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

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

Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

MUHAMMAD ANHAR PULUNGAN NIM. 040401049

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2009 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kehadirat Allah SWT, atas segala karunia dan rahmatNya yang senantiasa diberikan kepada penulis sehingga penulis dapat menyelesaikan Skripsi ini. Skripsi ini adalah salah satu syarat untuk dapat lulus menjadi Sarjana Teknik di Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik, Universitas Sumatera Utara. Adapun Skripsi yang dipilih, diambil dari mata kuliah Mesin Pemindah Bahan, yaitu “ PERANCANGAN MEKANISME SPREADER GANTRY CRANE KAPASITAS ANGKAT 40 TON DENGAN TINGGI ANGKAT MAKSIMUM 41 METER YANG DIPAKAI PADA PELABUHAN LAUT “. Dalam penulisan Skripsi ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan pembahasan dan penyajian, baik dengan disiplin ilmu yang diperoleh dari perkuliahan, menggunakan literatur serta bimbingan dan arahan dari Dosen Pembimbing. Pada kesempatan ini, penulis tidak lupa menyampaikan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada : 1. Kedua orang tua tercinta, Ayahanda Abdul Kholid Pulungan. Spd dan Ibunda Iswita, adik-adik tersayang (Muhammad Iqbal Pulungan dan Mailita Sari Pulungan) atas doa, kasih sayang, pengorbanan dan tanggung jawab yang selalu menyertai penulis, dan kepada saudari Aninta Khairunnisa yang telah memberikan penulis semangat yang luar biasa sehingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini. 2. Ir. Alfian Hamsi, M.SC , selaku dosen pembimbing yang telah banyak meluangkan waktunya dan dengan sabar membimbing penulis hingga Skripsi ini dapat terselesaikan, 3. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikhwansyah Isranuri dan Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus,ST, MT, selaku Ketua dan Sekretaris Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik USU, 4. Bapak Ir. Tugiman, MT dan Ir Jaya Arjuna MSc sebagai dosen pembanding yang dapat menyempurnakan hasil dari seminar saya. 5. Bapak/ Ibu Staff Pengajar dan Pegawai Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik USU. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

6. Bapak Sigit selaku pembimbing dari PT. PELABUHAN INDONESIA I UNIT TERMINAL PETI KEMAS BELAWAN (UTPK) yang telah banyak memberikan data survei kepada penulis, 7. Bapak Drs. H. M. Edy Zulkarnain, AK, MSi selaku pembimbing dari PT. PELABUHAN INDONESIA I UNIT TERMINAL PETI KEMAS BELAWAN (UTPK) yang telah banyak memberikan data kepada penulis 8. Teman-teman stambuk 2004 khususnya, yang menjadi teman diskusi dan menemani penulis selama mengikuti studi dan menyusun skripsi ini. 9. Serta semua pihak yang banyak membantu penulis dalam menyelesaikan Skripsi ini.

Penulis menyadari bahwa Skripsi ini masih jauh dari sempurna, oleh karena itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang sifatnya membangun demi penyempurnaan di masa mendatang. Akhir kata, penulis berharap semoga tulisan ini berguna bagi kita semua. Semoga Allah SWT selalu menyertai kita.

Medan,

Maret 2009

Penulis,

Muhammad Anhar Pulungan 040401049

Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

DAFTAR ISI KATA PENGHANTAR ...............................................................................................................i DAFTAR ISI..............................................................................................................................iv DAFTAR LAMPIRAN ................................................................................................................vii DAFTAR GAMBAR ...................................................................................................................viii DAFTAR TABEL ........................................................................................................................x DAFTAR NOTASI .....................................................................................................................xi

BAB I

PENDAHULUAN ...........................................................................................1 1.1

Latar Belakang Perancangan..................................................................... 1

1.2

Tujuan Perancangan .................................................................................2

1.3

Batasan Masalah Perancangan ................................................................. 2

1.4

Sistematika Penulisan................................................................................3

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA...................................................................................4 2.1

Mesin Pemindah Bahan .......................................................................... 4

2.2

Klasifikasi Pesawat Pengangkat...............................................................4

2.3

Dasar-dasar Pemilihan Pesawat Pengangkat ........................................... 5

2.4

Gantry Crane ..........................................................................................8

2.5

Cara Kerja Gantry Crane .......................................................................... 11

2.5.1

Gerakan Hoist .........................................................................................11

2.5.2

Gerakan Transversal ................................................................................11

2.5.3

Gerakan Longitudinal ..............................................................................12


2.5.4

Spesifikasi Perancangan .......................................................................... 12

2.5.5

Spreader ................................................................................................. 12

2.5.5.1

Tali Baja .................................................................................................. 13

2.5.5.2 2.5.5.3 BAB III

Puli dan Sistem Puli .............................................................................14 Drum ..................................................................................................... 16

METHODOLOGI PERANCANGAN MEKANISME SPREADER ................................................................................................20

3.1

Pengumpulan Data ...................................................................................20

3.2

Parameter yang diamati ........................................................................... 21

3.2.1

Karakteristik Mesin Pengangkat ...............................................................21

3.2.2

Number of bend Puli ................................................................................22

3.2.3

Kondisi Operasi ........................................................................................22

3.3

Perhitungan Mekanisme Gantry ...............................................................23

3.4

Perhitungan Mekanisme Spreader............................................................28

3.4.1

Perhitungan Tali Baja ...............................................................................28

3.4.2

Perhitungan Drum....................................................................................33

3.4.3

Perhitungan Puli.......................................................................................36

3.4.4

Perhitungan Spreader ..............................................................................37

3.4.5

Perhitungan Motor Penggerak Spreader ..................................................43

3.4.5.1 Perhitungan Transmisi Mekanisme Spreader ........................................... 46 3.4.5.2 Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat I ..................................................47 3.4.5.3 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat I ................................................50 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

3.4.5.4 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat II ...............................................52 3.4.5.5 Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat III ..............................................54 3.4.6 3.5

Perhitungan Sistem Rem Mekanisme Spreader ........................................ 57 Perhitungan Mekanisme Trolley ...............................................................60

3.5.1

Perhitungan Tali Baja ...............................................................................60

3.5.2

Perhitungan Drum....................................................................................67

3.5.3

Perhitungan Puli.......................................................................................69

3.5.4

Perhitungan Motor Penggerak Trolley ......................................................69

3.5.5

Perhitungan Transmisi Mekanisme Trolley ...............................................72

3.5.5.1 Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat I ..................................................73 3.5.5.2 Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat II .................................................74 3.5.5.3 Perhitungan Dimensi Roda Gigi Tingkat III ................................................75 3.6

Perhitungan Konstruksi Boom dan Girder .................................................77 3.6.1

Perhitungan Boom ...................................................................................77

3.6.2

Perhitungan Girder ..................................................................................80

3.7

Perhitungan Sistem Rem Mekanisme Trolley ............................................83

3.8

Perhitungan Mekanisme Gantry ...............................................................85

3.8.1

Perhitungan Roda Jalan ............................................................................85


BAB IV

PERHITUNGAN BANTALAN dan KOPLING ..........................................87

4.1

Pehitungan Bantalan Poros Utama Pada Spreader ................................... 87

4.2

Perhitungan Bantalan Poros Utama Pada Trolley ..................................... 89

4.3.

Perhitungan Kopling Pada Spreader.........................................................90

4.4

Perhitungan Kopling Pada Trolley ............................................................93

BAB V

KESIMPULAN.............................................................................................95 SARAN ......................................................................................................97

DAFTAR PUSTAKA...................................................................................................................98 LAMPIRAN ..............................................................................................................................99


DAFTAR LAMPIRAN

Lampiran 1. Effisiensi Puli 2. Harga Minimum Faktor K, e1 dan e2 3. Tipe Tali Baja 4. Jumlah Lengkungan Tali 5. Harga Faktor m, C, C1 dan C2 6. Harga a, z2 dan β 7. Sifat Mekanis Baja Paduan 8. Dimensi Alur Drum 9. Diameter Puli 10. Diameter Poros 11. Sifat-sifat Baja Karbon Untuk Konstruksi Mesin 12. Karakteristik Material Gesek 13. Dimensi Bantalan 14. Sifat-sifat Baja Pegas 15. Baja I Profil Normal 16. Baja L Sama Sisi


DAFTAR GAMBAR

Gambar

Halaman

1

1.1

Gantry Crane

2

2

2.1

Crane Berpalang

7

3

2.2

Crane Girder Tunggal Overhead

7

4

2.3

Crane Girder Ganda Overhead

8

5

2.4

Crane Gantry

8

6

2.5

Crane Semi Gantry

8

7

2.6

Spreader

10

8

2.7

Trolley yang Digerakkan Motor

10

9

2.8

Mobil Crane

11

10

2.9

Gambar Kountainer

11

11

2.10

Puli Tetap Tunggal

16

12

2.11

Sistem pada Drum

17

13

2.12

Drum

18

14

2.13

Diagram Alir pada Spreader

19

15

3.1

Gantry Crane

20

16

3.2

Mekanisme perhitungan dari Gantry

23

17

3.3

Arah Gaya pada batang A dan B

24

18

3.4

Arah Gaya pada titik D

25


19

3.5

20

3.6

Arah Gaya pada titik C

25

Arah Gaya pada titik F

26

21

3.7

Arah Gaya pada titik G

26

22

3.8

Konstruksi Serat Tali Baja

29

23

3.9

Diagram Sistem Mekanisme Pengangkat

30

24

3.10

Diagram Lengkungan Tali

30

25

3.11

Puli

36

26

3.11

Spreader

38

27

3.12

Diagram Pembebanan pada Spreader

38

28

3.13

Diagram Benda Bebas pada tumpuan A

40

29

3.14

Diagram Benda Bebas pada tumpuan B

41

30

3.15

Tranmisi Mekanisme Pengangkat

46

31

3.16

Nama-nama Bagian Roda Gigi

49

32

3.17

Gaya pada Roda Gigi

50

33

3.18

Sistem Rem Pengangkat

57

34

3.19

Diagram Untuk Menentukan Tahanan Gesek

62

35

3.20

Diagram Untuk Menentukan Tahanan Cakram

63

36

3.21

Diagram Sistem Trolley

64

37

3.22

Diagram Untuk Menentukan Tegangan Tali

64

38

3.23

Diagram Lengkungan

66

39

3.24

Konstruksi Boom

77

40

3.25

Pembebanan pada Boom

77


41

3.26

Kostruksi Girder

80

42

3.27

Pembebanan pada Girder

81

43

3.28

Diagram untuk menentukan tahanan Gesek

86

44

4.1

Bantalan Gelinding

87

45

4.2

Kopling Flens Kaku

91


DAFTAR TABEL Tabel

Halaman

1

3.1

Dimensi-dimensi Puli

36

2

3.2

Tekanan yang DiizinkanDengan Kecepatan Luncur

37

3

3.3

Spesifikasi Hasil Perhitungan Roda Gigi

56

4

3.4

Dimensi Puli pada Mekanisme Trolley

69


DAFTAR NOTASI

Notasi

Keterangan

Satuan

Q

Kapasitas Maksimum

Kg

S

Tegangan Tali Maksimum

Kg

p

Kekuatan Putus Tali

Kg

K

Faktor Keamanan

Pb

Beban Patah

Kg

W

Tahanan Akibat Gesekan

Kg

d

Diameter Dalam

mm

D

Diameter Luar

mm

F114

Luas Penampang Tali Baja

mm2

N

Daya

Hp

C

Faktor KonstruksiTali

r

Jari-jari

Z

Jumlah Lilitan

H

Tinggi Angkat

m

L

Panjang

mm

w

Tebal

mm

v

Kecepatan

m/s

M

Momen

Kg.m

n

Putaran

rpm

mm


I

Momen inersia

mm4

g

Gravitasi

m/s2

t

Waktu

s

i

Perbandingan Tranmisi

T

Torsi

N.m

m

Modul

mm

a

Jarak Sumbu Poros

mm

hk

Tinggi Kepala Gigi

mm

hi

Tinggi Kaki Gigi

mm

ck

Kelonggaran Puncak

mm

Ft

Gaya Tangensial

Kg

A

Luas

mm2

Y

Faktor Bentuk Gigi

Sf

Faktor Keamanan Bahan

f

Lengkungan Tali Izin

mm

Dw

Diameter Roda Jalan

mm

E

Modulus Elastisitas

Kg/m2

Fa

Gaya Aksial

N

Fr

Gaya Radial

N

σb

Tegangan Patah

Kg/m2

η

Effisiensi

α

Sudut Tekan


σi

Tegangan Izin

Kg/m2

τ

Tegangan Geser

Kg/m2

δ

Koefisien Efek Massa

β

Koefisien Pengereman

ε

Faktor Tahanan Puli

σw

Tegangan Lentur

μ

Koefisien Gesek

Kg/m2


BAB I PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang Perencanaan

Transport jarak jauh tetap merupakan faktor yang sangat penting saat ini sebagai sarana untuk mengangkut barang-barang yang dibutuhkan manusia. Untuk mengangkut barang dalam jumlah yang banyak serta jarak yang terpisah oleh laut, maka pengangkutan dengan kapal laut merupakan sarana yang paling efektif. Agar kualitas barang yang diangkut tetap baik, aman dan operasi bongkar muat lebih cepat, maka dibuatlah suatu wadah barang yang dapat diangkut dari pelabuhan ke kapal atau sebaliknya yang disebut dengan peti kemas, dimana wadah tersebut juga dapat disimpan dilapangan terbuka sehingga tidak diperlukan lagi gudang sebagai tempat penyimpanan barang dan dengan demikian dapat mengurangi biaya pengeluaran. Kecenderungan untuk memakai peti kemas saat ini semakin tinggi seiring dengan semakin berkembangnya pertumbuhan ekonomi indonesia yang terlihat semakin ramainya kegiatan ekspor dan impor dipelabuhan-pelabuhan besar. Sehubungan dengan itu maka dibutuhkan suatu pesawat pengangkat yang dapat mengangkat dan memindahkan peti kemas dari pelabuhan ke kapal atau sebaliknya dengan gerak dan mobilitas yang baik dan aman. Muatan dapat dibedakan menjadi muatan curah dan muatan satuan. Bahan yang ditangani dalam bentuk curah terdiri atas banyak partikel atau gumpalan yang homogen misalnya: batubara, bijih, semen, pasir, tanah, batu, tanah liat dan sebagainya. Fasislitas transport mendistribusikan muatan ke seluruh lokasi di dalam perusahaan, memindahkan bahan di antara unit proses yang langsung terlibat dalam produksi, dan membawa produk jadi dan limbah ke tempat produk tersebut akan di muat dan dikirim keluar perusahaan. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

1.2. Tujuan Perencanaan

Perencanaan ini bertujuan untuk merancang sebuah pesawat pengangkat yaitu Gentry Crane pada Spreader dan Trolley yang berguna untuk mengangkat peti kemas pada sebuah pelabuhan laut.

1.3 Manfaat Perancangan

Manfaat dari perancangan ini adalah untuk membantu mencari seluruh kekuatan batang yang terjadi pada Gantry, Spreader dan Trolley serta mengaplikasikan ilmu mata kuliah yang berhubungan dengan perancangan ini

1.4. Batasan Masalah Perencanaan

Pada perencanaan ini, Gantry Crane yang direncanakan digunakan untuk kapasitas angkat 40 Ton. Karena luasnya permasalahan yang terdapat pada perencanaan Gantry Crane ini, maka perlu pembatasan permasalahan yang akan dibahas.

Pada perencanaan ini yang akan dibahas adalah mengenai komponen komponen utama Gantry Crane sebagai berikut : Motor penggerak, kopling, sistem transmisi, rem, dan bantalan pada setiap gerakan gantry.


Gambar 1.1 Gantry Crane

1.5. Sistematika Penulisan

Tugas Akhir ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis besar tiap bab adalah sebagai berikut : Bab I : Pendahuluan Bab ini berisikan latar belakang penulisan, tujuan penulisan, batasan masalah, dan sistematika susunan laporan.

Bab II : Tinjauan Pustaka Bab ini berisikan landasan teori mengenai teori mengenai Gantry Crane, pemakaian Gantry Crane serta bagian utama Gantry Crane yang meliputi Roda jalan, Trolley dan Spreader yang dipakai pada pelabuhan laut tersebut.

Bab III : Methodologi Perancangan Mekanisme Spreader Bab ini berisikan data-data Gantry Crane, dimana pada data-data tersebut akan dicari perancangan dari gantry, trolley dan spreader tersebut.


Bab IV : Perhitungan Bantalan dan Kopling Bab ini berisikan mengenai perhitungan bantalan dan kopling dari trolley dan spreader yang akan dirancang.

Bab V : Kesimpulan dan Saran Bab ini sebagai penutup berisikan kesimpulan yang diperoleh dan saran untuk pengembangan Gantry Crane selanjutnya.

Daftar Pustaka Daftar pustaka berisikan literatur-literatur yang digunakan untuk menyusun laporan ini.

Lampiran Lampiran berisikan tabel-tabel yang digunakan dalam perhitungan untuk menyusun skripsi yang digunakan.


BAB II TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Mesin Pemindah Bahan

Mesin pemindah bahan merupakan salah satu peralatan mesin yang digunakan untuk memindahkan muatan dilokasi pabrik, konstruksi, tempat penyimpanan, pembongkaran muatan dan sebagainya. Pemilihan mesin pemindah bahan yang tepat pada tiap-tiap aktivitas diatas, akan meningkatkan effesiensi dan daya saing dari aktivitas tersebut. Mesin pemindah bahan dalam operasinya dapat diklasifikasikan atas : 1. Pesawat Pengangkat Pesawat pengangkat dimaksudkan untuk keperluan mengangkat dan memindahkan barang

dari

suatu

tempat

ketempat

yang

lain

yang

jangkauannya relatif terbatas. Contohnya; Crane, elevator, lift, excalator dll. 2. Pesawat Pengangkut Pesawat pengangkut dapat memindahkan muatan secara berkesinambungan tanpa berhenti dan dapat juga mengangkut muatan dalam jarak yang relatif jauh. Contohnya; Conveyor. Karena yang direncanakan adalah alat pengangkat peti kemas maka pembahasan teorinya lebih di titik beratkan pada pesawat pengangkat.


2.2. Klasifikasi Pesawat Pengangkat Menurut dasar rancangannya, pesawat pengangkat dikelompokkan atas tiga jenis yaitu : 1. Mesin Pengangkat (Hoisting Machine), yaitu mesin yang bekerja secara periodik yang digunakan untuk mengangkat dan memindahkan beban. 2. Crane, yaitu kombinasi dari mesin pengangkat dan rangka yang bekerja secara bersama-sama untuk mengangkat dan memindahkan beban. 3. Elevator, yaitu kelompok mesin yang bekerja secara periodik untuk mengangkat beban pada jalur padu tertentu. Sedangkan jenis-jnis utama Crane dapat dikelompokkan lagi menjadi : 1. Crane putar diam 2. Crane yang bergerak pada rel 3. Crane tanpa lintasan 4. Crane yang dipasang diatas traktor rantai 5. Crane tipe jembatan Crane tipe jembatan dapat dikelompokkan lagi menjadi : 1. Crane berpalang 2. Crane berpalang tunggal untuk gerakan overhead 3. Crane berpalang ganda untuk gerakan overhead 4. Gantry Crane dan semi Gantry

2.3. Dasar-dasar Pemilihan Pesawat Pengangkat Dalam pemilihan pesawat pengangkat perlu diperhatikan beberapa faktor antara lain : 1. jenis dan ukuran dari beban yang akan diangkat, misalnya untuk beban terpadu; bentuk, berat, volume, sifat rapuh dan liat, suhu dan sebagainya. Untuk beban tumpahan; ukuran gumpalan, kemungkinan lengket, sifat-sifat kimia, sifat mudah remuk dsb.


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

Gambar 2.1 Crane berpalang


Gambar 2.2 Crane girder tunggal overhead

Gambar 2.3 Crane girder ganda overhead

Gambar 2.4 Crane gantry Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Gambar 2.5 Crane semi gantry Pemilihan pesawat pengangkat juga ditentukan oleh pertimbangan dari segi ekonominya, misalnya biaya pemasangan, operasi, perawatan, dan juga penyusutan dari harga muka pesawat tersebut.

2.4. Gantry Crane

Gantry crane adalah termasuk dalam kelompok crane tipe jembatan dimana jembatannya dilengkapi dengan kaki pendukung yang tinggi dapat bergerak pada jalur rel yang dibentang diatas permukaan tanah. Crane ini umumnya dioperasikan dilapangan terbuka, dan pada perencanaan ini gantry crane direncanakan dioperasikan pada sebuah pelabuhan laut untuk mengangkat peti kemas. Dalam mengoperasikan Crane, ada beberapa hal yang perlu diperhatikan operator sebelum menjalankan Crane: 1. Radius Beban 2. Tahanan Gelinding 3. Tahanan Kemiringan Benda Kerja 4. Koefisien Traksi 5. Gaya Traksi (Rimpull) 6. Ketinggian Daerah Kerja (Altitude) Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Adapun komponen utama gantry crane ini adalah : 1. Spreader Spreader berfungsi untuk menjepit peti kemas pada saat pengangkatan atau penurunan dari atau ke kapal.

Tali

Puli

Spreader

Gambar 2.6 Spreader 2. Trolley Trolley berfungsi sebagai tempat bergantungnya spreader dan juga untuk menggerakkan spreader pada saat mengangkat dan menurunkan peti kemas. Trolley terletak pada konstruksi girder dan boom. Pada trolley ini juga kabin operator untuk mengoperasikan crane.

Gambar 2.7 Trolley yang digerakkan motor


3. Gantry

Gantry bergerak sepanjang rel yang ditentukan untuk memudahkan menaikkan atau menurunkan peti kemas. Pada Gantry terdapat rel yang memiliki panjang rel ± 1.000 meter. Dalam satu lintasan terdapat 6 gantry yang dimana ada 4 gantry yang melayani internasional dan 2 gantry yang melayani domestik. 4. Peti Kemas Peti kemas adalah Alat yang berfungsi sebagai penyimpan bahan baku produksi ataupun bahan jadi. Peti kemas biasanya terbuat dari paduan logam tertentu. Peti kemas biasanya terdiri dari ukuran yang berbeda-beda, untuk memudahkan pengumpulan/ penyusunan peti kemas dibantu oleh mobil crane yang dimana mobil crane dapat memindahkan peti kemas dari tempat satu ketempat lainnya yang sudah ditentukan dari UTPK untuk menjaga keamanan dari kinerja Gantry Crane.

Gambar 2.8 Mobil Crane Mobil Crane hanya berfungsi untuk menyusun dan memindahkan peti kemas dari mobil container, selanjutnya mobil container membawa peti kemas tersebut ke Gantry Crane untuk dimuat kedalam kapal.


Gambar 2.9 Gambar Kontainer

2.5. Cara Kerja Gantry Crane Gantry crane mempunyai tiga kabin untuk mengoperasikannya yaitu : 1. Kabin utama (kabin operator) 2. Kabin boom hoist 3. kabin pemeriksaan Adapun cara kerja dari Gantry crane ini dapat dibagi atas empat gerakan yaitu : 1. Gerakan hoist 2. Gerakan transversal 3. Gerakan longitudinal

2.5.1. Gerakan Hoist

Gerakan hoist ini adalah gerakan atau turun untuk mengangkat tau menurunkan peti kemas yang telah dijepit oleh spreader yang diikat melalui tali baja yang digulung oleh drum, dimana drum ini digerakkan oleh elektromotor. Apabila posisi angkatnya telah sesuai sperti yang dikehendaki maka gerakan drum ini dapat dihentikan melalui rem melalui handle yang berada pada kabin operator.


2.5.2 Gerakan Transversal

Gerakan transversal ini adalah gerakan berpindah pada arah melintang yang dilakukan oleh trolley melalui tali baja yang digulung pada drum, trolley bergerak pada rel yang bergerak yang terletak diatas girder dan boom yang digerakkan oleh elektromotor. Gerakan ini akan berhenti jika arus listrik pada elektromotor diputuskan dan sekaligus rem bekerja.

2.5.3 Gerakan Longitudinal

Gerakan longitudinal ini disebut juga gerakan gantry yaitu gerakan memanjang pada rel besi yang terletak pada permukaan tanah yang dilakukan melalui roda gigi transmisi. Dalam hal ini motor memutar roda jalan kearah yang diinginkan (maju atau mundur) dan setelah jarak yang diinginkan tercapai, maka arus listrik akan terputus dan sekaligus rem bekerja.

2.5.4. Spesifikasi Perencanaan Sebagai data perbandingan atau dasar perencanaan pesawat pengangkat ini, dibawah ini tercantum spesifikasi teknik dari crane pengangkat peti kemas yang diambil dari hasil survey pada PT. PELABUHAN INDONESIA I Cabang Belawan ; Kapasitas angkat

= 40 ton

Tinggi angkat

= 41 meter

Kecepatan angkat

= 50 m/menit

Panjang perpindahan trolley

= 77 meter

Kecepatan trolley

= 125 m/menit

Panjang perpindahan gantry

= 240 meter

Kecepatan gantry

= 45 m/menit

Berat total Gantry Cranre

= 700 Ton


2.5.5. Spreader

Spreader berfungsi untuk menjepit peti kemas pada saat pengangkatan atau penurunan dari atau ke kapal. Pada spreader terdapat komponen utama yang menunjang sistematis dari spreader tersebut, adapun komponen-komponen utama yang terdapat pada spreader adalah:

2.5.5.1. Tali Baja (Wire Ropes)

Tali baja digunakan secara luas pada mesin-mesin pengangkat sebagai perabot pengangkat. Pada tali baja kawat pada bagian luar akan mengalami keausan yang lebih parah dan putus lebih dahulu dibandingkan dengan bagian dalamnya. Sehingga bagian luar tali kawatnya mulai terputus-putus jauh sebelum putus dan menandakan tali baja tersebut perlu diganti. Tali baja terbuat dari kawat baja dengan kekuatan σb = 130 sampai 200 kg/mm2 , didalam proses pembuatannya kawat baja diberi perlakuan panas tertentu dan digabung dengan penarikan dingin, sehingga menghasilkan sifat mekanis kawat baja yang tinggi. Tegangan tali maksimum dari sistem tali puli dihitung dengan rumus :

S=

Q nηη 1

Dimana : Q = 54000 Kg n = Jumlah tali penggantung = 8 η = Efesiensi puli = 0,918 η1 = Efesiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuan akibat Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

dimana kekuatan putus tali sebenarnya P = S.K Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core (N. Rudenko) dengan : •

Beban patah

: Pb = 45200 Kg

•

Tegangan patah

: σ b = 180 Kg/m

•

Berat tali

: W = 2,81 Kg/m

•

Diameter tali

: d = 27,8 mm

Maka tegangan maksimum tali yang diizinkan : Sizin =

Pb K

Tegangan tarik yang diizinkan : σizin =

σb K =

180 = 32,73 Kg mm 2 5,5

Luas penampang tali baja dapat dihitung dengan rumus : F114 =

S σb d .50000 − K Dm


Pemilihan Tali Baja

Fenomena yang sangat rumit terjadi di dalam pengoperasian tali, karena banyak parameter yang tidak dapat ditentukan dengan tepat. Setiap kawat didalam tali yang ditekuk mengalami tegangan yang rumit, yang merupakan gabungan tegangan tarik, lentur dan puntir serta ditambah dengan saling menekan dan bergesekan diantara kawat dan untaian. Akibatnya, tegangan total yang terjadi dapat ditentukan secara analistis hanya pada tingkat pendekatan tertentu.

2.5.5.2. Puli dan Sistem Puli

Puli (disebut juga kerek atau katrol) yaitu cakra (disc) yang dilengkapi dengan tali (rope) yang merupakan suatu keping bundar, terbuat dari logam maupun bukan logam, misalnya besi tuang, kayu, atau plastik. Pinggiran cakra diberi alur (groove) yang berguna untuk laluan tali (rope). Tekanan bidang yang terjadi sebesar :

P=

Q l.d1

Dimana : P = Tekanan pada bidang gandar/poros puli Puli ada dua macam, yaitu puli tetap (fixed pulley) dan puli bergerak (movable pulley). Puli tetap terdiri dari sebuah cakra dan sebuah tali yang dilingkarkan pada alur (groove) dibagian atas nya dan pada ujungnya digantungi beban. Puli bergerak terdiri dari cakra dan poros yang bebas. Tali dilingkarkan dalam alur dibagian bawah, salah satu ujung diikatkan tetap dan ujung lainnya ditahan atau ditarik pada waktu pengangkatan, bebandigantungkan pada spreader yang tergantung pada poros.


Gambar2.10 Puli tetap tunggal Keterangan gambar : R = Jari-jari d’= Diameter poros tali µ = Koefisien gesek Q= Lengan gaya

Sistem puli adalah kombinasi dari beberapa puli tetap dan puli bergerak atau terdiri dari beberapa cakra puli. Biasanya menggunakan system puli ganda (multiple pulley system untuk menghindari kesalahan pada waktu operasi pengangkatan yang menggantungkan beban langsung pada ujung tali. Kesalahan pengangkatan ini disebabkan oleh bagiab-bagian tali yang berada dalam satu bidang yang menyebabkan beban berayun. Dengan system puliganda yang mengangkat beban dalam arah tegak, yang lebih stabil, dapat mereduksi beban yang bekerja pada tali sehingga diameter puli dan drum dapat lebih kecil.


2.5.5.3. Drum

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

Gambar 2.11 Sistem pada Drum


Gambar 2.12 Drum

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


Gambar 2.13 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

BAB III METHODOLOGI PERANCANGAN MEKANISME SPREADER

3.1

Pengumpulan Data Sebelum melakukan analisa perlu adanya melakukan pengumpulan data. Hal ini

dilakukan untuk mendapatkan informasi tentang gambaran secara analitik terhadap atas sesuatu yang akan dihitung. Data-data yang didapatkan akan menjadi acuan dalam perhitungan yang akan dilakukan. Maka perlu ada beberapa parameter yang harus diperhatikan untuk mendapatkan data yang cukup. PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan salah satu perusahaan export dan import yang menggunakan Gantry Crane. Alat pengangkat untuk mengangkat bahan baku yang menggunakan crane yaitu jenis Gantry crane.

2

3

1 4

Gambar 3.1 Gantry Crane


Dimana : 1. Trolley dan Spreader. 2. Boom. 3. Mesin Utama. 4. Girder.

3.2 Parameter yang Diamati Perhitungan yang dilakukan untuk mengetahui jenis Number of Bend (NB) yang optimum, maka perlu ada parameter-parameter yang harus diamati, yaitu :

3.2.1 Karakteristik Mesin Pengangkat Parameter teknis utama dari mesin pengangkat adalah kapasitas angkat, berat mati mesin tersebut, dan sebagainya. Kapasitas angkat maksimum : 40 ton Tinggi angkat

: 41 meter

Kecepatan angkat

: 50 meter/menit

Secara design mesin pengangkat di PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan jelas tampak jenis pengangkat yang digunakan yaitu Gantry crane. Terlihat dari ciri-cirinya, terletak di atas rel, mempunyai lengan penyangga (boom) sebagai pengatur posisi dan sebagai pembawa peti kemas dari tempat pengangkatan bahan kemudian memasukkan peti kemas kedalam kapal.


3.2.2 Number of Bend Puli Komponen-komponen dari crane jenis gantry pada trolley ini memakai sistem puli yang dipakai adalah jenis sistem puli dengan 5 puli dengan 8 lengkungan. Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core dengan i = 6750 kg. Sistem puli ini perlu dianalisa untuk membuktikan sistem puli dengan 8 lengkungan (number of bend) yang digunakan memang adalah sistem puli yang sangat tepat untuk melakukan pengangkatan atau ada sistem puli lain mempunyai nilai ekonomis yang tinggi.

3.2.3 Kondisi Operasi Crane yang dipakai untuk membantu proses produksi di operasikan dengan bantuan kontrol dari operator. Gantry berada dilapangan terbuka. Pembagian sift kerja di PT. UNIT TERMINAL PETI KEMAS INDONESIA ( UTPK ) cabang Belawan Medan dibagi dengan tiga shift. Gantry bekerja untuk pengangkatan peti kemas, dengan kapasitas 80% sampai 98% dari kapasitas angkat maksimum. Dalam periode waktu 24 jam crane bekerja ± 24 jam, dengan ini crane di kategorikan mesin yang bekerja tinggi dan maksimum.


3.3

Perhitungan Mekanisme pada mekanisme Gantry

DBB I

Gambar 3.2 Mekanisme perhitungan dari Gantry

∑MA = 0 W1 . ( 27 + 35 )m + W2 . 21,98 – By . 27 = 0 By = By = By = 235,052 Ton ( )

∑MB = 0 W1 . 35 + W2 ( 21,98 + 27 ) + Ay . 27 = 0 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

-Ay = Ay = -241,052 Ton ( )

DBB II

Gambar 3.3 Arah Gaya pada batang A dan B


Pada titik D

Gamabar 3.4 Arah Gaya pada titik D

∑Kx = 0

∑Ky = 0

S6 = 0

S2 + S5 = 0 S5 = -S2 S5 = -241,052 Ton ( Tekan )

Pada titik C

Gambar 3.5 Arah Gaya pada titik C


∑Kx = 0

∑Ky = 0

S4 cos α = 0

S3 + S4 sin α – S1 = 0

S4 = 0

S3 = S1 – S4 sin 35,7o S3 = 241,052 – 0 .sin 35,7 S3 = 241,052 Ton (Tarik )

Pada titik F

Gambar 3.6 Arah Gaya pada titik F

∑Kx = 0

∑Ky = 0

S12 – S7 = 0

S9 – S5 = 0

S12 = S7

S9 = S5 S9 = 235,052 Ton


Pada titik G

Gambar 3.7 Arah Gaya pada titik G

∑Kx = 0

∑Ky = 0

S8 cos α – S10 cos α = 0

S8 sin α + S10 sin α – S9 = 0

S8 cos 38,2 – S10 cos 34,94 = 0

S8 sin (38,2) + S10 sin(34,94) – 235,052

S8 (0,785) – S10 ( 0,819 ) = 0

S8 (0,618) + S10 (0,572) = 235,052

Disubsitusikan dari ∑Kx dan ∑Ky ; S8 (0,618) + S10 (0,572 ) = 235,052

x 0,785

S8 (0,785) – S10 ( 0,819 ) = 0

x 0,618

S8 ( 0,48513 ) + S10 ( 0,44902 ) = 184,51582 S8 ( 0,48513 ) – S10 ( 0,506142 ) = 0

-

S10 ( 0,955162) = 184,51582 S10 = S10 = 193,178 Ton


Dari persamaan ∑Kx = 0 S8 cos 38,2 – S10 cos 34,94 = 0 S8 cos 38,2 – 193,178 cos 34,94 = 0 S8 ( 0,785 ) – 193,178 ( 0,819 ) = 0 S8 = S8 = 201,545 Ton


3.4. Perhitungan Mekanisme Pengangkatan (Hoisting) pada Spreader.

Perencanaan mekanisme untuk gerakan pengakatan meliputi perencanaanperencanaan : 1. Tali baja 2. Puli 3. Drum 4. Motor penggerak 5. Sistem Transmisi

3.4.1. Perhitungan Tali Baja

Tali baja digunakan untuk mengangkat dan menurunkan beban pada gerakan hoist. Tali baja adalah tali yang dukonstruksikan dari kumpulan-kumpulan jalinan serat (steel wire) dipintal hingga mencapai jalinan (strand), kemudian beberapa strand dijalin pula pada satu inti (core) sehingga membentuk tali. Salah satu bentuk struktur tali dapat dilihat pada gambar 3.8.

Hal-hal yang mendasari pemilihan tali baja adalah : 1. Lebih ringan dibandingkan dengan rantai 2. Lebih tahan terhadap sentakan 3. Operasi yang tenang 4. Menunjukkan tanda-tanda yang jelas bila putus 5. Lebih fleksible.


Gambar 3.8 Konstruksi serat tali baja

Dalam perencanaan ini berat muatan yang diangkat adalah 40 ton. Karena pada pengangkat dipengaruhi beberapa faktor, seperti overload, keadaan dinamis dalam operasi dan perubahan air yang tak terduga karena Gantry crane terdapat dipesisir pantai yang cuaca nya dapat berubah akan terjadi hujan yang dapat menambah berat dari peti kemas tersebut, maka diperkirakan penambahan beban 10% dari beban semula sehingga berat muatan yang diangkat menjadi : Q0

= 40000 + (10% x 40000) = 44000 Kg

Kapasitas angakat total pesawat adalah : Q

= Q0 + G

Dimana : G

= Berat speader =10000 Kg ……………….. (data survey)

maka : Q

= 44000 + 10000 = 54000 Kg


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

Gambar 3.8. Diagram sistem mekanisme pengangkat


Gambar 3.9. Diagram lengkungan tali Dari gambar 3.9 dapat dilihat diagram lengkungan tali yang dapat menentukan tegangan tali yang dapat menentukan tegangan tali maksimum baja yang terjadi. Sistem pengangkat yang direncanakan ini terdiri dari 8 buah tali penggantung, sehingga :

Q = S1 + S 2 + S3 + S 4 + S5 + S6 + S7 + S8 Tegangan tali maksimum dari sistem tali puli dihitung dengan rumus :

S=

Q nηη 1

Dimana : Q = 54000 Kg n = Jumlah tali penggantung = 8 η = Efesiensi puli = 0,918 η1 = Efesiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuan akibat menggulung pada drum yang diasumsikan 0,98 ( N. Rudenko hal. 41) Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

maka :

S=

54000 = 7503,0012 = 7503kg 8.0,918.0,98

dimana kekuatan putus tali sebenarnya P = S.K Dengan : S = 7503 Kg K = Faktor keamanan dari buku N. Rudenko hal. 42 (K = 5,5) pengoperasian medium Maka : P = 7503.5,5 = 41266,5 Kg

Tipe tali baja yang dipilih adalah menurut standart United rope works, roterdam Holland yaitu 6 x 41+1 fibre core (N. Rudenko) dengan : •

Beban patah

: Pb = 45200 Kg

•

Tegangan patah

: σ b = 180 Kg/m

•

Berat tali

: W = 2,81 Kg/m

•

Diameter tali

: d = 27,8 mm

Maka tegangan maksimum tali yang diizinkan : Sizin =

Pb K =

45200 = 8218,18 Kg 5,5


Tegangan tarik yang diizinkan : σizin =

σb K =

180 = 32,73 Kg mm 2 5,5

Luas penampang tali baja dapat dihitung dengan rumus : F114 =

S σb d .50000 − K Dm

 Dmin   untuk jumlah  d 

Dimana perbandingan diameter drum dan diameter tali baja  lengkungan (NB) = 15 seperti terlihat pada gambar 3.9 adalah 37,5 =

7503 = 4,07cm 2 18000 1 − .50000 5,5 35

Tegangan tarik yang terjadi pada tali baja adalah : σt

=

S F114

=

7503 4,07

= 1843,49 Kg/cm2 = 18,435 Kg/mm2. Terlihat bahwa perencanaan tali aman untuk digunakan mengingat tegangan maksimum tali yang direncanakan lebih rendah dari tegangan maksimum izin yaitu : 7503 Kg < 8218,18 Kg dan tegangan tarik yang diizinkan lebih besar dari tegangan tarik yang direncanakan yaitu : 32,73 Kg/mm2 > 18,435 Kg/mm2. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

3.4.2 Perhitungan Drum

Drum untuk tali baja dibuat dari yang licin dengan flens yang tinggi untuk memungkinkan menggulung tali dalam beberapa gulungan. Diameter drum : D > 10 d,dimana drum untuk tali baja terbuat dari bahan besi tuang, jarang sekali yang dari baja tuang dengan memperhitungkan gesekan bearing, maka : ŋ = ± 0,95 Ketahanan tali baja ditentukan berdasarkan umur operasi tali baja tersebut. Umur tali baja dicari dengan rumus :

N=

z a..z 2ϕβ

Dimana : z

= Jumlah lengkungan berulang yang menyebabkan kerusakan tali

a

= Jumlah siklus rata-rata perbulan

Z2

= Jumlah siklus berulang persiklus

φ

= Hubungan langsung antara jumlah lengkungan dan jumlah putus tali

β

= Faktor perubahan gaya tekan

N

= Umur tali dalam bulan

Z dicari dengan menentukan besar faktor kelengkungan (m) yang dicari dengan pesamaan sebagai berikut :

m=

A σ .C.C1C2


Dimana : m

= Faktor pelengkungan berulang

A

= Perbandingan diameter drum dengan tali (37,5)

σ

= Tegangan tarik sebenarnya yang dialami tali (18,435 Kg/mm2)

C

= Faktor yang memberi karakteristik konstruksi tali dan kekuatan tarik maksimum bahan kawat yaitu, C = 0,5

(Lit 1 hal.44 )

c1

= Faktor yang tergantung diameter tali, c1 = 1,09

(Lit 1 hal.44 )

c2

= Faktor produksi dan operasi tambahan, c2 = 1,37

(Lit 1 hal.44 )

sehingga :

m=

37,5 = 2,13 18,435.0,5.1,09.1,37

Dengan bantuan faktor m pada buku N. Rudenko (hal.44) didapat harga-harga untuk m (2,42) sebesar 450.000, m(2,6) sebesar 500.000. Dengan melakukan interpolasi hargaharga ini dapat dicari nilai z, yaitu :

2,6 − 2,54 500.000 − z = 2,6 − 2,42 500.000 − 450.000 didapat, z = 461111 lengkungan berulang yang menyebabkan kerusakan. Merujuk pada persamaan untuk mencari umur tali diatas, harga-harga faktor a, Z2,β dan φ, dapat diambil dari sebagai berikut : a = 3400 Z2 = 5 β = 0,3, dan φ sebesar 2,5


maka :

N=

461111 = 36,165 = 36bulan 3400.5.0,3.2,5

e2 = faktor tergantungnya pada konstruksi tali = 0,85 didapat :

(e1,e2 dari Lit 1 hal. 42)

D ≥ 25.0,8.27,8 1045 ≥ 590,75

artinya, diameter drum dan puli sebesar 1045 mm bisa digunakan. Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali adalah Z=

H .i +2 π .D

dengan : H = tinggi angkat muatan, H = 41 meter i = perbandingan sistim tali, i = 4 maka : Z=

4100.4 + 2 = 51,9 (dianggap 52 lilitan) π .1045

Panjang drum kemudian dapat dicari dengan persamaan L=

2 H .i + 12 . s + l1 π .D

l1 = 4.s1 = 4.31 = 124 mm


L=

2.4100.4 + 12 . 31 + 124 π .1045

= 3595 mm Tebal dinding drum w = 0,02 D + 0,6 cm w = 0,02 104,5 + 0,6 w = 2,69 cm = 26,9 mm, digunakan 27 mm.

Tegangan tekan pada dinding drum

σ c=

S w.s

σ c=

7503 = 8,96 kg/cm2. 27.31

Tegangan yang diizinkan adalah :

σ i = σ c/K

Dimana faktor keamanan (K) untuk beban dinamis dua arah, K = 6-8, diambil 8 sehingga :

σ i=

110 = 13,75 kg/mm2 ; σ c < σ i ; maka drum aman digunakan. 8


3.4.3. Perhitungan puli

Puli disebut juga kerek yaitu cakra yang dilengkapi tali atau rantai. Cakra merupakan suatu keping yang bundar yang disebut juga disc, terbuat dari logam dan nonlogam. Pinggiran cakra tersebut diberi alur yang berfungsi untuk laluan tali guna mentransmisikan gaya dan gerak.

Puli direncanakan dengan dimensi-dimensi seperti yang terlihat pada gambar 3.10 berikut :

Gambar 3.10 Puli

Ukuran-ukuran dari puli ditabelkan pada tabel 3.1 dibawah yang diambil dari tabel pada buku pesawat pengangkat dengan diameter tali 27,8 mm.

Tabel 3.1 Dimensi-dimensi puli Nama

A

b

c

e

h

L

r

r1

r2

r3

r4

Ukuran

80

60

12

2

45

20

17

6

7

25

15

Sumber : Rudenko, “Mesin pemindah bahan”, 1994.


Tekanan bidang yang terjadi sebesar :

P=

Q l.d1

Dimana : P = Tekanan pada bidang gandar/poros puli Harga tekanan ini tidak boleh melebihi besar yang tercantum didalam tabel 3.2. Untuk kecepatan keliling υ = 0,7 m/s , tekanan bidang poros sebesar P = 55 kg/cm2. l = Panjang bush (1,5 s/d 1,8). dg . Dipilih 1,8.dg Qg = Beban puli,

Qg =

Q i

i = perbandingan transmisi sistem puli, i pada sistem ini bernilai 8, sehingga berat beban puli 54000/8=6750 kg.

Tabel 3.2 Tekanan bidang yang diizinkan dengan kecepatan luncur V (m/s)

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

P (kg/cm2)

75

70

66

62

60

57

55

54

53

52

51

50

49


Diameter gandar roda puli dapat diperoleh

dg =

6750 55.1,8d g

6750 = 68,18 55.1,8 d g = 8,2cm ≈ 82mm

dg = 2

Sedangkan panjang bush adalah L = 1,8.8,2 = 14,8 cm


3.4.4. Perhitungan Spreader

Spreader direncanakan untuk mengangkat beban dengan kapasitas yang besar, dimana pada ujung spreader tersebut dipasang bucket untuk tempat peti kemas yang akan diangkat. Jenis bucket yang akan dipakai ini mempunyai penahan yang akan masuk kedalam lubang yang ada pada peti kemas dan diangkat dengan penjepit. Adapun spreader dan ukuran-ukuran utamanya dapat dilihat pada gambar 3.11 dan 3.12 berikut :

Gambar 3.11 Spreader

P

w1

Rax

w2 q2

q1

A

Ray

w3

P

q3

B

Rby

Gambar 3.12 Diagram pembebanan pada spereader


Dimana : W1 = q1 . l1

; W1x = q1x

W2 = q2 . l2 W3 = q3 . l3 Karena pada batang I dan III terdapat masing-masing satu buah batang, maka beban yang diterima oleh masing-masing batang akibat beban angkat spreader adalah : P1 =

=

Qo 6

44000 = 7333,33 Kg 6

Bobot total yang masing-masing diterima oleh batang adalah : P = P 1 + G1 Dengan ; G1 = berat bucket, direncanakan sebesar 100 Kg Maka ; P = 7333,33 + 100 = 7433,33 Kg Gaya reaksi yang bekerja pada masing-masing tumpuan adalah : ∑MA = 0 P(l2 + l3) + q3.l3(

l3 l l + l2) – Rby.l2 + q2.l2( 2 ) – q1.l1( 1 ) – P.l1 = 0 2 2 2

Maka :

Rby =

P(l 2 + l3 ) + q3 .l3 (

l3 l l + l 2 ) + q 2 .l 2 ( 2 ) − q1 .l1 ( 1 ) − P.l1 2 2 2 l2


dimana : q2

= berat per meter batang II, q2 = 24 Kg/mm2

q1

= berat per meter batang I dan III, q1 = 56,7 Kg/mm2

Rby

1,5 2,1 1,5 7433,33(2,1 + 1,5) + 56,7.1,5( + 2,1) + 24.2,1( ) − 56,7.1,5( ) − 7433,33.1,5 2 2 2 = 2,1 = 7543,58 Kg

∑MB = 0

 l3   l  l  + q2.l2  2  - Ray.l2 + q1.l1  1 + l 2  + P(l1 + l2) = 0  2 2 2

-P.l3 - q3.l3 

l   l l  − P.l3 − q3 .l3  3  + q 2 .l 2  2  + q1 .l1  1 + l 2  + P(l1 + l 2 )  2 2 2 Ray = l2 = 7543,58 Kg.


Momen Lentur yang terjadi pada tumpuan A : 0 ≤ x ≤ L1

w1 q1

1/2 x V M

P

x

A'

N

Gambar 3.13 Diagram Benda Bebas pada Tumpuan A ∑MA’ = 0 M + W1x . ½ x + Px = 0 M + q1x . ½ x + Px = 0 M + ½ q1x2 + Px = 0 M = ½ q1x2 – Px Untuk x = 0 MA = ½ q1x2 – Px MA = ½ 56,7 ( 0 )2 – 7433,33 ( 0 ) MA = 0 Untuk x = L1 MA = ½ q1x2 – Px MA = Px + ½ q1x2


MA = 7433,33 . 1,5 + ½ . 56,7 . ( 1,5 )2 MA = 11213,78 Kg. M

Momen Lentur yang terjadi pada tumpuan B : L1 ≤ x ≤ L1 + L2 ; dimana W2x = q2 . ( x- L1 ) 1

2x 1/2(x-L1)

q2

V M

P

A

L1

(x-L1)

B'

N

Ray (x-1/2L1) x Gambar 3.14 Diagram Benda Bebas pada Tumpuan B ∑MB’ = 0 M B’ + Px + W1 ( x – ½ L1 ) – Ra ( x – L1 ) + W2x ( ½ ( x- L1 ) ) = 0 M B’ + Px + q1.L1 ( x – ½ L1 ) – Ra ( x – L1 ) + q2 ( x – L1 ) ( ½ ( x – L1 ) = 0 M B’ + Px + q1.L1 ( x – ½ L1 ) – Ra ( x – L1 ) + ½ q2 ( x – L1 )2 = 0 M B’= - Px – q1.L1 ( x – ½ L1 ) + Ra ( x – L1 ) – ½ q2 ( x – L1 )2 = 0 Untuk x = L1 M B’ = - Px – q1.L1 ( x – ½ L1 ) M B’ = - P ( L1 ) – q1.L1 ( L1 – ½ L1 ) M B’ = - 7433,33 ( 1,5 ) – 56,7. 1,5 ( 1,5 – ½ 1,5 ) Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

M B’ = - 11213,7825 Kg. M Untuk x = L1 + L2 M B’ = - P ( L1 + L2 ) – q2.L1 ( L1 + L2 – ½ L1 ) + Ra ( L1 + L2 ) – ½ q2 ( L1 + L2 – L1 )2 M B’ = - P ( L1 + L2 ) – q1.L1 ( ½ L1 + L2 ) + Ra ( L2 ) – ½ q2 L22 M B’ = - 7433,33 ( 1,5 + 2,1 ) – ( 56,7 . 1,5 ) ( ½ . 1,5 + 2,1 ) + 7543,58. ( 2,1 ) – ½ ( 24 ) ( 2,1 )2 M B’ = - 11213,7825 Kg. M

Momen maksimum yang terjadi pada batang I dan III adalah :

MA

 l1   2

= P.l1 + q2.l1 

1,5  = 11213,78 Kg.m   2 

= 7433,33 . 1,5 + 56,7 . 1,5 

Tegangan lentur yang terjadi pada batang I dan III adalah : σ W1 =

M max Z1

(lit. 6 , hal 40)

dimana ; Z1 = momen tahanan penampang batang I dan III (1171,3 cm3) sehingga : σ W1 = σ W2 =

11213,78 = 957,38 Kg/cm2 1171,3

Tegangan lentur yang terjad pada batang II adalah :


M max Z3

σ W3 =

(lit. 6 , hal 40)

dimana ; Z3 = momen tahanan penampang batang II (1402,2 cm3) sehingga : σ W3 =

11213,78 = 799,73 Kg/cm2 1402,2

Bahan yang dipilih SNCM 1 dengan kekuatan tarik adalah 85 Kg/mm2 (Sifat mekanis baja paduan). Jadi tegangan lentur yang diizinkan adalah : σ W=

=

σ1 K

(lit. 6 , hal 40)

8500 = 1416,67 Kg/cm2 6

Dari perhitungan diatas terlihat speader aman untuk digunakan karena tegangan izinnya lebih besar dari kekatan tarik perancangan bak pada batang I dan II maupn pada batang III.

3.4.5. Perhitungan Motor Penggerak untuk Spreader

Tenaga penggerak yang digunakan untuk mengangkat direncanakan berasal dari daya motor listrik dengan memakai dua elektromotor. Besarnya daya yang dibutuhkan oleh masing-masing elektromotor dapat dihitung dengan rumus :

N=

Q / 2.ν 75.ηtot

(lit. 1, hal 234)


Dengan : η = effisiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,8 dengan tiga pasangan roda gigi penggerak

(Lit 1 , hal 299)

v = kecepatan angkat, direncanakan, v = 42 m/min = 0,7 m/det

sehingga :

54000 x0,7 2 N= = 315 Hp 75.0,8 Maka dipilih elektromotor dengan N = 320 Hp, putaran (n) = 980 rpm disesuaikan dengan standar, jumlah kutub 6 buah, momen girasi rotor (GDrate = 97,75 kg.m2). Momen gaya ternilai dari motor (Mrated) adalah :

M rated = 71620 x

N rated nrated

M rated = 71620 x

320 = 23386,12kg.cm 980

(lit. 1, hal 300)

Bahan poros penggerak dipilih S30C dengan kekuatan tarik bahan σP = 4800 kg/cm2. (Sifat baja karbon untuk konstruksi mesin) Tegangan tarik yang diizinkan adalah :

σi =

σP K

dimana K adalah faktor keamanan dan diambil K = 8

σi =

4800 = 600kg / cm 2 8


Tegangan puntir yang diizinkan adalah :

σ k = 0,7(σ i )

σ k = 0,7(600) = 420kg / cm 2

Maka diameter poros penggerak :

dP ≥ 3

M rated 0,2(σ k )

dP ≥ 3

23386,12 0,2(420 )

d P ≥ 6,3cm Dipilih diameter poros penggerak dp = 65 mm diambil dari tabel pada (Diameter poros). Momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus :

GD 2 kop = 4.g .I

(lit. 1, hal 289)

dimana : g = percepatan gravitasi, g = 9,81 m/dt2 I = Momen inersia kopling, I = 0,78 cm/dt2 Maka :

GD 2 kop = 4(9,81)(0,0078) = 0,306kg.m 2

(lit. 1 , hal 300)

Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah : GD2kop = GD2kop + GD2rot = 0,36 +97,75 = 98,056 kgm2 Momen gaya dinamis (Mdin) dapat dihitung :


M din =

δGD 2 n 0,975QV 2 + 375t s 2nt sη

(lit. 1, hal 293)

dimana : δ = koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 s/d 1,25) ts = waktu star (3 s/d 8) maka :

1,1.98,0562.980 0,975(54000)(0,7 ) = + 375.3 2(980).3.(0,8) = 99,44kgm

2

M din M din

momen gaya motor yang diperlukan pada saat star adalah :

M mot = M st + M din

(lit. 1, hal 296)

Momen statis (Mst) poros motor adalah :

N n 315 M st = 71620 x = 230,207 kgcm 980 M st = 71620 x

(lit.1, hal 300)

maka : Mmot = 230,21 + 99,44 = 329,65 kgm Pemeriksaan motor terhadap beban lebih adalah sebagai berikut :

M max < 2,5 M rated

(lit.1, hal 296)

Dimana :

M max = M mot M max 329,65 = = 1,41 M rated 233,86

(lit.1, hal 300)


Harga 1,41 < 2,5, maka motor aman untuk digunakan. 3.4.5.1. Perhitungan Transmisi Mekanisme Spreader

Pada perencanaan transmisi mekanisme pengangkat ni digunakan sistem roda gigi yang berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak. Roda gigi yang dipakai adalah roda gig lurus empat tingkat yang terpasang pada poros elektromotor. Pada sistem pengangkat ini digunakan dua elektromotor yang terpasang pada satu poros yang diantaranya dipasang transmisi roda ggi yang menenruskan putaran kecakra drum. Adapun bentuk transmisi pengangkat ini dapat dilihat pada gambar 3.15 berikut ini.

Gambar 3.15 Transmisi mekanisme pengangkat

Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme pengangkat dperoleh : - Daya motor penggerak, N1 = 320 Hp / 238,72 kW. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

- Putaran motor,

n1 = 980 rpm.

- Kecepatan agkat,

v = 0,7 m / det.

- Diameter drum,

D = 1045 mm.

Kecepatan tali baja dari drum adalah : Vd = i puli . v

(Lit 1 , hal 234)

Dimana; i puli = perbandingan transmisi pul, i puli = 2 Maka : Vd = 2 ( 0,7 ) = 1,4 m / det. Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : nd

=

=

60.Vd π .D

60.1,4

π .1,04

(Lit 1 , hal 235)

= 27,58 rpm

Perbandingan transmisi total adalah : i

=

980 n = 27,58 nd

(Lit 1, hal 234)

Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama dan kedua diambil i1 = 4,6 dan i2 = 4 Maka : i3

=

=

i i1 .i2

35,53 = 1,93 4,6(4)


3.4.5.2. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Pertama Direncanakan transmisi tingkat pertama sebagai berikut :

Sudut tekan

α

= 200

Jumlah gigi

Z1

= 10

Tc

= 9550 .

Torsi

= 9550 .

N1 n1

(lit.6 , hal 132)

238,72 = 232,3 Nm 980

Modul

m

= 15

Lebar gigi

b

= (6 atau 10)

(Lit 2 , hal 240)

= 10 . 15 = 150 mm Tinggi kepala gigi

hk

= m = 15 mm

Tinggi kaki gigi

hf

= 1,2 . m

(Lit 6, hal 30)

= 1,2 . 15 = 18 mm Jumlah gigi roda gigi 2

Z2

= i1 . Z1 (Lit 2, hal 216) = 4,6 . 10 = 46

Jarak sumbu poros

a

=

m(Z 1 + Z 2 ) 2

(Lit 2 , hal 216)


= Diameter jarak bagi

do1

15(10 + 46 ) = 420 mm 2 = m . Z1

(Lit 3 , hal 33)

= 15 (10) = 150 mm do2

= m . Z2 = 15 (46) = 690 mm

Kelonggaran puncak

ck

= 0,25 . m

(Lit 3, hal 30)

= 0,25 (15) = 3,75 mm Diameter dasar

db1

= do1 – 2hf

(Lit 3, hal 33)

= 150 – 2 . 18 = 114 mm db2

= do2 – 2hf = 690 – 2 . 18 = 658 mm

Diameter kepala

dk1

= do1 + 2 m

(Lit 3, hal 33)

= 150 + 2(15) = 180 mm dk2

= do2 + 2 m = 690 + 2(15) = 720 mm

Jarak bagi lingkaran

to1

= to2 = π . M

(Lit 3, hal 33)

= 3,14 . 15 = 47,1 mm

Tinggi gigi

H

= 2 . m + ck

(Lit 2, hal 219)

= 2 (15) + 3,75 = 33,75 mm


Diameter kaki

df1

= dk1 – 2 H

(Lit 2, hal 248)

= 180 – 2 (33,75) = 112,5 = 113 mm df2

= dk2 – 2 H = 720 – 2 (33,75) = 652,5 = 653 mm

Tebal gigi

So1

= So2 = m .

= 15 .

π 2

π 2

(Lit 3, hal 30)

= 23,55 mm

Gambar 3.16 Nama-nama bagian roda gigi


3.4.5.3. Perhitungan Kekuatan Roda Gigi Tingkat Pertama

Perhitungan kekuatan roda gigi tingkat pertama sangat penting untuk diperiksa karena saat roda gigi berputar antara roda gigi yang satu dengan yang lainnya akan terjadi benturan dan gesekan.

Gambar 3.17 Gaya pada roda gigi

Kecepatan keliling roda gigi 1 dan 2 dapat dihitung dengan rumus : v

=

vo1 = vo2

=

π .d o1 .n1 60(1000)

(Lit 2, hal 238)

3,14.150.980 = 7,69 m/det 60000

Gaya tangensial yang bekerja pada roda gigi 1 dan 2 adalah :


Ft

=

102.N 1 vo1

=

102.238,72 = 3166,37 kg 7,69

(Lit 2, hal 238)

Tegangan geser yang terjadi pada roda gigi1 dan 2 adalah :

τ

dimana ; A

=

Ft A

(Lit 5, hal 843)

= b.H = 150.33,75 = 5062,5 mm2

sehingga ;

τ

=

3166,37 = 0,625 kg/mm2 5062,5

Tegangan lentur yang terjadi dapat dicari dengan rumus : σa

=

F1 b.m.Y . f v

(Lit 2, hal 240)

dengan : Y

= faktor bentuk gigi

Y1

= 0,201 untuk Z = 10

Y2

= 0,401 (interpolasi) untuk Z = 46

fv

= faktor dinamis, yang untuk kecepatan rendah dirumuskan dengan :


=

3 3+v

=

3 = 0,28 3 + 7,69

(Lit 2, hal 240)

maka : - untuk roda gigi 1 : σa

=

3166,37 = 25 kg/mm2 150.15.0,201.0,28

- untuk roda gigi 2 : σa

=

3166,37 = 12,53 kg/mm2 150.15.0,401.0,28

Bahan untuk roda gigi 1 adalah S 35 C yang memiliki tegangan lentur izin

(σa1) = 26

kg/mm2 dan kekuatan tarik (σb1) = 52 kg/mm2 sedangkan untk roda gigi 2 bahannya adalah FC 30 yang memiliki tegangan lentur izin (σa2) = 13 kg/mm2 dan kekuatan tarik (σb2) = 30 kg/mm2. data-data bahan tersebut terdapat dalam sifat-sifat baja karbon untuk konstruksi mesin.

Tegangan geser izin dapat dihitung dengan rumus :

τa

=

σb Sf1 + Sf 2

(Lit 2, hal 249)

dengan : Sf1

= faktor keamanan untuk bahan S-C dengan pengaruh massa = 6

Sf2

= faktor keamanan dengan pengaruh kekasaran permukaan = 2,5

maka : - untuk roda gigi 1 : τ a

=

52 = 6,1 kg/mm2 6 + 2,5


- untuk roda gigi 2 : τ b

=

30 = 3,53 kg/mm2 6 + 2,5

Dari hasil perhitungan terlihat bahwa tegangan geser dan tegangan lentur yang diizinkan ternyata lebih besar dari tegangan geser dan tegangan lentur yang direncakan sehingga aman untuk digunakan. 3.4.5.4. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Kedua

Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu : Perbandingan transmisi

i2

=4

Modul

m

= 20

Lebar gigi

b

= 200 mm

Tinggi kepala gigi

hk

= 20 mm

Tinggi kaki gigi

hf

= 24 mm

Jumlah gigi roda gigi 3

Z3

= 18


Z4

= 68

Jarak sumbu poros

a

= 850 mm

Diameter jarak bagi

do3

= 340 mm

do4

= 1360 mm

db3

= 292 mm

db4

= 1312 mm

dk3

= 380 mm

dk4

= 1320 mm

Diameter dasar

Diameter kepala



t

= 62,8 mm

Tinggi gigi

H

= 45 mm

Diameter kaki

df3

= 290 mm

df4

= 1230 mm

S

= 31,4 mm

Tebal gigi

Putaran poros I adalah n1, dengan : i1 =

n1 Z 2 = n2 Z1

maka putaran poros II adalah : n2 =

=

n1. Z 1 = n3 Z2 980.10 = 213,04 rpm 46

Putaran poros III adalah : n4 =

=

n2. Z 3 Z4 213,04.17 = 53,26 rpm 68

- Kecepatan keliling roda gigi 3 dan 4 : vo3 = vo4 = 3,8 m/det - Gaya tangensal yang dialami

: Ft

- Tegangan geser yang dialami

:τ

= 0,7 kg/mm2

- Tegangan lentur yang terjadi

: σa3

= 7 kg/mm2

: σa4

= 5 kg/mm2

= 6407,7 kg

Bahan roda gigi 3 yang dipilih adalah FC 20 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa3 = 9 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb3 = 20 kg/mm2. Bahan roda gigi 4 yang dipilih adalah FC 15 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

dengan tegangan lentur yang diizinkan σa4 = 15 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb4 = 15 kg/mm2.

Tegangan geser izin pada masing-masing roda gigi adalah :

τ a 3 = 2,3 kg/mm2

τ a 4 = 1,76 kg/mm2 Rancangan ini juga aman digunakan baik karena tegangan geser maupun tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan geser maupun tegangan lentur yang direncanakan.

3.4.5.5. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Ketiga

Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 5 dan 6, yaitu :

Perbandingan transmisi

i3

= 1,93

Modul

m

= 25

Lebar gigi

b

= 250 mm

Tinggi kepala gigi

hk

= 25 mm

Tinggi kaki gigi

hf

= 30 mm


Z5

= 20



Z6

= 48

Jarak sumb poros

a

= 950 mm

do5

= 475 mm

do6

= 1200 mm

db5

= 415 mm

db6

= 1140 mm

dk5

= 525 mm

dk6

= 1250 mm


t

= 78,5 mm

Tinggi gigi

H

= 56,25 mm

Diameter kaki

df5

= 412,5 mm

df6

= 1137,5 mm

S

= 39,25 mm

Diameter jarak bagi

Diameter dasar

Diameter kepala

Tebal gigi

Putaran poros I adalah n1, dengan : i1 =

n1 Z 2 = n2 Z1

maka putaran poros IV adalah : n4 = 53,26 rpm = n5

Putaran poros VI adalah : n6 =

n3. Z 5 Z6


=

53,26.20 = 21,08 rpm 51

- Kecepatan keliling roda gigi 5 dan 6 : vo5 = vo6 = 1,32 m/det - Gaya tangensal yang dialami

: Ft

- Tegangan geser yang dialami

:τ

= 1,3 kg/mm2

- Tegangan lentur yang terjadi

: σa5

= 13,5 kg/mm2

: σa6

= 10,4 kg/mm2

= 18446,5 kg

Bahan roda gigi 5 yang dipilih adalah SC 46 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa5 = 19 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb5 = 46 kg/mm2. Bahan roda gigi 6 yang dipilih adalah FC 25 dengan tegangan lentur yang diizinkan σa6 = 11 kg/mm2 dan kekuatan tarik σb6 = 25 kg/mm2. Tegangan geser izin pada masing-masing roda gigi adalah :

τ a 5 = 2,3 kg/mm2 τ a 6 = 1,76 kg/mm2 Rancangan ini juga aman digunakan baik karena tegangan geser maupun tegangan lentur yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan geser maupun tegangan lentur yang direncanakan.


Dari hasil diatas didapat perbandingan transmisi dari roda gigi 1 sampai dengan 6 Tabel 3.3 Spesifikasi Roda gigi Roda gigi

Roda gigi

Roda gigi

Roda gigi

Roda gigi

Roda gigi

Roda gigi

1

2

3

4

5

6

10

46

18

68

20

48

150 mm

150 mm

200 mm

200 mm

250 mm

250 mm

114 mm

658 mm

292 mm

1312 mm

415 mm

1140 mm

33,75 mm

33,75 mm

45 mm

45 mm

56,25 mm

56,25 mm

23,55 mm

23,55 mm

31,4 mm

31,4 mm

39,25 mm

39,25 mm

420 mm

420 mm

850 mm

850 mm

950 mm

950 mm

Dimensi Jumlah gigi ( Z ) Lebar gigi (b) Diameter Dasar ( db ) Tinggi gigi (H) Tebal gigi (S) Jarak sumbu poros

(


a)

Diameter

150 mm

690 mm

340 mm

1360 mm

475 mm

1200 mm

180 mm

720 mm

380 mm

1320 mm

525 mm

1250 mm

15

15

20

20

25

25

jarak bagi (do ) Diameter kepala ( dk ) Modul (m)

3..4.6. Perhitungan Sistim Rem Untuk Mekanisme Spreader

Pada pesawat pengangkat rem tidak hanya dipergunakan untuk menghentikan beban tetapi juga untuk menahan beban pada waktu diam dan mengatur kecepatan pada saat menurunkannya. Adapun bentuk dan komponen utama dari rem yang akan direncanakan dapat dilihat pada gambar 3.18 berikut ini.


Gambar 3.18 Sistim rem pengangkat. Pada perencanaan ini jenis rem yang dipergunakan adalah jenis rem cakra (disc breake). Daya statik pengereman yang dipakai adalah : Nbr

=

Q.V .η 2.75

(Lit 1, hal 292)

Dimana : Q

= Kapasitas angkat

V

= Kecepatan angkat = 0,7 m/det

η

= effisiensi total mekanisme = 0,8

Nbr

=

maka :

54000.0,7.0,8 = 201,6 Hp 2.75


Momen statis pada saat pengereman adalah : Mst

= 71620

N br nbr

= 71620

201,6 = 147,33 kg.m 980

(Lit 1, hal 292)

Momen gaya dinamik saat pengereman adalah :

Mdin

=

δ .GD 2 .n 375.t br

+

0,975.Q.V 2 .η n.t br

dimana : tbr

= Waktu untuk pengereman, untuk mekanisme pengangkatan,

V>12

m/s = 1,5 detik (mekanisme pengangkat dan penjalan) (Lit 1, hal 294) δ

= Koefisien efek massa bagian mekanisme transmisi (δ = 1,1 – 1,25) diambil 1,2

(Lit 1, hal 293)

maka :

Mdin

1,2(98,056) 2 .980 0,975.54000.0,7 2.0,8 + = = 270,3 kg.m 375.1,5 980.1,5

Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : Mbr

= Mdin + Mst

(Lit 1, hal 297)

= 270,3 + 147,33 = 417,63 kg.m

Ukuran-ukuran diameter dan lebar cakram dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ni : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

b.rm2

=

M br .β 2π .µ .P

(lit.8 , hal 512)

dimana : b

= lebar cakra rem (cm)

rm

= radius rata-rata cakram (cm)

β

= koefisien pengereman, (1,75 – 2)

(Karakteristik Material

Gesek)

μ

= koefisen gesekan, (0,35 – 0,65)

(Karakteristik Material

Gesek) P

= tekanan permukaan yang diizinkan, (0,5 – 7)

b rm

= 0,2 s/d 0,5

(lit.8 , hal 512)

maka : 0,2 . rm3 =

41763(2) 2π .0,45(6) 4923,54 = 29,1 cm 0,2

rm

=

b

= 0,2 . rm

3

maka :

= 0,2 . 29,1 = 5,8 cm Diameter dalam cakram rem adalah : Di

= 2rm – b

(lit.8 , hal 512)


= 2(29,1) – 5,8 = 52,4 cm Diameter luar cakram rem adalah : Do

= 2rm + b

(lit.8 , hal 512)

= 2(29,1) + 5,8 = 64 cm Gaya dorong aksial (S) untuk permukaan gesek adalah : S

=

M br Z .µ .rm

(Lit 1, hal 222)

dengan jumlah permukaan gesek (Z) = 2, maka : S

=

4176 = 1594,6 kg 2(0,45)29,1

Tekanan permukaan yang terjadi adalah : P

=

S F

(Lit 1, hal 223)

Dimana : F

= luas permukaan kontak = π(ro2 – ri2)

(Lit 1, hal 223)

= 3,14(322 – 26,22) = 1060,47 cm2 maka : P

=

1594,6 = 1,5 kg/cm2 1060,47


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.

3.5. Perhitungan Mekanisme Trolley

Trolley dirancang sedemikian rupa sebagai tempat bergantungnya spreader, disamping harus dapat menahan beban yang diangkat, trolley juga berfungsi sebagai pembawa beban yang mekintas diatas rel pada grinder.

3.5.1. Perhitungan Tali Baja

Gaya maksimum yang bekerja pada roda trolley adalah :

Pmax =

Q+q 4

(Lit 1, hal 237)

Dimana : q = berat trolley dan jabin utama (20000)kg diambil dari data survey Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Maka :

Pmax =

54000 + 20000 = 18500kg 4

Faktor perhitungan kecepatan gelinding adalah:

H = (0,2 s / d1)Vw

(Lit 1, hal 261)

dimana : Vw = kecepatan gelinding direncanakan 2 m/det

Sehingga : H = 0,5 x 2 = 1 Bahan roda trolley S30C dengan kekuatan tarik, σt = 4800 kg/cm2. Diameter roda trolley dapat dicari dengan rumus :

 600 Pmax .H Dw = 2  bw  σ c

  

2

(Lit 1, hal 260)

Dimana : σc = Tegangan tekan izin pada roda trolley, diambil σc = 4000 kg/cm2 bw = lebar roda trolley, direncanakan bw = 125 mm

Sehingga : 2

 600 18500.1  d w = 2  = 66,6cm, diambil 67cm 4000 12 , 5  


Diameter poros roda trolley dapat ditentukan dengan rumus :

dw = 3

10,2.Pmax .L

(Lit 2, hal 12)

σb

Dimana : L = jarak plat gantungan dengan roda trolley (direncanakan L = 25 cm). dan bahan poros diplih S45C dengan kekuatan tarik σt = 7000 kg/cm2. dan tegangan lentur izin σb = 3000 kg/cm2. Maka :

dw = 3

10,2.18500.25 = 11,63cm, diambil12cm . 3000

Tahanan akibat gesekan pada roda trolley adalah : W1 = (Q + q )

0,01(dW + 2) K DW

Dimana : μ = koefisien gesek pada bantalan (0,01) K = koefisien gesek roda gelinding (0,05) Maka :

W1 = (54000 + 20000)

0,01(12 + 2)0,05 = 242,99 kg 67

Tahanan pada cakra mekanisme pengangkat adalah :

W2 = T .V

(Lit 1, hal 284)

Dimana ; T = tegangan tali baja maksimum. V= tegangan tali baja. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Dimana :

T = ε .S 2

dan V =

S1

ε

(Lit 1, hal 284)

Gambar 3.19 Diagram untuk menentukan tahanan gesek

Dari diagram sistem mekanisme pengangkat diketahui bahwa : Q = + S5 + S6 + S7 + S8

Dimana :

(Lit 1, hal 284)

S1= S3 = S5 = S7 S2= S4 = S6 = S8

Maka: Q = 4(S1 + S2) Dengan : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

S2 = ε.S1

(Lit 1, hal 284)

Sehingga : gaya tarik baja pada tali 1 adalah :

S =

Q 4(ε + 1)

dimana ; ε = faktor tahanan puli (untuk puli dengan bantalan rol = 1,03)

sehingga :

S1 =

54000 = 6650,25 Kg 4(1,03 + 1)

Gaya tarik baja pada tali 2 adalah : S2 = 1,03.6650,25 = 6849,76 Kg Sehingga : T = 1,03.6849,76 = 7055,25 Kg Dan : V =

6650,25 = 6456,55 Kg 1,03

Maka : W2 = 7055,25 − 6456,55 = 598,7 Kg

Gambar. 3.20 Diagram untuk menentukan tahanan cakram


2

1 1

2

3 3

4 4

5 5

7 6

8

10

9

Gambar.3.21 Diagram sistem trolley Lengkungan tali baja yang diizinkan :

f =

1 X max 20

(Lit 1, hal 284)

dimana ; Xmax = jarak pada lengkungan maksimum = 77 m (survey)

Gambar.3.22 Diagram untuk menentukan tegangan tali

Maka :

1 77 = 0,385m 20 x = 1 . X max = 1 .77 = 38,5m 2 2 f =

Tegangan tali baja tegangannya sendiri : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

S=

qr .X 2 2. f

(Lit 1, hal 285)

Tipe tali baja yang dipilih adalah 6 x 19 +1 fibre core dengan diameter dr = 23,9 mm serta berat per meter tali qr = 2,21 Kg/m. Maka :

S=

2,21.38,5 2 = 4254,25 Kg . 2.0,385

Tegangan tali maksimum yang terjadi :

S max =

W1 + W2 + S

η

dimana ; η = effesiensi cakra, untuk enam buah cakra = 0,838 maka :

S max =

242,99 + 598,7 + 4254,25 = 6081Kg 0,838

Beban patah tali baja : P = Smax.K Dengan ; K = faktor keamanan = 5,5 Maka : P = 6081.5,5 = 33445,5 Kg. Dari hasil perhitungan diatas, beban patah yang terjadi masih dibawah beban patah yang diizinkan yaitu, Pb = 36300 Kg. untuk tali baja dengan σb = 18000 Kg/cm2. Tegangan tali baja maksimum yang diizinkan adalah :

Pb K 36300 = 6600kg / cm 2 Sb = 5,5 Sb =


Tegangan tarik baja yang diizinkan :

σt =

σ

K 18000 σt = = 3272,73kg / cm 2 5,5 Luas penampang tali baja adalah :

F114 =

S d (5000) − K Dmin

σb

Dari gambar. 3.23 terlihat bahwa jumlah lengkungannya 12, karena simetris. Maka, NB = 6 sehingga;

d untuk jumlah kelengkungan 6 adalah 1/28. Dmin

Sehingga :

F114 =

6081 = 4,08cm 2 18000 1 − (50000 ) 5,5 28


Gambar. 3.23 Diagram lengkungan Tegangan tarik yang terjadi :

σt = =

S max F114

6081 = 1490,4kg / cm 2 4,08

Perbandingan antara diameter drum dan diameter tali baja :

A = D / d = m.σ .c.c1 .c 2 Dengan : σ = Tegangan tarik sebenarnya pada tali = 1490,4 kg/cm2 c = Faktor karakteristik konstruksi tali baja dan tgangan patah dari material , untuk tali baja 6 x 19 seal dan σb = 180 kg/mm2, C = 0,7 c1 = Faktor yang tergantung diameter tali baja, dr = 23,9 mm, c1 = 1,04 c2 = Faktor produksi dan operasi tambahan, c2 = 1,37 Maka :

m= =

A σ .c.c1 .c 2 28 = 1,88 14,904(0,7 )(1,04)(1,37 )

Untuk m = 1,88 didapat jumlah lengkungan berulang Z dari tabel dan perhitungan secara interpolasi didapat Z = 312307 Maka umur tali baja dapat ditentukan dengan rumus :

N=

Z a.Z 2 .β .µ


Dengan : a = Jumlah siklus rata-rata perbulan Z2 = Jumlah lengkungan berulang persiklus kerja (3) Β = Faktor perubahan daya tahan tali = 0,4 μ = Hubungan antara jumlah lengkungan dengan putusan dalam tali = 2,5

Maka :

N=

312307 = 30,6 Bulan 3400.3(0,4 )(2,5)

3.5.2. Perhitungan Drum

Dimensi-dimensi lain dari drum ini, dengan diameter tali 23,9 adalah sebagai berikut : r1

= 13,4 mm

r2 = 26,8 mm c1 = 5,9 mm

Perhitungan tali memberikan besar perbandingan Dmin/d = 28 Sehingga Dmin = 28 x 23,9 mm Dmin = 669,2 mm, diambil sebesar 670 mm. Diameter ini diperiksa terhadap diameter yang diizinkan dengan menggunakan rumus sebagai berikut : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

D ≥ e1 .e2 d Dimana : e1 = 20, untuk crane dengan penggerak daya dan operasi ringan e2 = 0,95

Didapat :

D ≥ 25.0,95.23,9 670 ≥ 454,1 Artinya, diameter drum dan puli sebesar 670 mm bisa digunakan. Tebal dinding drum w = 0,002 D + 0,6 cm w = 0,02.670 + 6 = 23,4 mm, digunakan 28 mm Tegangan tekan pada dinding drum

S w.s 6081 = = 810,36kg / cm 2 2,8.2,68

σc =

Bahan drum dipilih FCD 70 dengan kekuatan tarik σc = 7000 kg/cm2 Tegangan yang diizinkan adalah :

σi =

σc K

Dimana faktor keamanan (K) untuk beban dinamis dua arah, K = 6 – 8, sehingga : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

σi =

7000 = 875kg / cm 2 8

σ c ≤ σ i ; maka drum aman dalam pemakaian.

3.5.3. Perhitungan Puli

Diameter puli atau drum adalah 670 mm dan diameter tali maka dapat diperoleh ukuran-ukuran utama yang lain seperti yang terlihat pada tabel 3.4 dibawah ini. Tabel 3.4 Dimensi puli mekanisme trolley Nama

a

b

C

e

h

l

r

r1

r2

r3

r4

Ukuran

64,7

49,7

10

1,5

36,8

17,9

14,4

5

5

19,9

14,8


3.5.4. Perhitungan Motor Penggerak Tahanan total untuk menggerakkan Trolley :

W = W1 + W2 = 242,99 + 596,7 = 841,69kg Daya motor penggerak yang dibutuhkan pada kecepatan konstan :

N=

W .V1 75.η tot


Dengan : η = Effesiensi mekanisme pengangkat, diasumsikan 0,8 dengan tiga pasang roda gigi penggerak Vt = Kecepatan jalan trolley (Direncanakan = 2 m/detik) Sehingga :

N=

841,69.2 = 28,05 Hp 75.0,8

Maka dpilih elektromotor dengan N = 40 Hp, putaran (n) = 975 rpm disesuaikan dengan standart, jumlah kutub 6 buah, momen girasi motor (GDrot = 10,4 kg.m2). Momen gaya ternilai dari motor (Mrated) adalah : Mrated

= 71620 x

N rated nrated

= 71620 x

200 = 14616,32 kg.cm 980

Bahan poros penggerak dipilih S35C dengan kekuatan tarik bahan σp = 5200 kg.cm2. Tegangan tarik yang diizinkan adalah :

σi

=

σp K

dimana K adalah fator keamanan, K = 8 σi

=

5200 = 650 kg/cm2 8

Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σk

= 0,7 (σi) = 0,7 (650) = 455 kg/cm2

Maka diameter poros penggerak adalah : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

dp≥ 3

M rated 0,2(σ k )

dp≥ 3

14616,32 0,2(455)

dp≥5,43 cm

Dipilih diameter poros penggerak dp = 60 mm diambil dari tabel standar poros. Momen girasi kopling dapat dicari dengan rumus : GD2kop = 4.g.l dimana : g

= percepatan gravitasi, g = 9,81 m/det2

l

= momen inersia kopling, l = 0,0008 kg.cm/det2

maka : GD2kop = 2(9,81)(0,0008) = 0,03139 kg.m2 Momen girasi rotor dan kopling pada poros motor adalah : GD2

= GD2kop + GD2rot = 0,03139 + 61,09 = 61,12 kg.m2

Momen gaya dinamis (Mdin) dapat dihitung dengan cara :

Mdin

=

δ .GD 2 .n 375.t s

+

0,975.Q.V 2 2.n.t s .η

dimana : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

δ

= koefisien pengaruh massa mekanisme transmisi (1,1 s/d 2,25)

ts

= waktu (1,5 s/d 5)

Mdin

1,5.61,12.980 0,975(100000 )0,12 + = 375.3 2(980).3.(0,8)

maka :

= 80,27 kg.m Momen gaya motor yang diperlukan pada saat stater adalah : Mmot

= Mst + Mdin

Momen statis poros motor adalah : Mst

= 71620 x

N n

= 71620 x

166,6 = 12175,4 kg.m 980

maka : Mmot

= 12175,4 + 8027 = 20202,4 kg.m

Pemeriksaan motor terhadap beban lebih adalah :

M maks < 2,5 M rated dimana : Mmaks = Mmot

M maks 20202,4 = 1,42 = M rated 14175,4 Harga 1,42 < 2,5 ; maka motor aman untuk dipakai.


3.5.5

Perhitungan Transmisi Mekanisme Trolley

Sistim transmisi roda gigi mekanisme trolley sama dengan sistim transmisi mekanisme pengangkat. Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme trolley diperoleh : -

Daya motor penggerak, N1 = 40 Hp/29,84 kW

-

Putaran motor,n1 = 975 rpm

-

Kecepatan angkat, v = 2 m/det

-

Diameter drum, D = 670 mm

Kecepatan tali baja dari drum adalah : Vd

= ipuli . v

Dimana ; ipuli = perbandingan transmisi puli, ipuli = 1 maka : Vd

= 1(2) = 2 m/det

Putaran drum dapat ditentukan dengan rumus : nd

=

60.Vd π .D


=

60.2 = 57 rpm π .0,67

Perbandingan transmisi total adalah : i

=

n nd

=

975 = 17,1 57

Perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama dan kedua diambil i1 = 3,5 dan i2 = 2,8 Maka : i3

=

i i1 .i2

=

17,1 = 1,7 3,5(2,8)

3.5.5.1. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Pertama Seperti pada perhitungan dimensi roda gigi mekansisme pengangkat, maka untuk menentukan dimensi-dimensi roda gigi mekanisme trolley dilakukan dengan cara yang sama. Dimensi-dimensi roda gigi mekanisme trolley direncanakan seperti dibawah ini : Perbandingan transmisi

i1

= 3,5

Sudut tekan

α

= 200

Modul

m

=4

Lebar gigi

b

= 40 mm

Tinggi kepala gigi

hk

= 4 mm


Tinggi kaki gigi

hf

= 4,8 mm


Z1

= 30


Z2

= 105

Jarak sumbu poros

a

= 270 mm

Diameter jarak bagi

do1

= 120 mm

do2

= 420 mm

db1

= 110,4 mm

db2

= 410,4 mm

dk1

= 128 mm

dk2

= 428 mm


t

= 12,56 mm

Tinggi gigi

H

= 9 mm

Diameter kaki

df1

= 110 mm

Diameter dasar

Diameter kepala

df2 = 410 mm Tebal gigi

S

= 6,28 mm

Kecepatan keliling

Vo1

= Vo2

= 6,12 m/det

Gaya tangensial yang terjadi

Ft1

= Ft2

= 497,3 kg

Tegangan geser yang terjadi

τ1

= τ2

= 1,38 kg/mm2

Tegangan lentur yang terjadi

σa1

= 26,4 kg/mm2

σa2

= 21 kg/mm2

Bahan roda gigi 1 dipilih S45C dengan σa = 30 kg/mm2 dan σb = 58 kg/mm2 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Bahan roda gigi 2 dipilih S35C dengan σa = 26 kg/mm2 dan σb = 52 kg/mm2

3.5.5.2. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Kedua

Daya dari poros elektromotor diteruskan keporos roda gigi tingkat kedua, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 3 dan 4, yaitu :


i2

= 2,8

Modul

m

=5

Lebar gigi

b

= 50 mm

Tinggi kepala gigi

hk

= 5 mm

Tinggi kaki gigi

hf

= 6 mm


Z3

= 30


Z4

= 84

Jarak sumbu poros

a

= 285 mm

Diameter jarak bagi

do3

= 150 mm

do4

= 420 mm

db3

= 138 mm

Diameter dasar


db4

= 408 mm

dk3

= 160 mm

dk4

= 430 mm


t

= 15,7 mm

Tinggi gigi

H

= 11,25 mm

Diameter kaki

df3

= 137,5 mm

Tebal gigi

S

= 7,85 mm

Diameter kepala

Kecepatan keliling

Vo3

= Vo4

= 2,18 m/det

Gaya tangensial yang terjadi

Ft3

= Ft4

= 1396,2 kg


τ3

= τ4

= 2,5 kg/mm2


σa3

= 27 kg/mm2

σa4

= 22 kg/mm2

Putaran poros II

n2

= n3

= 278,57 rpm

Putaran poros III

n4

= n5

= 99,48 rpm

Bahan roda gigi 3 dipilih S45C dengan σa = 30 kg/mm2 dan σb = 58 kg/mm2 Bahan roda gigi 4 dipilih S35C dengan σa = 26 kg/mm2 dan σb = 52 kg/mm2

3.5.5.3. Perhitungan Dimensi Roda Tingkat Ketiga

Daya dari poros elektromotor diteruskan keporos roda gigi tingkat ketiga, dan dengan cara perhitungan yang sama seperti transmisi roda gigi tingkat pertama dapat diperoleh ukuran-ukuran roda gigi 5 dan 6, yaitu :



i3

= 1,7

Modul

m

=6

Lebar gigi

b

= 60 mm

Tinggi kepala gigi

hk

= 6 mm

Tinggi kaki gigi

hf

= 7,2 mm


Z5

= 40


Z6

= 68

Jarak sumbu poros

a

= 324 mm

Diameter jarak bagi

do5

= 240 mm

do6

= 408 mm

db5

= 225,6 mm

db6

= 393,6 mm

dk5

= 252 mm

dk6

= 420 mm


t

= 18,84 mm

Tinggi gigi

H

= 13,5 mm

Diameter kaki

df5

= 225 mm

df6

= 393 mm

Diameter dasar

Diameter kepala

Tebal gigi Kecepatan keliling Gaya tangensial yang terjadi

S

= 9,42 mm

Vo5 = Vo6 Ft5

= Ft6

= 0,41 m/det = 7423,6 kg


= 9,16 kg/mm2


τ5

= τ6


σa5

= 60,4 kg/mm2

σa6

= 55 kg/mm2

n6

= 58,5 rpm

Putaran poros IV

Bahan roda gigi 5 dipilih SUP6 dengan σa = 110 kg/mm2 dan σb = 125 kg/mm2 Bahan roda gigi 6 dipilih SUP6 dengan σa = 110 kg/mm2 dan σb = 125 kg/mm2 3.6. Perhitungan Konstruksi Boom dan Girder

3.6.1 Perhitungan Boom

Bentuk, ukuran dan pembebanan pada boom dapat dilihat pada gambar 3.24 berikut ini :

Gambar 3.24 Konstruksi boom


Gambar 3.25 Pembebanan pada boom Berdasarkan pembebanan yang dialami kontruksi boom seperti yang terlihat pada gambar 3.25 maka dapat dianalisa gaya-gaya yang terjadi sebagai berikut : Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan A : ∑ MA

=0

a 2

l 2

P.b + q3.a   - q3.l.   + Ra.l = 0

RA

 a2 − P.b − q3 .  2 = l

 l2  + q3 .  2

(lit.4 , hal 187)

  

dimana : P

= kapasitas angkat pesawat, berat spreader dan berat trolley 44000 + 10000 + 20000 = 74000 kg.

b

= jarak titik pembebanan dan titik tumpuan B (2 m )

a

= jarak tumpuan B dengan ujung boom ( 5 m )

l

= jarak tumpuan A dan tumpuan B ( 34 m )

q3

= berat boom permeter


=

Wb ; L

=

100000 = 2564,1 kg/m. 39

L = panjang boom ( 39 m )

sehingga :

RA

 52 − 74000(2) − 2564,1  2 = 34

  34 2  + 2564,1   2

   = 135705,83 kg.

Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan B adalah : ∑ Fy

=0

RA – q3.L + RB – P = 0 RB

= -RA + q3.L + P = -135705,83 + 2564,1(39) + 74000 = 38294,07 kg.

Momen maksimum yang terjadi pada batang adalah :

Mmax

= RA .

l l3 - q3. 2 8

(lit.4 , hal 187)

34 34 3 = 135705,83. - 2564,1. = 280486,83 kg.m 2 8 Momen penampang lentur pada boom dari gambar 3.25 juga dapat ditentukan dengan cara :

W

B.H 2 b.h 2 = − 6 6 =

B.H 2 (B − 2.t )(H − 2.t ) − 6 6

(lit.4, hal 195)

2


=

3,85(1,65) 2 (3,85 − 2.0,02)(1,65 − 2.0,02) 2 0,1 m2 − 6 6

Tegangan lentur yang terjadi pada boom adalah : σB

=

M max W

=

280486,83 = 2804868,3 kg/m2 = 280,49 kg/cm2. 0,1

Bahan boom yang dipilih adalah (FC30) dengan kekuatan tarik σb = 3000 kg/cm2.

Maka tegangan lentur yang diizinkan adalah : σbi

=

=

σb K

; dimana faktor keamanan yang diambil K = 8

3000 = 375 kg/cm2. 8

Maka untuk beban lentur perencanaan boom aman digunakan karena σbi > σB.

Defleksi yang terjadi akibat berat boom adalah :

Y1

=

q3 q .a 2 l.x  x 2  1 − 2  l 3 .x − 2.x 3 + x 4 − 3 24.EI 12 EI  l 

(

)

(lit.4 , hal 193)

dimana : E

= modulus elastisitas = 21 x 109 kg/m2.

I

= momen inersia pada penampang boom.


=

B.H 3 b.h 3 − 12 12

=

B.H 3 (B − 2.t )(H − 2.t ) − 12 12

=

3,85(1,65) 3 (3,85 − 2.0,02)(1,65 − 2.0,02) 3 = 0,12 m − 12 12

(lit.4 , hal 149)

3

maka defleksi yang terjadi akibat berat boom pada jarak x =

Y1

l adalah : 2

2564,1 2564,1(5 2 )(34)(17)  17 2  3 3 4 1 −  = (34 − 17) − (2.17 ) + 17 − 24(21.10 9 )0,12 12(21.10 9 )(0,12)  34 2 

(

)

= 0,017 m. defleksi yang terjadi akibat beban angkat crane pada jarak x =

Y2

=

P.l 2 .b 16.EI

=

74000(34 2 )2 = 0,0042 m. 16(21.10 9 )0,12

l adalah : 2 (lit.4 , hal 193)

deflesi total adalah : Y

= Y1 +Y2 = 0,017 + 0,042 = 0,0212 m.

3.6.2 Perhitungan Girder

Pembebanan, dimensi dan bentuk kontrusi girder dapat dilihat pada gambar 3.26 berikut ini : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Gambar 3.26 Kontruksi Girder

Gambar 3.27 Pembebanan pada Girder Dari pembebanan yang dialami girder seperti yang terlihat pada gambar 3.27 maka dapat dianalisa gaya-gaya yang terjadi sebagai berikut : Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan B : ∑ MA = 0

a2 l2 + q3. - RB.l = 0 -P.b – q3. 2 2

RB

 a2 − P.b − q3 .  2 = l

 l2  + q3 .  2

  

 20 2 − 74000(2) − 2564,1.  2 = 24

  24 2  + 2564,1.   2

   = - 36848,2 kg.

Gaya reaksi yang terjadi pada tumpuan A : ∑ MB = 0


(-q3.a)- P – (q3.l) – (RB + RA) RA

= -q3.a + P + q3.l + RB = -2564,1(20) + 74000 + 2564,1(24) + 36848,2 = 223668,6 kg.

Momen maksimum yang terjadi pada girder adalah :

Mmax

= RB.l + q3.

l2 2

= 36848,2(24) + 2564,1

24 2 = 1622817,6 kg.m 2

Tegangan lentur yang terjadi : σB

dimana W

=

M max ; W

= momen tahanan lentur penampang girder (0,1 m3).

maka : σB

=

1622817,6 = 16228176 kg/m2 = 1622,82 kg/cm2. 0,1

Bahan girder yang dipilih adalah batang baja karbon difnis dingin (S55D-C) dengan kekuatan tarik σb = 10100 kg/cm2. Sehingga tegangan lentur yang diizinkan adalah : σbi

=

=

σb K

10100 = 1683,33 kg/cm2. 6

defleksi yang terjadi akibat berat girder :


Y1

=

q3 .a 4 8 EI

=

2564,1(20) 4 = 0,02 m. 8(21.10 9 ).0,12

defleksi yang terjadi akibat beban angkat crane :

Y2

P.l 2 .b = 16 EI =

74000(24) 2 .15 = 0,016 m. 16(21.10 9 ).0,12

defleksi total yang terjadi pada girder adalah : Y

= Y1 + Y2 = 0,02 + 0,016 = 0,036 m.

3.7. Perhitungan Sistim Rem Untuk Mekanisme Trolley

Jenis rem yang dipergunakan pada mekanisme trolley direncakan berbeda dengan jenis rem pada sistim pengangkat yaitu jenis rem blok ganda. Daya statik pengereman yang dipakai adalah : Nbr

Dimana :

=

W .V η .75.π

W

= Kapasitas angat

V

= Kecepatan angkat = 2 m/det

η

= Effisiensi total mekanisme = 0,8

Maka : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Nbr

=

841,69.2 = 28 Hp 0,8.75

Momen statis pada saat pengereman adalah : Mst

= 71620

N br nbr

= 71620

28 = 2061 kg.m 975

(Lit 1, hal 292)

Momen gaya dinamik saat pengereman adalah :

Mdin

Dimana :

=

δ .GD 2 .n 375.t br

+

0,975.Q.V 2 .η n.t br

tbr

= Waktu untuk pengereman (1 detik)

δ

= koefisien efek massa bagian mekanisme transmisi ( δ = 1,1 s/d 2,5) diambil 1,5.

Maka :

Mdin

1,5(10,4)975 0,975.841,69.2 2.0,8 + = = 43,25 kg.m 375.1 975(1)

Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : Mbr

= Mdin - Mst = 43,25 – 20,61 = 22,64 kg.m

Tekanan yang diperlukan untuk menggerakkan rem dengan sepatu ganda dapat dihitung dengan rumus : Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

M br D.µ

S

=

Dimana :

μ

= koefisien gesekan ( 0,35 atau 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 :

π .D.B.β

F

=

Dimana :

B

= Lebar sepatu (direncanakan = 6 cm)

β

= Sudut kontak antara roda dan sepatu rem (600 s/d 1200)

360

Maka : F

=

π .35.6.60 360

= 109,9 cm2

Tekanan satuan antara sepatu dan roda rem adalah : P

=

S F

=

184,8 = 1,68 kg/cm2 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. 3.8. Perhitungan Mekanisme Gantry Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

3.8.1 Perhitungan Roda Jalan Gantry

Gaya maksimum yang terjadi pada roda jalan adalah : Pmax

=

Wcr nw

Wcr = berat total crane adalah 700 ton (data survey)

dimana :

nw = jumlah roda jalan (direncanakan 36 buah)

maka : Pmax

=

700000 = 19444,44 kg 36

Bahan roda jalan yang dipilih adalah S30C dengan kekuatan tarik σt = 4800 kg/cm2 Diameter roda jalan ditentukan dengan menggunakan persamaan dibawah ini :

Rw

dimana : σci

 600 =   σ ci

Pmax .H g    bw 

2

= tegangan yang diizinkan = 4000 kg/cm2

bw

= lebar roda jalan (direncanakan = 60 mm)

Hg

= faktor perhitungan kecepatan gelinding, Hg = 0,2 s/d 1

Vw

= kecepatan gelinding (direncanakan 45 m/menit atau 0,75 m/dtk)

sehingga : Hg

= 0,5 x 0,75 = 0,375


maka : 2

Rw

 600 19444,44.0,375   = 27,34 cm =  4000  6  

Diameter roda jalan adalah : Dw

= 2.Rw = 2.(27,34) = 54,68 cm, diambil 60 cm

Diameter poros roda jalan ditentukan dengan persamaan :

dw

dimana : L σb

=

10,3.Pmax .L

σb

= jarak plat ke roda (direncanakan = 15 cm) = tegangan lentur bahan yang diizinkan

Bahan poros yang dipilih adalah S35C dengan kekuatan tarik σt = 5200 kg/cm2 dan tegangan lentur izin σb = 2600 kg/cm2. sehingga :

dw

=

10,3(19444,44).15 = 10,5 cm, diambil 11 cm. 2600


Gambar 3.28 Diagram untuk menentukan tahanan gesek

BAB IV PERHITUNGAN BANTALAN DAN KOPLING

4.1.

Perhitungan Bantalan Poros Utama Transmisi Mekanisme Spreader

Pada poros utama transmisi terdapat dua bantalan gelinding. Ukuran-ukuran utama bantalan disesuaikan dengan diameter ukuran poros utama. Adapun bentuk salah satu bantalan gelinding dapat dilihat pada gambar 4.1 berikut ini :


Gambar 4.1 Bantalan gelinding

Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : Mt

= 71620

N n

= 71620

320 = 23386,12 kg.cm 980

Bahan yang dipilih adalah baja karbon dengan kekuatan tarik σb = 5500 kg/cm2.

Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σbi

=

=

σb K

5500 = 687,5 kg/cm2. 8

Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σpi

= 0,7 . σbi = 0,7 . 687,5 = 481,25 kg/cm2.


Maka diameter poros utama pengangkat dapat dihitung dengan rumus :

d≥

Mt 0,2.σ pi

d≥

23386,12 = 6,2 cm = 62 mm ; dipilih diameter poros = 65 mm. 0,2(481,25)

maka : Diameter dalam bantalan (d)

= 65 mm

Lebar bantalan (B)

= 11 mm

(Dimensi Bantalan)

Diameter luar (D)

= 100 mm

(Dimensi Bantalan)

jari-jari fillet (r)

= 1 mm

(Dimensi Bantalan)

Gaya keliling (radial) pada poros utama : Po

= Xo.Fr + Yo.Fa

(Lit 2 , hal 135)

dimana : Po

= beban radial ekivalen statis.

Fr

= gaya radial pada bantalan.

Fa

= gaya aksial pada bantalan.

Xo

= 0,6 dan Yo = 0,5

Gaya radial yang terjadi pada bantalan adalah : Fr

=

Mt 1 / 2.(d pa )

(Lit 5 , hal 63)


=

23386,12 = 71957,29 kg = 705901,0149 N (0,5)(0,65)

Gaya aksial yang terjadi pada bantalan adalah : Fa

dimana

= Fr

fa Co

(Lit 2 , hal 149)

fa f dapat dilihat pada tabel dari lampiran 11 dengan nilai a = 0,014. Co Co

maka : Fa

= 71957,29 (0,014) = 1007,2 kg = 9882,6 N

maka gaya keliling (radial) pada bantalan adalah : Po

4.2

= 0,6(705901,0149) + 0,5(9882,6) = 428481,9 N

Perhitungan Bantalan Poros Utama Transmisi Mekanisme Trolley

Momen torsi yang terjadi pada poros adalah : Mt

= 71620

N n

= 71620

40 = 2938,25 kg.cm 970

Bahan yang dipilih adalah baja karbon dengan kekuatan tarik σb = 5200 kg/cm2.


Tegangan tarik yang diizinkan adalah : σbi

=

=

σb K

5200 = 650 kg/cm2. 8

Tegangan puntir yang diizinkan adalah : σpi

= 0,7 . σbi = 0,7 . 650 = 455 kg/cm2.

Maka diameter poros utama pengangkat dapat dihitung dengan rumus :

d≥

Mt 0,2.σ pi

d≥

2938,25 = 3,18 cm = 31,8 mm ; dipilih diameter poros = 32 mm. 0,2(455)

maka : Diameter dalam bantalan (d)

= 32 mm

Lebar bantalan (B)

= 9 mm

Diameter luar (D)

= 58 mm

jari-jari fillet (r)

= 0,5 mm

(Dimensi Bantalan) (Dimensi Bantalan) (Dimensi Bantalan)


Gaya keliling (radial) pada poros utama : Po

= Xo.Fr + Yo.Fa

dimana : Po

= beban radial ekivalen statis.

Fr

= gaya radial pada bantalan.

Fa

= gaya aksial pada bantalan.

Xo

= 0,6 dan Yo = 0,5

Gaya radial yang terjadi pada bantalan adalah : Fr

=

Mt 1 / 2.(d pa )

=

2938,25 = 18364,06 kg (0,5)(0,32)

Gaya aksial yang terjadi pada bantalan adalah : Fa

dimana

= Fr

fa Co

fa f dapat dilihat pada tabel dari lampiran 11 dengan nilai a = 0,028. Co Co

maka : Fa

= 18364,06 (0,028) = 514,2 kg.

maka gaya keliling (radial) pada bantalan adalah : Po

= 0,6(18364,06) + 0,5(514,2) = 11275,53 kg.


4.3.

Perhitungan Kopling Tetap Pada Mekanisme Spreader

Kopling tetap adalah elemen mesin yang berfungsi meneruskan daya dan putaran dari poros penggerak ke poros yang digerakkan secara pasti (tanpa slip), dimana sumbu kedua poros tersebut terletak pada suatu garis lurus atau dapat sedikit berbeda sumbunya. Crane direncanakan memakai sebuah kopling jenis flens kaku, gambar 4.2 dibawah menunjukkan bentuk dari kopling flens yang direncanakan.

Gambar 4.2 Kopling flens kaku

Data-data awal perencanaan : Daya motor

(P)

= 320 Hp (238,72 kW)

Putaran motor (n)

= 980 rpm

Momen torsi

= 9,74.105 x

(T)

P. f c n

(Lit 2 , hal 11)

dimana : fc adalah faktor koresi daya = 1,2 Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

= 9,74.105 x Diameter poros (D)

238,72(1,2) = 284710,1 kg.mm 980

= 65 mm

Data-data ini dipakai sebagai dasar perhitungan rancangan selanjutnya yaitu : Kopling yang digunakan untuk menghubungkan poros dari motor ke poros roda gigi memakai kopling tetap jenis flens. Dimensi-dimensi kopling tersebut sesuai dengan notasi yang dipakai dan dengan menggunakan tabel pada lampiran 18 maka diperoleh nilai-nilai sebagai berikut : Diameter lubang D = 65 mm, diameter terluar kopling A = 230,5 mm, lebar kopling H = 38 mm, panjang dudukan poros L = 82,5 mm, diameter luar dudukan poros C = 115 mm, diameter lobang baut d = 15 mm, diameter jarak pusat lobang baut B = 165 mm, G = 206 mm, F = 19,4 mm, K = 6,5 mm dan jumlah baut n = 6 baut. Bahan kopling dipilih dari baja karbon cor dengan kekuatan tarik bahan σb = 20 kg/mm2. Bahan baut dan mur dari baja karbon dengan kekuatan tarik bahan σb = 50 kg/mm2. Tegangan geser pada baut dengan efektivitas baut 50 % (jumlah baut yang menerima beban terbagi merata hanya 3 buah) dapat dicari dengan persamaan : τb

=

8.T π .d 2 .ne .B

(Lit 2 , hal 34)

dimana : d adalah diameter baut, sesuai dengan diameter lobang baut yang disarankan untuk kopling dengan diameter 65 mm sebesar 19 mm, sehingga : τb

=

8(284710,1) = 4,06 kg/mm2. 2 π .19 .3.165


Tegangan geser izin untuk baut dari baja karbon adalah : τba

=

σb S f 1 .S f 2

=

50 =4,166 kg/mm2. (6)(2)

Harga Sf1 dan Sf2 adalah faktor keamanan terhadap kelelahan puntir dan konsentrasi tegangan. Dari hasil terlihat bahwa tegangan geser yang terjadi lebih kecil daripada harga yang diperbolehkan, sehingga baut cukup aman dipakai. Tegangan geser pada kopling, dicari dengan rumus : τf

=

τf

=

2T , harga-harga dimensi kopling dipakai disini, sehingga : π .C 2 .F 2(284170,1) = 0,7 kg/mm2. π .115 2.19,4

Tegangan geser izin bahanbaja karbon cor sebesar : τfa

=

σb S f 1 .S f 2

=

20 = 1,66 kg/mm2. (6)(2)

Dari perhitungan dapat dilihat bahwa tegangan geser izin kopling lebih besar daripada tegangan geser yang terjadi sehingga kopling aman buat dipakai.

4.4

Perhitungan Kopling Pada Mekanisme Trolley

Kopling yang direncanakan untuk meneruskan daya dan putaran dari motor ke poros transmisi trolley adalah kopling flens kaku. Data-data awal perencanaan : Daya motor

(P)

= 40 Hp (29,4 kW)


Putaran motor (n)

= 975 rpm

Momen torsi

= 9,74.105 x

(T)

P. f c n

dimana : fc adalah faktor koresi daya = 1,2 = 9,74.105 x Diameter poros (D)

29,4(1,2) = 35243,82 kg.mm 975

= 32 mm

Data-data ini dipakai sebagai dasar perhitungan rancangan selanjutnya yaitu : Kopling yang digunakan untuk menghubungkan poros dari motor ke poros roda gigi memakai kopling tetap jenis flens. Dimensi-dimensi kopling tersebut sesuai dengan notasi yang dipakai pada gambar 3.3 dan dengan menggunakan tabel pada lampiran 18 maka diperoleh nilai-nilai sebagai berikut : Diameter lubang D = 32 mm, diameter terluar kopling A = 133 mm, lebar kopling H = 22,4 mm, panjang dudukan poros L = 47,65 mm, diameter luar dudukan poros C = 57 mm, diameter lobang baut d = 10,5 mm, diameter jarak pusat lobang baut B = 93 mm, G = 118,4 mm, F = 11,2 mm, K = 4 mm dan jumlah baut n = 4 baut.

Bahan kopling dipilih dari baja karbon cor dengan kekuatan tarik bahan σb = 20 kg/mm2. Bahan baut dan mur dari baja karbon dengan kekuatan tarik bahan σb = 60 kg/mm2 Tegangan geser pada baut dengan efektivitas baut 50 % (jumlah baut yang menerima beban terbagi merata hanya 3 buah) dapat dicari dengan persamaan : τb

=

8.T π .d 2 .ne .B

dimana :


d adalah diameter baut, sesuai dengan diameter lobang baut yang disarankan untuk kopling dengan diameter 32 mm sebesar 10,5 mm, sehingga : τb

=

8(35243,82) = 4,37 kg/mm2. 2 π .10,5 .2(93)

Tegangan geser izin untuk baut dari baja karbon adalah : τba

=

σb S f 1 .S f 2

=

60 =5 kg/mm2. (6)(2)

Harga Sf1 dan Sf2 adalah faktor keamanan terhadap kelelahan puntir dan konsentrasi tegangan. Dari hasil terlihat bahwa tegangan geser yang terjadi lebih kecil daripada harga yang diperbolehkan, sehingga baut cukup aman dipakai.

Tegangan geser pada kopling, dicari dengan rumus :

τf

=

τf

=

2T , harga-harga dimensi kopling dipakai disini, sehingga : π .C 2 .F 2(35243,82) = 0,6 kg/mm2. 2 π .57 .11,2

Tegangan geser izin bahan baja karbon cor sebesar : τfa

=

σb S f 1 .S f 2

=

20 = 1,66 kg/mm2. (6)(2)


BAB V KESIMPULAN


Berdasarkan hasil dari perhitungan dan perencanaan yang telah dilakukan pada bab yang sudah dicari, maka didapat kesimpulan dan saran sebagai berikut : 1. Gantry Crane yang digunakan untuk membongkar peti kemas dipelabuhan laut untuk kebutuhan export dan import bahan jadi maupun bahan baku. Gantry crane yang digunakan dengan kapasitas 40 ton dan tinggi angakat maksimum 41 meter dengan jarak perpindahan Gantry maksimum4 meter, dengan berat total Gantry adalah 700 ton. Perencanaan ini bertujuan untuk merancang sebuah pesawat pengangkat yaitu Gentry Crane pada Spreader dan Trolley yang berguna untuk mengangkat peti kemas pada sebuah pelabuhan laut Mekanisme Longitudinal terjadi pada Gantry : Roda jalan yang digunakan pada Gantry dengan diameter 60 cm dan terbuat dari bahan S 30 C, diameter poros pada roda jalan gantry sebesar 11 cm dengan bahan baja karbon 2. Kemampuan gerak crane

:

1.Hoist (pengangkatan pada spreader) Mekanisme Hoist pengangkatan pada spreader adalah : •

Tali Baja yang digunakan adalah 6 x 41 Warrington + 1 Fiber core yang diganakan untuk mengangkat Spreader dengan kekuatan putus tali sebesar 41.266,5 Kg. Bahan tali yang digunakan dari baja karbon tinggi.

•

Puli dan Drum yang digunakan untuk mekanisme Hoist puli terbuat dari Baja nikel khrom dengan diameter drum 1045 mm, panjang drum 3595 mm, dan tebal drum 27 mm. Sedangkan diameter puli sebesar 82 mm.


•

Spreader direncanakan untuk mengangkat beban dengan kapasitas yang besar, dimana pada ujung spreader tersebut dipasang bucket untuk tempat peti kemas yang akan diangkat. Dengan bahan dari spreader adalah SNCM 1dengan panjang 5000 meter dan bahan dari rangka yang digunakan pada spreader Baja Profil L (L152 x 152 x 25,4) dan W (W460 x 113).

•

Motor penggerak yang digunakan pada mekanisme hoist adalah Daya 320 Hp, 3 Phasa, 6 kutub dan 980 rpm dengan diameter poros 65 mm dan dari bahan baja kabon.

•

Sistem Rem yang digunakan Spreader adalah sistem rem cakram dengan jumlah 2 buah dan terbuat dari bahan besi cor dengan bahan pelapis rem asbes.

2.Tranversal (Mekanisme pada trolley) Mekanisme transversal pada Gantry Crane terjadi pada Trolley : •

Tali baja yang digunakan pada mekanisme Trolley adalah 6 x 19 + 1 Fiber core dari bahan baja karbon tinggi, mempunyai diameter sebesar 23,9 meter. Dengan berat tali per meter 2,21 Kg/m.

•

Puli dan Drum yang digunakan pada mekanisme Trolley terbuat dari bahan Baja cor grafit bulat dengan diameter 670 mm, diameter drum 670 mm dan tebal dinding 28 mm.

•

Motor pengerak yang digunakan pada mekanisme Trolley daya 40 Hp, 3 phasa, 6 kutub dan 975 rpm. Poros yang digunakan pada Trolley dengan diameter 32 mm dan dari bahan baja karbon.

•

Boom dan Girder yang terdapat pada mekanisme Trolley, rangka boom dan girder terbuat dari Baja profil L dengan ukuran profil L152 x 152 x 25,4. Panjang Girder 44 m dan panjang Boom 39 m.

•

Sistem rem yang digunakan pada mekanisme Trolley adalah rem block ganda dengan jumlah rem adalah 1 buah, bahan dari cakram adalah besi cor dan bahan pelapis rem dibuat asbes.


Saran : Beberapa saran yang dapat penulis berikan berdasarkan atas hasil yang diperoleh pada perancangan Spreader dan Trolley yang telah direncanakan sebelummya, yaitu :

1. Diharap bagi mahasiswa yang akan mengambil Skripsi hendaknya melakukan survey lapangan langsung yang berguna untuk melengkapi data dari skripsi tersebut dan agar memahami dan mengerti tujuan penggunaan dari Gantry Crane ini. 2. Untuk menghitung Gantry crane dengan kapasitas angkat 40 ton dan tinggi angkat 41 meter dan jarak perpindahan Gantry 4 meter agar memperhatikan posisi dari tempat pembuatan rel yang merupakan landasan tempat Gantry berdiri supaya tidak terjadi kemiringan pada posisi gantry dan juga memperhatikan besar dari kapal yang akan melakukan proses bongkar muat selanjutnya sebelum melakukan perakitan dari Gantry hendaknya melakukan perhitungan dari kekuatan dari tiap batang Gantry. 3. Pada kemampuan gerakan Hoist yang terjadi di Spreader agar melakukan perawatan dan pengecekan sebelum maupun sesudah pengoperasian untuk menjaga kondisi kemampuan Tali baja yaitu 6 x 41 Warrington + 1 fiber core juga membandingkan dengan jenis tali yang lain berdasarkan kemampuan dari masingmasing jenis tali, puli dan drum dalam mengangkat beban dengan kapasitas yang besar. 4.

Pada kemampuan gerakan Transversal yang terjadi di Trolley agar

dilakukannya pengecekan berkala pada motor penggerak serta memperhatikan kekuatan dari Boom dengan panjang 39 m dan Girder dengan panjang 44 m sehingga Trolley aman saat melakukan mekanisme Transversal dan juga melakukan perawatan berkala pada sistem rem yang digunakan. 5.

Diharapkan pada operator di mesin utama Gantry

agar melakukan

pengecekan dan perawatan berkala dari motor diesel yang berfungsi menggerakkan generator.


DAFTAR PUSTAKA

1. Rudenko, N, 1966.Mesin Pengangkat, Erlangga, Jakarta. 2. Sularso, 1997. Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Pradnya Paramita, Jakarta. Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

3. G.M. Maitra, 1964. Hand Book of Gear Design, Tata McGrawHill, New Delhi. 4. Hamrock, Bernard, J1999., Fundamentals of Machine Elements, WCB McGrawHill, International Edition, Singapore. 5. Joseph ,E, Shigley, 1986. Perencanaan Teknik Mesin, Jilid 1, Erlangga, Jakarta. 6. Hamrock, Bernard, J, Fundamentals of Machine Elements, WCB McGrawHill, International Edition, Singapore, 1999. 7. G.M. Maitra, Hand Book of Gear Design, Tata McGrawHill, New Delhi 8. Rudenko, N, Material Handling Equipment, Moscow, 1964. 9. George. H. Martin, Setyobakti, 1999. Kinematika dan Dinamika Teknik, Edisi kedua, Erlangga, Jakarta. 10. Prof. Dr. S. Nasution, M. A. 1994, BUKU PENUNTUN MEMBUAT TESIS, SKRIPSI, DISERTASI DAN MAKALAH, Edisi pertama, PT. Karya Unipress 11. Niemann, 1994. Gambar Elemen Mesin, Jilid 1, Erlangga, Jakarta.

LAMPIRAN

Lampiran 1 Spesifikasi Motor Penggerak Pada Spreader.


Roda Gigi 1 Roda Gigi 3

Lampiran 2

Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x 19 + 1 fibre core


Lampiran 3

Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 6 x 37 + 1 fibre core


Lampiran 4

Tegangan maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 18 x 7 + 1 fibre core


Lampiran 5

Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah Untuk tali baja : tipe : 6 x 26 Warrington Seale + fibre core


Lampiran 6

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


Lampiran 7

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


Lampiran 8

Tegangan tarik maksimum berbagai diameter tali dan beban patah untuk tali baja : tipe : 18 x 17 Seale I.W.R.C.

Lampiran 9

Efisiensi Puli


Lampiran 10

Harga faktor m

Lampiran 11 Harga faktor C Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

Lampiran 12

Harga faktor C1

Lampiran 13

Harga faktor C 2


Lampiran 14 Harga a, z2 dan β

Lampiran 15

Dmin Sebagai fungsi jumlah lengkungan d


Lampiran 16

Kekuatan batang baja karbon difinis dingin

Lampiran 17

Ukuran standar ulir kasar metris (JIS B 0205)


Lampiran 18

Baja Karbon Untuk Konstruksi Mesin


Lampiran 19 Ukuran Kopling Flens Kaku



Lampiran 20 Dimensi roda rem

Lampiran 21 Sifat Mekanis Standart


Lampiran 22 Spesifikasi Peti Kemas.p

Spesifikasi Peti Kemas 40 fit

Spesifikasi Peti Kemas 20 fit Muhammad Anhar Pulungan : Perancangan Mekanisme Spreader Gantry Crane Dengan Kapasitas 40 Ton Dengan Tinggi Angkat Maksimum 41 Meter Yang Dipakai Di Pelabuhan Laut, 2009. USU Repository © 2009

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

Recommend Documents