. 2,9 + 2 ( 0,05) = 430,95 kg 10
Momen tahanan relatif terhadap poros roda pada gerakan yang normal adalah : d M = (Q + q + G0) µ + 3 2 Maka : M = (15.400 + 300 + 500) x 0,1 x
2,9 + 0,05 = 2349,05 kg.cm 2
Tahanan pada puli tali pengangkat (ketika troli yang dibebani bergerak, roda puli berputar) adalah : W2 = Son - Soff
Gambar 4.3 Diagram Roda puli Untuk Tali Pengangkat dimana : S offf =
Q+q 2
S1= S offf .ε
S2 = S1 .ε
Son = S2 .ε
dimana : ε = Koefisien tahanan roda puli, untuk puli dengan bantalan peluru atau
rol = 1,02 Maka : S off =
7.700 + 300 = 4.000 kg 2
S1 = 4000 . 1,02 = 4080 kg S2 = 4080 . 1,02 = 4161,6 kg Son = 4161,6 . 1,02 = 4244,8 kg Maka : W2 = 4244,8 – 4000 = 244,8 kg
4.2 Perencanaan Tali Baja.
Gambar 4.4 Diagram Mekanisme Tali Baja Tarikan tali akibat berat dan defleksinya (f) sendiri ditentukan dari keadaan keseimbangan momen : S=
qr . x2 2.f
dimana : qr = Berat tali per meter panjangnya x = Setengah panjang tali maksimum yang terdefleksi f = Defleksi (lengkungan) tali baja yang diizinkan, diambil sebesar : 1 1 f= + X max 100 200
dimana ; xmax = Panjang lengkungan maksimum = 50 m (Dari hasil survey)
Gambar 4.5 Diagram Untuk Menentukan Tarikan Tali Maka : Tipe tali baja yang dipilih adalah 6 x 19 + 1 fibre core dengan diameter dr = 12,9 mm serta berat per meter tali qr = 0,64 kg/m. Maka : S=
0,64.(25) = 606,06 kg 2. 0,33
Tegangan tali maksimum yang terjadi : S max =
W1 + W2 + S
η
dimana : η = effesiensi puli, untuk 3 buah puli = 0,927 Maka : S max =
375, 2 + 212 + 606, 06 = 1241 kg 0,927
Beban patah tali baja : P = Smax.K dimana : K = Faktor keamanan = 5,5 Maka : P = 1241 . 5,5 = 6.825,5 kg. Dari hasil perhitungan diatas, beban patah yang terjadi masih dibawah beban patah yang diizinkan yaitu, Pb = 10.100 kg. untuk tali baja dengan σb =
18.000 kg/cm2. Tegangan tali baja maksimum yang diizinkan adalah : S=
Pb K
Sb=
10.100 = 1.836,36 kg/cm 2 5,5
Tegangan tarik tali baja yang diizinkan :
σt =
σt =
σb K
18.000 = 3272,73 kg/cm 2 5,5
Luas penampang tali baja adalah : F 114 =
S
σb
d (50.000) K Dmin
Dari gambar. 3.9 terlihat bahwa jumlah lengkungannya (NB) = 8, sehingga; 1 d adalah = 3 Dmin
Maka : F 114 =
1.241 = 0,74 cm 2 18.000 1 (50.000) 5,5 31
Tegangan tarik yang terjadi :
σt =
S max F114
σt =
1241 = 1108,1 kg/cm 2 1,12
Faktor yang tergantung pada jumlah lengkungan tali berulang dari tali
selama periode keausannya sampai tali tersebut rusak (m) : A=
D = m.ó .C.C1.C 2 d
dimana : A = Perbandingan diameter drum atau puli dengan diameter tali = 31 σ = Tegangan tarik sebenarnya pada tali = 1665,17 kg/cm2 C = Faktor yang memberi karakteristik konstruksi tali baja dan tegangan tarik bahan kawat, yaitu : C = 0,78 C1 = Faktor yang tergantung diameter tali baja, C1 = 0.93 C2 = Faktor yang menentukan faktor produksi dan operasi tambahan, C2 = 1,37 Maka : m =
A σ .c.c1.c2
m=
31 = 2,81 11,08 (0,78)(0,93)(1,37)
Untuk m = 1,87 diperoleh jumlah lengkungan berulang z = 310.000, maka umur tali baja (N) dapat ditentukan dengan rumus : N=
z a.z 2 .β .ϑ
dimana : z = Jumlah lengkungan berulang yang diizinkan = 310.000 a = Jumlah siklus rata-rata per bulan = 3400 z2 = Jumlah lengkungan berulang per siklus kerja = 3 β = Faktor perubahan daya tahan tali = 0,3 φ = Perbandingan jumlah lengkungan dengan jumlah putus tali = 2,5
Maka : N=
310.000 = 40,52 Bulan 3400 (3)(0,3)(2,5)
4.3 Perencanaan Puli Dari diagram lengkungan tali diperoleh
Dmin = 31 dan diameter tali baja = d
12,9 mm, maka diameter drum atau puli minimum : Dmin = 31 . d Dmin = 31 . 12,9 = 340 mm Diameter drum atau puli minimum yang diizinkan diperoleh dengan rumus : D ≥ e1 . e2 . d dimana : D = Diameter drum atau puli pada dasar alurnya (mm) = 340 mm d = Diameter tali baja (mm) = 12,9 mm e1 = Faktor yang tergantung pada tipe alat pengangkat crane, digerakkan oleh daya, kondisi operasinya medium = 25 e2 = Faktor yang tergantung pada konstruksi tali Tipe 6 x 19 Fibre core posisi sejajar = 0,9 Maka : D ≥ 25 . 0,9 . 12,9 D ≥ 290,25 mm Jadi diameter drum atau puli minimum sebesar = 340 mm dapat digunakan Dengan perhitungan secara interpolasi diperoleh ukuran-ukuran dari puli ditabelkan pada Tabel 4.1 dibawah dengan diameter tali baja 12,9 mm.
Tabel 4.1 Dimensi Puli Nama
a
b
C
e
h
L
r
r1
r2
r3
r4
Ukuran 40 30 7 1,0 25,0 10 8,5 4,0 3,0 12 8
4.4 Perencanaan Drum Ukuran-ukuran dari drum dapat diperoleh dengan diameter tali baja 12,9 mm ≈13 mm untuk alur dalam : s2 = 19
c2 = 9,5
r2 m= 1,5
Tebal dinding drum dapat ditentukan dengan rumus : ω = 0,02 D + (0,6 s/d 1,0 cm); diambil 0,6 cm……..….… ω = 0,02 . 34 + 0,8 ω = 1,28 cm = 12,89 mm Dari hasil diatas, maka tebal dinding drum yang digunakan adalah 13 mm. Tegangan tekan pada permukaan dinding drum adalah : Maka :
σt =
S ω.S
σt =
1.241 = 510,27 kg/cm 2 1,28.1,9
Maka bahan drum dipilih dari besi cor dengan kekuatan tekan maksimum bahan yang diizinkan 1000 kg/cm2
Dari hasil perhitungan diatas diperoleh tegangan tekan izin lebih besar dari tegangan tekanan σ ti > σ t , maka drum aman untuk digunakan.
4.5 Perencanaan Motor Penggerak Tahanan total untuk menggerakkan trolley : W = W1 + W2 = 375,2 + 212 = 587,2 kg Daya yang dihasilkan oleh motor penggerak yang dibutuhkan pada kecepatan konstan : N=
W .v1 75.η
dimana : η = Effesiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,85 dengan 2 pasang roda gigi penggerak Vt = Kecepatan jalan trolley (Direncanakan = 1 m/detik) Sehingga : N=
587,2 = 9,3 HP = 7,13 kW 75.0,85
Dari hasil perhitungan, maka direncanakan
sebuah elektromotor
dengan daya (Nrated) = 20 Hp, putaran (nrated) = 980 rpm disesuaikan dengan standart, jumlah kutub 6 buah, momen girasi motor (GDrot = 1,21 kg.m2). Momen statis (Mst) poros motor adalah : M st = 71.620 x
N n
M st = 71.620 x
7,13 980
M st = 521,07 kg.cm
Bahan poros penggerak dipilih S35C dengan kekuatan tarik bahan σP = 5200 kg/cm2 Tegangan tarik yang diizinkan :
σ ti =
σt K
dimana : K = Faktor keamanan, diambil K = 8
σ ti =
5200 8
σ ti = 650kg / cm2 Tegangan puntir yang diizinkan adalah :
σ k = = 0,7( σ ti ) = 0,7(650) = 455kg / cm2
Diameter poros penggerak dp = 30 mm, maka momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus : GD2coupl = 4.g.I dimana : g = Percepatan gravitasi (9,81 m/det2) I = Momen inersia kopling ( 0,003 kg.cm/det2) Maka : Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah GD2 = GD2kop + GD2rot GD2 = 0,011 + 1,21 = 1,221 kg.m2 Momen gaya dinamis (Mdyn) dapat dihitung :
M dyn =
ä .GD 2 .n ,975.Q .v 2 + 375.t s n.t s .π
dimana : δ = Koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 / 1,25) ts = waktu start (1,5 s/d 5), diambil = 3,25 Maka :1,129080615 M dyn =
1,15.1, 221.980 0,975(1122,8)(1) 2 + 372.3,25 (980).3,25.(0,85)
=1,533 kg.m Momen gaya motor yang diperlukan pada start adalah : M mot = M st + M dyn Maka : GDcoupl = 4(9,81)(0,0003) = 0,011 kg.m M mot = 959,56 + 1,533 = 1.287,763 kg.m Momen gaya ternilai dari motor (Mrated) adalah : M rated = 71.620 x
N rated n rated
M rated = 71.620 x
14,92 = 1.090,37 kg.m 980
Pemeriksaan motor terhadap beban lebih selama start adalah ( M adalah :
M M M M
maks
< 2,5
rated
maks rated
=
1.287,76 = 1,18 1.090,37
Harga 1,18 < 2,5 ; maka motor aman untuk dipakai.
maks
= M
mot
)
4.6 Perencanaan Transmisi Mekanisme Trolley Pada perencanaan transmisi mekanisme pengangkat ini digunakan sistem roda gigi yang berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak. Roda gigi yang dipakai adalah roda gigi lurus 2 tingkat roda gigi penggerak yang terpasang pada poros elektromotor. Pada sistem pengangkat ini digunakan sebuah elektromotor yang terpasang pada satu poros yang diantaranya dipasang transmisi roda gigi yang meneruskan putaran ke drum. Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme trolley diperoleh : •
Daya motor penggerak, N1 = 20 Hp/14,92 kW
•
Putaran motor,n1 = 980 rpm
•
Kecepatan gelinding trolley, v = 1 m/det
•
Diameter drum, D = 340 mm
Kecepatan tali baja pada drum adalah : Vd = V . i puli dimana : i puli = Perbandingan transmisi puli, i puli >1, diambil 2 V = Kecepatan angkat motor Maka : Vd = 1 . 2 = 2 m/det. Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : 60.Vd nd = π .D nd =
60. 2 112,34 rpm π .0,34
Perbandingan transmisi motor dengan drum adalah : i=
n nd
=
980 = 8,72 112,34
Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama, diambil sebesar : i1 = 3, maka i2=
8,72 = 2,91 3
Dengan cara yang sama. Ukuran-ukuran roda gigi mekanisme trolley direncanakan seperti dibawah ini : •
Sudut tekan
:α
= 20 0
•
Modul
:m
= 6
•
Jumlah gigi roda gigi
: z1
= 12
: z2
= 36
•
Lebar gigi
:b
= 32 mm
•
Tinggi kepala gigi
: hk
= 4 mm
•
Tinggi kaki gigi
: hf
= 5 mm
•
Tinggi gigi
:H
=
•
Jarak sumbu poros
:a
= 96 mm
•
Diameter jarak bagi
: d01
= 48 mm
d02
= 144 mm
: dh1
= 56 mm
dh2
= 152 mm
: df1
= 38 mm
• •
Diameter kepala
Diameter kaki
df2
9 mm
= 134 mm
•
Jarak bagi lingkaran
: t1
= t2 = 15,56 mm
•
Kelongaran puncak
: ck
=1,0 mm
•
Tebal gigi
: So1=So2 = 6,28 mm
Putaran poros I adalah n1, dengan : i1=
n1 Z 2 = n2 Z 1
maka putaran poros II adalah :
n2=
=
n1 . Z1 Z2 980.12 = 326,66 rpm 36
•
Kecepatan keliling roda gigi 1 dan 2 : vo3 = vo4 = 2,46 m/det
•
Gaya tangensial yang dialami
:F
= 618,63 kg
•
Tegangan geser yang dialami
:τ
= 2,14 kg/mm2
•
Tegangan lentur yang terjadi
: σ al
= 36,53 kg/mm2
σ al
= 23,74 kg/mm2
Bahan roda gigi 3 yang dipilih adalah S 50 C dengan tegangan lentur yang diizinkan σa3 = 37 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb3 = 62 kg/mm2. Bahan roda gigi 4 yang dipilih adalah S 35 C dengan tegangan lentur yang diizinkan σa4 = 26 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb4 = 52 kg/mm2. 4.6.1 Perencanaan Dimensi Roda Tingkat II Daya dari poros roda gigi tingkat I diteruskan ke poros roda gigi tingkat II, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat I dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu : •
Sudut tekan
:α
= 20 0
•
Modul
:m
=6
•
Jumlah gigi roda gigi
: z1
= 12 = 36
•
Lebar gigi
:b
= 32 mm
•
Tinggi kepala gigi
: hk
= 4 mm
•
Tinggi kaki gigi
:hf
= 5 mm
•
Tinggi gigi
:H
= 9 mm
•
Jarak sumbu poros
:a
= 96 mm
•
Diameter jarak bagi
: d01
= 48 mm
d02
= 144 mm
: dh1
= 56 mm
dh2
= 152 mm
: df1
= 38 mm
df2
= 134 mm
•
•
Diameter kepala
Diameter kaki
•
Jarak bagi lingkaran
: t1
= t2 = 15,56 mm
•
Kelongaran puncak
:ck
=1,0 mm
•
Tebal gigi
: So1
= So2 = 6,28 mm
Putaran poros II adalah : n3 =
n2. Z 3 Z4
n3 = 326,66 x
13 = 112,25 rpm 38
•
Kecepatan keliling roda gigi 3 dan 4 : vo3 = vo4 = 0,88 m/det
•
Gaya tangensial yang dialami
: Ft
= 1.729,36 kg
•
Tegangan geser yang dialami
:τ
= 6 kg/mm2
•
Tegangan lentur yang terjadi
: σ al
= 67,22 kg/mm2
Bahan roda gigi 3 yang dipilih adalah SNC2 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa3 = 70 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb3 = 85 kg/mm2. Bahan roda gigi 4 yang dipilih adalah SNC22 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa4 = 50 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb4 = 100 kg/mm2.
4.7 Sistem Rem Untuk Mekanisme Trolley Pada mekanisme trolley ini, rem dipergunakan untuk menghentikan laju mekanisme trolley saat membawa beban. Pada perencanaan mekanisme trolley ini, jenis rem yang dipergunakan adalah jenis rem blok ganda yang dikatrol dengan sistem elektromotor. Daya pengereman statik yang dipakai adalah : N br =
W .v 75.π
dimana : W = Tahanan total terhadap gerak trolley = 1.122,8 V = Kecepatan gelinding trolley = 1 m/det
η = Effisiensi total mekanisme = 0,85 maka : Nbr =
1.122,8 .1 == 17,61 HP = 13,13 kW 75. 0,85
Momen statis pada saat pengereman adalah : Mst = 71.620
N br nbr
Mst = 71.620
13,13 = 9,89 kg.m 980
Momen gaya dinamik saat pengereman adalah : Mdyn =
δ .GD 2 .n 375.t br
0,975.W .v 2 + n.tbr
dimana : tbr = Waktu untuk pengereman, untuk mekanisme pengangkatan, V>12 m/menit = 1,5 detik (mekanisme pengangkat dan penjalan)
δ = Koefisien efek massa bagian mekanisme transmisi (δ = 1,1 – 1,25) 1,15 (1,221) 2 .980 0,975.1122,8 (1) . 0,85 Mdyn = + = 30,79 kg.m 375.1,5 980 .1,5 Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : Mbr = Mdyn + Mst Mbr = 30,79 - 9,89 = 20,9 kg.m Tekanan yang diperlukan untuk menggerakkan rem dengan sepatu ganda dapat dihitung dengan rumus : S=
M br D.µ
dimana : μ = Koefisien gesekan ( 0,35 s/d 0,65) D = Diameter roda rem (direncakan = 35 cm) Maka : S=
22,64 = 184,8 kg 0,35(0,35)
Luas permukaan kontak antara sepatu dan roda rem adalah : F=
π .D.B.β 360
Dimana : B = Lebar sepatu (direncanakan= 6cm) β = Sudut kontak antara roda dan sepatu rem (600 s/d 1200) Maka : F=
π . 35. 6.60 360
= 109,9 cm 2
Tekanan satuan antara sepatu dan roda rem adalah : S 184,8 P= = = 1,68 kg/cm 2 F 109,9
Harga tekanan satuan ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu untuk bahan asbes pada logam, P = (0,5 s/d 7) kg/cm2, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat. Ukuran-ukuran diameter dan lebar cakram dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ni : b.r m 2 =
M br .β 2π .µ .P
dimana : b = Lebar cakra rem (cm) rm = Radius rata-rata cakram (cm) β = Koefisien pengereman, (1,75 – 2) μ = Koefisen gesekan, (0,35 – 0,45) P = Tekanan permukaan yang diizinkan, (0,5 – 7) b = 0,2 s/d 0,5 rm maka : 0,2 . rm3 =
rm=
3
3393,02 ( 2) 2π .0,45 (6)
400,01 = 12,59 cm 0,2
maka : b = 0,2 . rm b = 0,2 . 12,59 = 2,51 cm Diameter dalam cakram rem adalah : Di = 2rm – b Di = 2(12,59) – 2,51 = 22,67 cm
Diameter luar cakram rem adalah : Do = 2rm + b Do = 2(12,59) + 2,51 = 27,69 cm Gaya dorong aksial (S) untuk permukaan gesek adalah : S=
M br Z .µ.rm
Dengan jumlah permukaan gesek (Z) = 2, maka : S=
3393,02 = 299,44 kg 2(0,45)12,59
Tekanan permukaan yang terjadi adalah : P=
S F
dimana : F = luas permukaan kontak F = π(ro2 – ri2) F = 3,14(13,842 – 11,332) = 198,47 cm2 maka : P=
299, 44 = 1,5 kg/cm 2 198,47
Harga tekanan permukaan kontak ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu untuk bahan asbes pada logam P = (0,5 s/d 7) kg/cm2, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat.
BAB V PERENCANAAN MEKANISME GERAK SLEWING
Mekanisme pemutar berfungsi untuk membawa komponen kran seperti boom dan lengan bobot lawan berputar, yang bertujuan untuk memperluas daerah kerja dan memudahkan pengaturan beban agar tepat sesuai dengan tempatnya. Tergantung pada desain kompnen pendukung mekanisme pemutar, kran dapat diklasifikasikan sebagai berikut : 1) Kran berputar bersama dengan pilar tiang pada bantalnya dan terpasang pada pondasi ataupun dipasang pada kolom bangunan. 2) Kran berputar pada pilar tiang pada bantalannya biasanya terpasang pada pondasi ataupun terpasang mati pada pondasi atau pada truk kran. 3) Kran berputar pada poros pemutar pusat yang dipasang mati pada komponen tak berputar, meja putar pada rel yang berbentuk lingkaran dan dipasang pada pondasi ataupun kruk kran. Mekanisme pemutar yang dipakai kran ini adalah yang termasuk pada kelompok tiga, yaitu kran berputar pada poros pemutar pusat yang dipasang mati pada komponen tak berputar. Momen tekan terhadap perputaran akibat gaya gesek : M = (Q + G B .G P ).k.
Rs β1 R
dimana : Q = Beban muatan keseluruhannya = 14.000 kg G B = Berat struktur yang diputar meliputi : boom muatan + kabin operator + rangka atas = 6.000 + 1.500 + 6.500 kg =14.000 kg Gcw = Berat boom dan bobot pengimbang = 6.880 + 13.300 = 20.180 kg
k = Koefisien gesek gelinding bantalan rol pemutar = 0,05 Rs = Jari-jari jalur lintasan = 0,6 m R = Jari-jari rol perputaran = 7,62 cm = 0.07 m
β1= Faktor yang memperhitungkan tambahan akibat gesekan pada nap (untuk rol) atau akibat luncuran lateral rol pada jalur (untuk rol silindris) = 1,2-1,3 Maka : M = (14.000 + 14.000 + 20.180) ⋅ 0,05 ⋅
0,6 1,3 = 11.258,74 kg.m 0,07
Momen akibat tegangan angin dapat ditentukan dengan rumus : M ϖ = Pϖ S
mua tan
.a + P ϖ .S ϖ P ϖ .S cvw .e g
dimana : P = Tekanan angin = 40 kg/m2 S
cr
= Luas bidang yang mengalami tekanan angin pada struktur putar crane = (55 x 1,4) + (17 x 2,32) + (7.2 +
1 7.2) =137,44 m2 2
S mua tan = Luas bidang yang mengalami tekanan angin pada muatan = 4 m2
l = Jarak bobot bagian kran yang berputar relatif terhadap meja putar = 1m
S cw = Luas bidang yang mengalami tekanan angin pada pengimbang =0,75 m2 e g = Jarak titik pusat ke bobot pengimbang = 17 m a = Jangkauan lengan 55 m Maka : M ω = 40.4.55 + 40.(137,44`).1
40.(0,95).17 = 13.651,6 kg.m
Momen perlawanan terhadap perputaran total : M Σ = M + Μω = 11.258,74 + 13.651,6 = 24.910,34 kg.m
5.1.Motor Penggerak Daya motor penggerak yang dibutuhkan : N=
M Σ .ncr 71620.η
dimana : ncr = Kecepatan putaran struktur putar crane = 0,8 rpm η = Efisiensi penggerak = 0,85 Maka : N=
24.910,34 .0,8 = 0,32 HP 71620.0,85
Maka dipilih motor penggerak dengan daya motor ternilai Nrated = 4.1 HP, dengan putaran n = 930 rpm dan momen girasi rotor (GD2)rot = 0,18 kg/m2 Momen statik dengan mengacu momen terhadap putaran pada sumbu bagian crane yang berputar dengan kecepatan ncr terhadap poros motor (atau pengereman) dengan kecepatan nmot (atau nbr) dapat ditentukan dengan rumus : M st =
MΣ i.η
Perbandingan transmisi mekanisme :
M st =
n mot 930 = = 1162,5 n cr 0,8
Maka : M st =
24.910,34 = 25,2 kg.m 1162,5. 0,85
Disini dipilih kopling fleksibel untuk poros motor dengan diameter poros =30 mm. momen inersia kopling tersebut (Tabel 39 Lit. 1) sebesar I = 0,003 kg.m/s2
Momen girasi kopling : (GD2)cuopl = I . 4g = 0,003 x 4(9,81) = 0,11 kg.m2 Momen girasi motor pada poros motor akan menjadi : (GD2) = (GD2)rot + (GD2)cuopl = 0,18 + 0,11 = 0,29 kg.m2 Momen inersia beban : I load =
1 Q.(a 2 + b 2 ) + Q.lboom 2
dimana : a = Panjang beban = 2 m b = Lebar beban = 2 m lboom = Panjang lengan = 55 m Maka : I load =
1 .12.000.(2 2 + 2 ) + 12.000.55 = 668.000 kg/m 2 12
Momen inersia konstruksi boom muatan : I Gb =
1 G B .(c 2 + d 2 ) + G B .lboo 12
dimana : c = Tinggi struktur boom c = 1,4 m d = Panjang struktur boom : d = 55 m Maka : I GB =
1 × 6.000 (1,4 2 + 55 ) + 6.000 × 55 = 1.843.480 kg/m 2 12
Momen inersia bobot pengimbang : 1 I cw = Gcw .(e 2 + f 2 ) + Gcw .lcw 2 dimana : e = Lebar lengan bobot pengimbang = 1,7 m f = Tinggi lengan bobot pengimbang = 1,8 m
cw
= Panjang lengan bobot pengimbang = 17 m
Maka : I cw =
1 .13.300.(1,7 2 + 1,8 ) + 13.300.17 = 232.894,08 kg/m2 12
Momen inersia total : I total = I load + I G + I cw + I G B
cw
= 668.000 + 1.843.840 + 232.894,08 + 124.867,64 = 2.869.601,72 kg.m2. Momen dinamik yang dihasilkan pada poros motor selama percepatan ialah : M dyn =
δ .GD 2 .n mot 375.t s
+ I total
π .n cr . .............................................. (Lit.1 Hal 298) 30.t s .η .i
dimana : GD2= Momen girasi yang dipasang pada motor dan kopling = (0,29kg/m2) δ =
Koefisien
untuk
memperhitungkan
efek
masa
mekanisme
transmisi(1,1 – 2,5 ), diambil 1,15 ncr = Putaran crane ( 0,8 rpm) t s = Waktu start (5-8) detik, diambil 6,5 detik i = Perbandingan transmisi
Maka : M dyn =
π .0,8 1,15.0, 29.930 + 2.869.601,72 = 46,91 kg.m 375.6,5 30.6,5.930.0,85
Momen gaya start motor yang diperlukan adalah : Mmot = Mst + Mdyn = 25,2 + 46,91 = 72,11 kg.m Momen gaya ternilai motor adalah : M rated = 71.620
N rated n
M rated = 71.620
4,1 = 315,74 kg.cm 930
Pemeriksaan motor terhadap beban berlebih selama start (Mmaks = Mmot) adalah : M maks < 2,5 M daya M maks 72,11 = = 0,22 M daya 315,74 Dari hasil diatas diperoleh berada dibawah batas yang diizinkan 0,22 < 2,5 5.2. Sistem Rem Mekanisme Slewing Jenis rem yang digunakan pada mekanisme gerak slewing adalah rem sepatu elektromagnetik. Waktu pengereman t br =
2.n.60 n cr
dimana : ncr = Putaran struktur putar crane pada kecepatan normal = 0,8 rpm nt = Bagian dari satu putaran crane dimulai saat motor dimatikan sampai mekanisme crane terhenti sepenuhnya : untuk crane pelayanan 1 sedang nt = putaran (20 o ) 8 1 2. Maka : t br = 18 0,8.60 = 6,6 detik 0.8
Momen gaya dinamik selama perlambatan pada poros motor adalah : ä .GD 2 n mot M dyn = +I 375.t br
π .ner .η total
30.t
br
.i.
Maka : 1,15.0, 29.930 π .0,8.0,85 + 2.869.601,72 = 26.75 kg.m 375.6,6 30.6,6.1162,5. Momen statis yang dibutuhkan untuk pengereman : M dyn =
M st ' = M st =
Σm i.η
M st ' = M st =
24.910,34 = 25,2 kg.m 1162,5.0,85
Momen gaya yang dibutuhkan untuk pengereman adalah : M br = M st − M dyn
= 25,2 – 26,75 = -1,55 kg.m Tekanan yang diperlukan untuk menggerakkan rem dengan sepatu ganda dapat dihitung dengan rumus : M br D.µ
S= Dimana :
µ = koefisien gesekan ( 0,35 atau 0,65) D= Diameter roda rem (direncanakan = 50 cm) Maka : S=
1,55 = 4,769 kg 0,5(0,65)
Luas permukaan kontak antara sepatu dan roda rem adalah : A=
π .D.B.β
360 Dimana : B= Lebar sepatu (direncanakan = 20 cm)
β = Sudut kontak antara roda dan sepatu rem (600 s/d 1200) A=
π .32.20.60 360
= 418,66 cm 2
Tekanan satuan antara sepatu dan roda rem adalah : P S 2328,316 = = 5,56 kg/cm 2 418,66 Harga tekanan satuan ini masih dalam batas tekanan satuan yang diizinkan yaitu
P=
untuk bahan asbes pada logam, P = (0,5 s/d 7) kg/cm2, dengan demikian bahan yang dipilih adalah tepat.
BAB VI
PERENCANAAN KONSTRUKSI BOOM 6.1 Konstruksi Boom Boom adalah bagian dari pesawat pengangkat tempat digantungkan sistem pengangkat. Boom berfungsi sebagai tangan crane yang digunakan untuk menjangkau, memindahkan, menaikkan, ataupun menurunkan beban. Jadi boom berfungsi sebagai gantungan (suspensi) serta menaikkan dan menurunkan sistem pengangkat. Sedangkan sistem pengangkat sendiri berfungsi untuk gantungan (suspensi) serta menaikkan dan menurunkan beban atau muatan Berdasarkan cara kerjanya, boom dibagi atas 3 jenis yaitu : 1. Boom dengan radius tetap (fixed radius boom) 2. Boom sebagai suspensi (guyed boom) 3. Boom elevasi (luffing boom) Berdasarkan konstruksinya, boom dibagi atas 3 jenis yaitu : 1. Boom dengan lengan tetap (boom with fixed arm) 2. Boom dengan lengan yang dapat memanjang dan memendek (telescopic boom) 3. Boom dengan lengan yang dapat dilipat (bent boom) Berdasarkan jenis material konstruksinya, boom dibagi atas 3 jenis yaitu : 1) Boom dari baja profil (rigid boom) 2) Boom dari pipa baja (round turbular boom) 3) Boom rangka baja, terdiri atas 2 jenis yaitu : a. Boom rangka tunggal (single frame boom) b. Boom rangka berganda (assembled frame boom) Pada perencanan ini boom yang dipergunakan adalah boom dengan lengan tetap, seperti pada gambar jenis boom ini berdasarkan material konstruksinya
adalah boom rangka baja berganda. Boom jenis ini dapat mengangkat beban lebih besar. Dalam perencanaan boom ini, perlu diketahui dulu beban akibat berat boom itu sendiri.
Gambar 6.1 Konstruksi Boom 6.2 Gaya-Gaya Pada Batang Akibat Beban Dan Beratnya Sendiri Tegangan batang penahan boom dapat dihitung dengan persamaan kesetimbangan momen terhadap A.
Gambar 6.2 Pembebanan Boom Maksimum
Keterangan gambar : GE = Berat peralatan : motor, drum dan transmisi troli = 600 kg 〈 = Sudut penyangga boom 1 (28,790) = Sudut penyangga boom 2 (9,740) Gb = Berat boom seluruhnya = 6815,06 kg) Q0 = Kapasitas angkat maksimum kran (7.000 kg) G0 = Berat rumah kait/spreader (300 kg) q = Berat troli (500 kg ) ΣM A = 0 ; G E (5,62) + G (16,6) − TB1 sin α (12,74) + G B (27,5) + − TB2 sin β (40,75) = 0 (600) (5,62) + (13.500) (16,6) − TB1 sin 28,79 (12,74) + (6000) (27,5) − TB2 sin 9,74 (40,75) = 0 3372 + 224.100 − 8,37 TB1 + 165.000 − 6,93 TB2 = 0 8,37 TB1 + 6,93 TB2 = 392.472
Gaya yang terjadi terhadap sumbu y : Fy = 0 − FAy + G E + G − TB1 sin α + G B − TB2 sin β = 0 − FAy + 600 + 13.500 − TB1 sin 28,79 + 6000 − TB2 sin 9,74 = 0 − FAy + 20.100 − 0,48TB1 − 0.17 TB2 = 0 FAy =−0,48TB1−0.17 TB2 + 20.100
Gaya yang terjadi terhadap sumbu x : Fx = 0 − TB1 cosα − TB2 cos β = 0 − TB1 cos 28,79 − TB2 cos 9,74 = 0 − 0,88TB1 − 0,98TB2 = 0
Substitusikan persamaan 2 ke persamaan 1 maka :
8,37.(2,057TB2 ) + 5,53TB2 = 900000 11,087TB2 + 5,53TB2 = 900000 TB2 = 54161,4kg TB1 = 2,057.(54161,4) = 111409,99kg
Gambar 6.3 Pembebanan Boom Akibat Beban Sendiri Momen gaya terhadap beban sendiri yaitu : M A = 20.TB1 sin α + 40TB2 sin β − 60.(G B ) M A = 20.(111409,99) sin 15,64 + 40.(54161,4).sin 7,96 − 60(6815,06) M A = 491816,19kg.m
Gambar 6.4 Pembebanan Boom Maksimum Yang Diizinkan
Jarak beban maksimum yang diperbolehkan dalam lengan tower crane sewaktu pengangkatan yaitu :
Σ M Ay = 0 0 = 20.TB1 sin α + 40TB2 sin β − 60.(G B ) − X (G0 + Q + q) 0 = 20.(111409,99) sin 15,64 + 40.(54161,4).sin 7,96 − 60(6815,06) − X (15000) 491913,97 = X .15000 X = 32,79 = 32meter
Jadi beban maksimum yang boleh diangkat pada jarak 32meter, apabila melebihi dari jarak yang ditentukan maka lengan akan mengalami patah. 6.3 Pemeriksaan Kekuatan Konstruksi Boom Gambar diagram bentang dari batang boom untuk pemeriksaan kekuatan konstruksi dapat dilihat pada gambar 6.5. di bawah ini :
Gambar 6.5 Gaya–Gaya Setiap Sambungan Pada Boom Besarnya gaya tiap sambungan adalah : P=
Fy s
Dimana : s = jumlah sambungan = 42 sambungan Maka : P=
6 .600 + 500 + 300 = 176,19 kg 42
Besarnya gaya pada tiap batang adalah :
Kesetimbangan titik A
Σ Fx = 0 0,6 -F AB Cos - FAC = 0 1,86 - FAB = 0,99FAC
Σ Fy = 0 1,76 -F AB Sin -P =0 1,86 −0,016FAB = 150 FAB = −9375kg FAC = −
9375 = 9469,69kg 0,99
Kesetimbangan titik B
Σ Fx = 0 −FAB cos a + FBD = 0 9375(0,99) + FBD = 0 FBD = −9281,25kg
Σ Fy = 0 FBC sin a − P = 0 0,016FBC = 150 FBC = 9375kg
Kesetimbangan titik D
Σ Fx = 0 FDE cos a + FBD = 0 0,99FDE + 9281,25 = 0 FDE = −9375kg
Σ Fy = 0 FDC sin a − P = 0 0,016FDC = 150 FDC = 9375kg
Kesetimbangan titik E
Σ Fx = 0 − FDE cos a − FEC = 0 9375(0,99) = FEC FEC = 9281,25kg
Dengan cara yang sama dapat digunakan untuk menghitung gaya dalam yang terjadi pada tiap batang. Bahan yang digunakan untuk konstruksi lengan tower crane yaitu baja karbon S 25 C dengan kekuatan tarik 45 kg/mm2.
6.3.1 Analisa Gaya di Spreader TB1Sin Q1
TB 1
TB 2 Sin Q2
GB
TB 2 Q1 TB1cos Q1
Q2 TB2 cos Q 2
A G
GE
R
Gambar 6.6 Gaya-gaya pada Spreader ΣFy = 0 ΣFx = 0
tinjau sb y : ΣFy = 0 -G + TB1sin Q1+ TB2sin Q2 – GE –GB + RAy = 0 RAy = G + GE +GB - TB1sin Q1 - TB2sin Q2 RAy = G + GE +GB – (TB1sin Q1 - TB2sin Q2) = 0 = 13.500 + 600 + 6000 –(TB1sin Q1+ TB2sin Q2) = 0 (TB1sin Q1+ TB2sin Q2) = 20.100 0,48 TB1 + TB2 0,17 = 20.100 ………………………….. (1)
ΣFx = 0 - TB1cos Q1 - TB2cos Q2 = 0 - 0,88TB1 – 0,98TB2 = 0
TB1Sin Q1
TB 1
TB 2 Sin Q2
TB 2
G
Q1 A
G 16 m
Q2
TB1cos Q1 TB2 cos Q 2 20 m 30 m
GE GB + Q + q
40 m 60 m
Gambar 6.7 Diagram Benda Bebas pada Spreader
ΣMA = 0 GE(l.GE) + G(l.GB) + G(l.G) - TB1sin Q1 - TB2sin Q2 = 0 600 (5,52)+ 13.500 (16,6) + 6000 (27,5) - TB1sin Q1 - TB2sin Q2 = 0 3372 + 224.100 +-8,37 TB1+ 165.000- 6,93 TB2 = 392.472 …………..…..(2)
substitusikan 1 dan 2 0,48 TB1 + TB2 0,17 = 20.100 - 0,88TB1 – 0,98TB2 0,37 (2,057 TB2) + 5,53 TB2 = 900.000 11,087 TB2 + 5,53 TB2 = 900.000 TB2 = 54161, 4 kg TB2 = 2,057 (54161,4) = 111404,99 kg
Pembebanan maksimum Boom MA = 20TB1sin Q1 + TB2sin Q2 +60 (GB)
MA = 20(111.409,99)sin Q1 + 40 (54161,4)sin Q2 +60 (6815,06) MA = 491816,19 kg.m jadi jarak maksimum agar lengan tower Crane tidak patah -MAy = 0 0 = 20TB1sin Q1 + 40TB2sin Q2 +60 (GB) + x (GB +Q + q) 0 = 20 (111.404,99)sin 15,64 + 40(54161,4)sin Q2 + 60 (6815,06) + x (15.000) 491913,97 = 15.000 x x = 991913,97 / 15000 = 32 meter Konstruksi truss pada spreader sepanjang 60 meter, banyaknya truss =42 panjang tiap bagian truss = 60 / 42 = 1,4 m tinggi truss = 1,4 m
E
C
1,4 m D 1,4 m B
A F
R
A
jadi besarnya gaya pada FFB = FBD jadi FFD = √2 FFB
GB
Tinjau sambungan B F BD F EB
F EB F BD = F BF
F BD BF
B
F BF
GB
GB
FBD + FEB + FBF + GB = 0 2FBD + FEB + GB = 0 2FBD + √2 FBD + GB = 0 2FBD + √2 FBD + 6815,06 = 0 2FBD + 1,414 FBD = -6815,06 3,414 FBD = -6815,06 FBD
= -6815,06 / 3,414 = -1996,21 (arahnya terbalik)
FEB +√2 FBD = 2822,64 GB = 6815,06
Tinjau Sambungan D
F FD
-F D
FFD - FFD + FDB = 0 FFD = FBE = 2822,64
F
Tinjau Sambungan F F FB
F DF F FE
F DF
F FE
F FA
F FA
F FB
Tinjau Sambungan E F CE
F DE
F CE F EA
F EF
F EA
F EF
F DE
Tinjau Sambungan C F CE
F CE
F CF
F CF
F CA
F CA
Tinjau Sambungan A F AC
F AE
F AF F AC F AF
A
F AE
R
A
Karena struktur kruss A merupakan struktur statik dan konstruksi tiap bagian truss merupaka persegi sehingga gaya pada tiap sisi truss adalah sama, sedangkan gaya pada tiap sisi diagonal truss adalah √2 dikali tiap sisi cth : FBE = √2 FBF
F AC
F AE
F AF F AC R
A
F AF F AE R
A
RA + FAF +FAC + FAE = 0 RA + 2FAF +√2 FAF = 0 RA = -3,414FAF RA = -3,414 – 1996,21 = 6815,06 Analisa gaya pada tali baja drum
FTB2 TD
R
A
FTB1
F TD
R
A
FTB2
FTB1
FTD + FTB2 + RA + FTB1 FDD = FTB1 + (FTB2 + RA ) = 111409,99 + (54161) + 6815,06 = 172386,05
6.4 Perencanaan Counter weight (bobot imbang) Counter weight (bobot imbang) berfungsi unuk mengimbangi berat dari pada boom dan beban, Counter weight (bobot imbang)terbuat dari coran beton. Dalam perancangan tower crane ini, Counter weight (bobot imbang) terpasang di
bagian ujung pada lengan bobot lawan yang terlihat pada gambar 6.8. berikut di bawah ini.
Gambar 6.8 Lengan Bobot Imbang
Gambar 4.8. konstruksi bobot lawan
Counter Weight Counter weight (bobot imbang) berfungsi untuk mengimbangi berat boom (lengan) dan bagian beban yang sedang diangkat. Dalam perancangan tower crane ini meja putar dan bobot imbang (counter weight) yang terpasang di bagian atas.
Bila tower crane hendak dipindahkan dari site ke site, maka harus dipisah – pisahkan dalam beberapa bagian, kemudian dipasang kembali pada site yang baru. Kabin operator terdapat pada bagian tengah dari tower. Beberapa tower crane dari tipe ini mempunyai gerakan trolley sepanjang boom (lengan crane) yang memudahkan mengatur lempengan besar persis pada tempat yang diinginkan. Dari hasil survei, bobot imbang terbuat dari coran baja yang massa berkisar 3 – 4 ton yang terlihat pada gambar berikut ini :
Gambar. 6.9 Counter weight Untuk lebih mengetahui penggunaan bobot imbang (counter weigth) dapat dilihat dalam tabel di bawah ini :
Tabel 6.1 Klasifikasi Dari Tower Crane
Bobot lawan yang dibutuhkan untuk sebagai penyeimbang lengan tower crane adalah
Σ FY=0 .(W A) + .(Gmt ) − (G0 + Q + q) = 0 W A + 600 − .(2000 + 10000 + 3000) = 0 W A = 14400kg W A = 15ton
Berat sebuah bobot imbang (counter weight) yang berupa coran beton yaitu 4 ton. Maka bobot imbang yang dibutuhkan untuk mengangkat beban maksimum yaitu: 4ton.n = 15 ton n = 3,75= 4 buah Tegangan batang untuk menyangga beban counter weight yaitu Σ FY=0
W A + 600 TC.sin = 0 TC.sin 23,62 = 16600 TC = 41430,719kg Karena batang penyangga (TC) ada dua maka tegangan satu batang penyangga Yaitu :
TC =
41430,719 = 20715,359kg 2
Panjang lengan yang direncanakan untuk sebagai bobot lawan untuk pengangkatan beban maksimum adalah : Σ M A == 0 x.(W A) + 17.(Gmt ) + 16.TC sin = 0 x(W A ) + 17(600) + 16(41430,719) sin 23,62 = 0 x15000 = 275799,99kg x = 18,38m = 19meter
Tabel 6.2 Panjang, jumlah, dan massa kerangka bobot lawan (hasil perhitungan) No Panjang Batang (m) 1 2 3 4 5 6 7
19 1,5 1,2 1,4 15 1 10
Jumlah Batang
Massa (kg)
Massa Total
2 17,38 660,44 24 3,16 113,76 27 3,16 102,384 22 1,68 51,744 2 1,68 50,4 4 5,57 22,28 2 1,68 16,934 Massa total lengan bobot lawan =1017,94 kg
Tabel 6.3 Berat, panjang, dan jumlah batang boom
]
No
Panjang Batang (m)
Jumlah Batang
Berat per meter (kg) Berat Total
1
56,8
2
22,2
2521,92
2
56,2
1
6,53
366,98
3
2,0
44
5,57
490,16
41
1,7
176
3,89
1163,88
5
1,2
45
3,89
210,06
Berat Boom Total = 6815,06 kg
BAB VII KESIMPULAN dan SARAN
7.1 Kesimpulan Jenis mesin pemindah bahan yang direncanakan adalah mesin pengangkat tipe tower crane sesuai dengan hasil survei pada Proyek Pembangunan Rumah Sakit Pendidikan USU Jln.Dr. Mansyur. Berdasarkan spesifikasi tugas, hasil survei, analisa pemeriksaan dan perhitungan serta standar yang ada dalam perencanaan mesin pengangkat dan elemen mesin, maka dapat disimpulkan bahwa sebuah mesin pengangkat dengan kapasitas angkat 7 ton, secara teoritis dapat dioperasikan pada pembangunan apartemen bertingkat dengan spesifikasi sebagai berikut : Karakteristik Utama •
Jenis Mesin
: Tower Crane
•
Kapasitas angkat
: 7 ton
•
Kecepatan angkat penuh
: 17 m/menit
•
Radius jangkauan
: 60 m
•
Tinggi angkat
: 55 m
Karakteristik Komponen – Komponen Utama Mekanisme 1. Tali Baja Mekanisme Pengangkat •
Jenis tali
: 6 x 37 + 1 fibre core
•
Diameter
: 16,6 mm
•
Beban patah
: 12.500 kg
•
Tegangan patah
: 159 kg/mm2
•
Berat tali
: 0.9 kg/m
•
Umur tali
: 1,5 tahun
2. Tali Baja Mekanisme Trolley •
Jenis tali
: 6 x 19 + 1 fibre core
•
Diameter
: 16,4 mm
•
Beban patah
: 12000 kg
•
Tegangan patah
: 159 kg/mm2
•
Berat tali
: 0.9 kg/m
•
Umur tali
: 1,5 tahun
3. Tali Baja Mekanisme Trolley •
Jenis tali
: 6 x 19 + 1 fibre core
•
Diameter
: 16,4 mm
•
Beban patah
: 12000 kg
•
Tegangan patah
: 159 kg/mm2
•
Berat tali
: 0,89 kg/m
•
Umur tali
: 13 bulan
Jenis dan Karakteristik Puli (Cakra) 1. Puli mekanisme Pengangkat •
Jenis
: Puli tetap dan bebas
•
Diameter
: 418,5 mm
•
Jumlah
: 7 buah
2. Puli Mekanisme Trolley •
Jenis
: Puli tetap
•
Diameter
: 541 mm
•
Jumlah
: 4 buah
Jenis dan Karakteristik Drum 1. Drum Mekanisme Pengangkat •
Jenis
: Drum ganda/ Alur standar
•
Diameter
: 418,5 mm
•
Panjang
: 1795,25 mm
•
Jumlah lilitan
: 276 lilitan
•
Tebal dinding
: 18 mm
•
Bahan
: S 35 C
2. Drum Mekanisme Trolley •
Jenis
: Drum ganda/ Alur standar
•
Diameter
: 541 mm
•
Tebal dinding
: 17 mm
•
Bahan
: Baja Khrom Molybdenum SFCM 80D
Jenis dan Karakteristik Motor Penggerak 1. Motor Penggerak Mekanisme Pengangkat •
Daya
: 80 kW
•
Putaran
: 1200 rpm
•
Bahan poros penggerak
: S 30 C
•
Diameter poros penggerak
: 8 cm
2. Motor Penggerak Mekanisme Trolley •
Daya
: 4,5 kW
•
Putaran
: 1200 rpm
•
Bahan poros penggerak
: S 35 C
•
Diameter poros penggerak
: 15 mm
3. Motor Penggerak Mekanisme Slewing •
Daya
: 30 kW
•
Putaran
: 500 rpm
Jenis dan Karakteristik Rem 1. Rem Mekanisme Pengangkat • Jenis: Rem cakra •
Jumlah: Satu
•
Bahan cakra: Besi cor
•
Bahan lapisan rem: Asbes
•
Diamater roda rem: 320 mm
•
Lebar Sepatu rem: 100 mm
2.Rem Mekanisme Trolley •
Jenis
: Rem blok ganda
•
Jumlah
: Satu
•
Bahan rem
: Besi cor
•
Bahan lapisan rem
: Asbes
•
Diamater roda rem
: 320 mm
•
Lebar sepatu rem
: 100 mm
3. Rem Mekanisme Slewing •
Jenis: Rem sepatu elektromagnetik
•
Jumlah: Satu
•
Bahan rem: Besi cor
•
Bahan lapisan rem: Asbes
•
Diamater roda rem: 500 mm
•
Lebar Sepatu rem: 200 mm
7.2 Saran Adapun saran yang terdapat dalam penulisan skripsi ini adalah : •
Terlebih dahulu survey lapangan untuk mendapatkan data dan keterangan lebih lanjut tentang mesin pemindah bahan yang akan dirancang ulang
•
Lebih memperbanyak diskusi kepada ahli yang memahami tentang crane untuk mendapatkan pengetahuan yang lebih luas serta mendapatkan pemahaman secara teoritis dari Tower crane.
