Pengumpulan Data Karakteristik Pada Perancangan Pada

BAB III METODOLOGI PERANCANGAN TROLLEY DAN SPREADER

3.1 Pengumpulan Data

Sebelum melakukan perancangan terlebih dahulu dilakukan pengumpulan data. Hal ini dilakukan untuk mendapatkan informasi tentang gambaran secara analitis terhadap sesuatu yang akan dihitung. Data-data yang didapatkan akan menjadi acuan dalam perhitungan yang akan dilakukan. Maka ada beberapa parameter yang harus diperhatikan untuk mendapatkan data yang cukup, sehingga perlu melakukan riset langsung ke lapangan di Pelabuhan Indonesia I Medan cabang Belawan International Container Terminal BICT agar perancangan pada trolley dan spreader dapat dihitung. Alat pengangkat untuk mengangkat peti kemas yang menggunakan crane ialah gantry crane, karena begitu luasnya cakupan tentang gantry crane ini maka penulis, hanya melakukan perancangan yang terpasang pada gantry crane ini yaitu pada trolley dan spreader

3.2 Karakteristik Pada

Trolley Parameter teknis utama dari trolley adalah kapasitas angkat, berat mati dari mesin tersebut, dimana data teknis pada trolley ialah sebagai berikut: • Perpindahan trolley : 77 m • Kecepatan trolley : 125 mmenit Universitas Sumatera Utara • Berat trolley dan jabin utama : 20000 kg = 20 ton • Berat muatan yang dibawa : 54000 kg = 54 ton • Daya motor : 85 Hp • Putaran : 1800 rpm Data-data ini diambil langsung ke lapangan di Pelabuhan Indonesia I, cabang Belawan International Container Terminal.

3.3 Perancangan Pada

Trolley Mekanisme perancangan pada gerakan trolley meliputi perencanaan- perencanaan sebagai berikut : 1. Roda trolley 2. Tali baja Wire rope 3. Pully 4. Drum 5. Elektromotor 6. Sistem transmisi 7. Sistem rem 8. Kopling 9. Bantalan Universitas Sumatera Utara

3.3.1 Perencanaan pada roda jalan trolley

Beban maksimum yang berkerja pada roda trolley adalah: P max = 4 G Q + lit : 1, hal : 237 Dimana : Q = berat muatan = 54000 kg 54 ton G = berat trolley = 20000 kg 20ton dari hasil survey Untuk berat muatan Q = berat spreader + kapasitas beban Q = 10000 kg + 44000 kg Q = 54000 kg 54 ton Maka: P max = 4 20000 54000 kg kg + = 18500 kg Faktor perhitungan kecepatan gelinding roda trolley adalah : k = 0,2 sd 1 v diambil 0,5 lit :1, hal 261 dimana : v = kecepatan gelinding roda, direncanakan 2 ms sehingga, k = 0,5 x 2 k = 1 Untuk mencari tegangan tekan roda trolley menggunakan rumus: σ p =       r b k P . . 600 max Lit : 1, hal 260 dimana :b = lebar permukaan kerja rel rata atau lebar roda trolley = 10 cm d = diameter roda trolley D = 62 cm direncanakan Universitas Sumatera Utara Maka: σ l =                   2 62 . 10 1 . 18500 600 cm cm kg σ l = 600 x 2 310 18500 cm kg σ l = 600 x 2 59,677 cm kg σ l = 600 x 7,725 kgcm 2 σ l =4635 kgcm 2 Dari perhitungan yang telah dilakukan maka tegangan tekan yang terjadi akibat pembebanan pada roda trolley sebesar σ l = 4635 kgcm 2 . maka bahan yang digunakan pada roda trolley ialah Hardened Stell 3 dengan tegangan tekan yang diizinkan sebesar p izin = 7600 kgcm 2 , terdapat lampiran 2 Lit 1 hal 261 Untuk mencari diameter poros roda trolley dapat ditentukan dengan rumus : d s = 13 Lit 4 Hal 12 dimana : L = panjang poros sebesar = 25 cm, dan x ialah setengah dari jarak pada panjang poros denganbahan poros yang dipilih S55C-D dengan kekuatan tarik σ t = 7200 kgcm 2 . Dengan faktor keamanan beban statis diambil K statis = 6 dan faktor keamanan dinamis K dinamis = 4 lit 4, hal 16 P = besarnya beban yang dialami oleh satu roda sebesar 18500 kg Universitas Sumatera Utara P2 P2 25 cm 25 cm P2 P2 karena roda trolley mengalami beban statis dan dinamis sehingga faktor keamanan seluruhnya menjadi 6x4 = 24, maka tegangan lentur izin a = = 300 kgcm 2 M = momen lentur pada beban satu gandar kg .cm Gambar 3.1 Sistem pembebanan pada poros roda Universitas Sumatera Utara D d Q+G Q+G W k Maka : d s = lit 4, hal 12 Dengan momen M = . x M = . 12,5 cm M = 115625 kg cm d s = 3 2 300 cm kg 115625 . 10,2 cm kg = 15,783 cm digenapkan 16 cm Gambar 3.2Menentukan tahanan gesek Keterangan gambar : D = diameter roda trolley = 62 cm d = diameter poros roda trolley = 16 cm k = koefisien kecepatan gelinding roda =0,05 lit1, hal : 238 W = Tahanan total terhadap gerakan trolley pada gerakan normal Q+G = bobot muatan dan bobot trolley = 74000 kg Universitas Sumatera Utara tahanan total terhadap gerakan trolley pada gerakan normal adalah : W = W 1 + W 2 lit 1, hal: 283 Dan tahanan akibat pada gerak roda trolley adalah : W 1 = Q+G β       + D k d 2 µ Lit : 1 hal : 284 Dengan : Q = bobot muatan 54000kg G = bobot trolly 20000 kg β = koefisien untuk memperhitungkan gesekan pada flens roda gerak, dimana β = 1,2-1,3 untuk bantalan luncur dan β = 1,8 untuk bantalan rol. μ = koefisien gesekan pada bantalan luncur roda = 0,01 lit 1, hal 238 d = diameter poros roda trolley 16 cm k = koefisien gesek rol pada gelinding roda = 0,05 D = diameter rodatrolley 62cm Sehingga : W 1 = 54000 kg+20000 kg1,8       + cm cm 62 05 , 2 16 01 , W 1 = 558,580 kg Universitas Sumatera Utara S on S off S 3 S 2 Q+q Tahanan puli pengangkat adalah : W 2 = S on – S off Lit1 , hal:284 Dengan menganggap S off = 2 Q , maka tarikan pada berbagai titik pada tali akan menjadi : S 2 = S off . εDengan menganggap S on = S 3 . ε Lit, Rudenko, hal : 284 Dimana : ε = koefisien tahanan roda puli untuk puli bantalan rol = 1,02 Gambar 3.3 Menentukan Tahanan cakram Maka : S off = 2 54000 kg = 27000 kg S 2 = 27000 kg x 1,02 = 27540 S 3 = 27540 kg x 1,02 = 28090,8 kg Dengan S on = 28090,8 kg x 1,02 = 28652,62 kg Sehingga tahanan puli pengangkat W 2 pada rumus di atas ketika trolley yang dibebani bergerak, roda pulley berputar adalah : W 2 =28652,62 kg – 27000 kg W 2 = 1652,616 kg Universitas Sumatera Utara Maka tahanan total terhadap gerakan trolley pada gerakan normal adalah: W total = W 1 + W 2 lit 1 hal 283 W total =558,580kg+ 1652,616 kg W total = 2211,196 kg

3.3.2 Perencanaan Pada Tali Baja Wire Rope

Untuk menentukan tarikan tali akibat bobot dan defleksinya f sendiri dapat di tentukan dengan kesetimbangan momen : Sf =q r .x. 2 x lit :1 hal 284 S = f x q r 2 . 2 Dengan : q r = bobot tali per meternya 2,680 kgm terdapat pada lampiran 4 x = setengah panjang tali yang terdefleksi X max = ketika trolley berada pada salah satu kedudukan ujung lintasan sepanjang =77 m f = defleksi tali yang diizinkan, diambil sebesar       200 1 100 1 sampai X max Universitas Sumatera Utara Gambar 3.4 Menentukan tegangan tali Dengan tipe tali baja yang dipilih ialah tipe 6x37+1 fibre core: Diameter tali d = 28 mm Berat tali per meter q r = 2,680 kgm Sebelum menentukan tarikan tali S, terlebih dahulu menentukan defleksi talinya f = m 77 . 200 1 = 0,385 m x = 2 max X = 2 77 = 38,5 m maka tarikan tali S akibat terdefleksinya tali tersebut : S = m m m kg 385 , . 2 5 , 38 . 680 , 2 2 S = m m kg 77 , 3421,033 = 5159 kg Dan tarikan tali maksimum yang terjadi : S max = η S W W + + 2 1 lit 1 hal 285 Universitas Sumatera Utara S max = 918 , kg 5159 kg 1652,616 kg 558,580 + + S max = 0,918 kg 7370,196 = 8028,535 kg Dimana : W 1 = tahanan akibat gesekan pada roda trolley kg W 2 = tahanan puli pengangkat kg S max = tarikan tali maksimum pada tali kg η = efisiensi puli dengan 6 puli yang berputar sebesar dengan gesekan angular pada permukaan puli faktor resisten satu puli = 0,918 Tabel 3.1 efisiensi puli Sumber Rudenko hal :41 Puli Tunggal Puli Ganda Efisiensi Jumlah alur Jumlah puli yang berputar Jumlah Alur Jumlah puli yang berputar Gesekan pada permukaan puli factor resisten satu puli Gesekan anguler pada permukaan puli factor resisten satu puli 2 3 4 5 6 1 2 3 4 5 4 6 8 10 12 2 4 6 8 10 0,951 0,906 0,861 0,823 0,784 0,971 0,945 0,918 0,829 0,873 Mencari beban Putus tali yang terjadi : S max = K P b Lit 1 hal 40 P b = S max. K faktor keamanan K, pengangkat dengan troli = 5,5 terdapat pada lampiran 7 P b = 8028,535 kg . 5,5 P b = 44156,942kg Universitas Sumatera Utara dari hasil perhitungan diatas, beban putus tali yang terjadi P b = 44156,942 kg, maka untuk pemilihan tali baja wire rope yang digunakan ialah tipe 6x37+1 fibre core dengan data-data sebagai berikut adalah :  Diameter tali d = 28 mm  Berat tali per meter q r = 2,680 kgm = 0,00268 kgmm  Beban putus aktual yang diizinkan = 45900 kg  Kekuatan putus bahan kawat tali σ b = 180 sd 199 kgmm 2 Tarikan tali maksimum yang diizinkan S max S b max = K P b lit 1hal : 40 S b max = 5 , 5 kg 45900 S b max = 8345,454kg Dengan tegangan tali yang dibebani karena tarikan dan lenturan adalah σ Σ : σ Σ = lit 1, hal: 39 σ Σ = σ Σ = 3272,727 kgcm 2 mencari luas penampang A tali baja dengan tipe 6x37+1 fibre core F 222 = 36000 min max x D d K S b b − σ lit 1 hal 39 Universitas Sumatera Utara 1 2 3 4 6 a c d b f g e h i j k q p r n m o l s 5 18 17 15 14 12 13 7 8 9 11 10 16 Menentukan jumlah lengkungan pada tali baja seperti gambar di bawah ini : Gambar 3.5 Menentukan Jumlah lengkungan Pada gambar di atas terlihat bahwa jumlah lengkungan pada diagram tersebut terdapat 18 lengkungan, sehingga untuk menentukan NB Number of Bend ialah jumlah lengkungan dibagi dua NB= 2 9 = 9 dengan NB = 9 maka min d D = 32 Maka luas penampang A pada tali : F 222 =       − 36000 32 1 5 , 5 18000 kg 8345,4545 2 x cm kg F 222 = 2 kgcm 2147,727 8345,4545 kg = 3,88 cm 2 Tegangan tarik yang terjadi : σ tarik = 222 max F S Universitas Sumatera Utara σ tarik = 2 3,88cm kg 535 , 8028 = 2069,210 kgcm 2 Dari hasil perhitungan tegangan tarik pada tali baja yang diizinkan untuk menarik trolley σ t izin = 3272,727 kgcm 2 , sedangkan tegangan tali baja yang terjadi σ terjadi = 2069,210 kgcm 2 , maka σ t izin σ terjadi . Menentukan umur tali baja N N = ϕ β . . . 2 1 z a z lit: 1, hal: 48 Dimana: z 1 = jumlah lengkungan yang di perbolehkan a = jumlah siklus kerja rata-rata perbulan 3400 dengan peralatan medium lampiran 8 z 2 = jumlah lengkung ulang per siklus kerja sebesar 3 dengan peralatan medium lampiran 8 β = faktor perubahan daya tahan tali 0,3 lampiran 8 untuk menentukan Z 1, maka harus mencari faktor yang tergantung pada jumlah lengkungan yang berulang dari Z selama periode keausannya sampai tali tersebut rusak m dengan rumus : A = d D = m.σ tarik .C.C 1 .C 2 lit 1 hal 43 m = 2 1 . . . C C C A terjadi σ Universitas Sumatera Utara dimana : A = perbandingan diameter drum atau puli dengan tali σ terjadi = tegangan tarik yang sebenarnya pada tali σ tarik = 2069,210 kgcm 2 = 20,69210 kgmm 2 C = faktor yang memberikan karakteristrik pada konstruksi tali dan kekuatan tarik maksimum bahan kawat dengan σ b = 180 kgmm 2 = 0,89 posisi sejajar C 1 = faktor yang tergantung pada tali diameter tali = 28,4 mm, dengan C 1 = 1,09 C 2 = faktor yang menentukan faktor produksi dan operasi tambahan, yang tidak diperhitungkan oleh faktor Cdan C 1 dengan baja pearlitic = 1,37 Maka : m = 37 , 1 . 09 , 1 . 89 , . 20,69210 32 = 1,16 Untuk m = 1,16 maka didapat jumlah lengkungan berulang z dari tabel sebesar = 166363 Tabel 3.2 Harga faktor m Z dalam ribuan m 30 0,26 50 0,41 70 0,56 90 0,70 110 0,83 130 0,95 150 1,07 Z dalam ribuan m 170 1,16 190 1,29 210 1,40 230 1,50 255 1,62 280 1,74 310 1,87 340 2,00 Z dalam ribuan m 370 2,12 340 2,27 450 2,42 500 2,60 550 2,77 600 2,94 650 3,10 700 3,17 Maka umur tali baja: N = 5 , 2 . 3 , . 3 . 3400 166363 = 21,7 bulan Universitas Sumatera Utara

3.3.3 Perencanaan Puli

Dengan diameter tali sebesar d =28,0 mm, maka didapat ukuran-ukuran pada puli yang dapat ditentukan dari tabel yang terdapat dibawah ini : Tabel 3.3 Roda puli untuk tali kawat baja Sumber: Rudenko, hal:71 Diameter Tali mm A b c e H L r r 1 r 2 r 3 r 4 4,8 6,2 8,7 11,0 13,0 15,0 19,5 24,0 28,0 34,5 39,0 22 22 28 40 40 40 55 65 80 90 110 15 15 20 30 30 30 40 50 60 70 85 5 3 6 7 7 7 10 10 12 15 18 0,5 0,5 1,0 1,0 1,0 1,0 1,5 1,5 2,0 2,0 2,9 12,5 12,5 15,0 25,0 25,0 25,0 30,0 37,0 45,0 55,0 65,0 8 8 8 10 10 10 15 18 20 22 22 4,0 4,0 5,0 8,5 8,5 8,5 12,0 14,5 17,0 20,0 25,0 2,5 2,5 3,0 4,0 4,0 4,0 5,0 5,0 6,0 7,0 9,0 2,0 2,0 2,5 3,0 3,0 3,0 5,0 5,0 7,0 8,0 10,0 8 8 9 12 12 12 17 20 25 28 40 6 6 6 8 8 8 10 15 15 20 30 Gambar 3.6 Bagian-bagian puli Universitas Sumatera Utara

3.3.4 Perencanaan Drum

Dimensi-dimensi lain dari drum ini, dengan diameter tali d = 28,0 mm dapat ditentukan dengan cara perhitungan interpolasi dan memasukkan data-data perhitungan tersebut kedalam tabel dibawah ini : Tabel 3.4 Dimensi alur drum mm Diameter Tali mm 1 r Standar Dalam 1 s 1 c 2 s 2 c 2 r 4,8 6,2 8,7 11,0 13,0 15,0 19,5 24,0 28,0 34,5 39,0 3,5 4,0 5,0 7,0 8,0 9,0 11,5 13,5 15,5 19,0 21,0 7 8 11 13 15 17 22 27 31 38 42 2 2 3 3 4 5 5 6 8 10 12 9 11 13 17 19 22 27 31 36 41 50 4,5 5,5 6,5 8,5 9,5 11,0 13,5 16,0 18,0 22,0 24,5 1,0 1,5 1,5 1,5 1,5 2,0 2,0 2,5 2,5 3,0 3,5 Dari diagram lengkungan tali diperoleh d D min = 32 dan diameter tali baja =28,0 mm, maka diameter puli minimum atau drum D min = 32 x 28 mm = 908 mm = 90,8 cm Diameter ini diperiksa terhadap diameter yang diizinkan dengan menggunakan rumus : D min e 1 . e 2 . d Dimana e 1 = 20 pengangkat dengan trolley lampiran 7 e 2 = 0,90 posisi sejajar dengan tali 6x37 lampiran 7 maka : D0,90 . 20 .28 D504 mm Artinya diameter drum dan puli minimum sebesar D min sebesar 908 mm dapat digunakan. Universitas Sumatera Utara Jumlah lilitan pada drum Z : Z = 2 . . + D i H π lit 1 hal 74 Dimana : H = panjang perpindahan trolley = 77 m D = Diameter drum = 908 mm = 0,908 m i = perbandingan sistem tali = 2 maka: Z = 2 908 , . 14 , 3 2 . 77 + Z = 2 6 , 2 154 + Z = 56 lilitan. Dengan putaran drum n drum : n drum = lit 1, hal : 235 dimana : v drum = v. i dengan v ialah kecepatan trolley maksimum sebesar 125 ms 2 , sedangkan i perbandingan transmisi puli sebesar 1, sehingga v drum = 1 x 125 ms 2 = 125 ms 2 D = diameter drum sebesar 908 mm = 0,908 m maka : n drum = = 44 rpm Dan menentukan tebal ω drum: ω = 0,02 x D + 0,6 sampai 1,0 diambil 1 lit : 1, hal: 75 ω = 0,02 x 90,8 cm + 1 cm ω = 2,81 cm diambil dengan ukuran aman 3 cm. Universitas Sumatera Utara Untuk menentukan tegangan permukaan yang terjadi pada drum akibat tekanan tali baja yang terlilit pada drum adalah : σ comp = 2 max .s S ω lit, 1, hal:76 σ comp = cm cm kg 6 , 3 . 3 8082,535 σ comp = 748,382 kgcm 2 dari perhitungan yang telah dilakukan maka untuk pemilihan drum yang diizinkan adalah drum untuk baja cor dengan tegangan permukaan yang diizinkan comp sebesar 1600 kgcm 2 , dimana data ini diambil dari literature Rudenko, halaman : 76, dari perhitungan tersebut bahwa drum yang diizinkan aman untuk beropersi dikarenakan : σ izin σ comp .

3.3.5 Perencanaan Pada Elektromotor

Tahanan total untuk menggerakkan trolley : W total = W 1 + W 2 lit 1, hal : 283 W total = 558,580 + 1652,616 kg W total = 2211,196 kg Daya yang dihasilkan elektromotor untuk menggerakkan trolley: N mot = tot total v W η . 75 . 1 lit: 1, hal:292 Dimana v 1 = kecepatan trolley sebesar = 125 mmenit Universitas Sumatera Utara η total = efisiensi mekanisme pengangkatan, diasumsikan =0,8 dengan tiga pasang roda gigi penggerak. N motor = 8 , . 60 . 75 125 . 196 , 2211 menit m kg = 79,87 Hp Maka dipilih elektromotor dengan daya yang aman N rated = 85 Hp, putaran n = 1800 rpm disesuaikan dengan standard, jumlah kutub terdapat 6, momen girasi rotor GD 2 rot = 10,4 kg.m 2 Momen gaya yang ternilai M rated pada poros motor ialah : M rated = 716,2 n N rated lit 1, hal : 300 M rated = 716,2 1800 85 Hp M rated = 33,820 kg m Bahan poros penggerak dipilih S55C dengan kekuatan tarik b ahan σ B = 6600 kgcm 2 , sesuai dengan standar ASME untuk bahan yang berlambang S-C faktor keamanan Sf 1 sebesar 6,0 dan Sf 2 sebesar 1,3 sd 3,0 diambil sebesar 2 lit 4, hal : 8 Maka tegangan geser yang diizinkan ialah a a = pers 1.5 lit 4, hal : 8 a = = 550 kgcm 2 Dengan momen puntir disebut juga dengan momen rencana T : Universitas Sumatera Utara T rated = 9,74x10 5 pers 1.3 lit 4, hal : 7 Dimana : N rated = daya rencana 85 Hp dengan mengubah Hp ke kW maka dikali 0,735 sehingga = 85 x 0,735 = 62,475 k n 1 = putaran poros elektromotor 1800 rpm T rated = 9,74 x 10 5 T = 33805,91 kg.mm, dengan mengubah ke kg.cm = 3380,591 kg.cm maka diameter d pada poros penggerak: d s = 13 pers 1.6 lit 4, hal: 8 dimana :K t = faktor koreksi yang direncanakan dengan beban kejutan atau tumbukan sebesar 1,5 sd 3,0 diambil 3,0 lit 4, hal :8 C b = faktor koreksi yang direncanakan dengan beban lentur sebesar 1,2 sd 2,3 diambil 2,3 lit 4, hal : 8 Sehingga diameter poros d s : d s = 13 d s = 13 d s = 13 d s = =6,3 cm maka diameter poros penggerak pada trolley yang dipilih ialah d s = 63 mm, dengan momen Inersia Kopling = 0,08 kg cms 2 lit : 1, hal:295 Universitas Sumatera Utara Untuk mencari momen yang terjadi pada poros motor penggerak saat penstartan M motor = M statis + M dinamik . lit 1, hal :290 Mencari M statis = 71620 . lit 1, hal 292 M statis = 71620 . M statis = 3382,056 kg cm = 33,82056 kg m Sedangkan M dinamis = η δ s s nt v G t n GD 2 2 . . 975 , . 375 . + lit 1 hal 293 Dimana : δ = koefisien memperhitungkan pengaruh massa mekanisme transmisi δ = 1,1 sd 1,25 diambil 1,25 lit1, hal : 293 t s = waktu start t s = 1,5 sd 5 diambil 5 lit 1,hal : 294 η = efisiensi total mekanisme transmisi = 0,85 lit 1, hal : 293 v = kecepatan maksimum trolley sebesar 125 ms Jadi untuk mendapatkan M dinamis , maka GD 2 harus dicari dengan persamaan dibawah ini : Dengan GD 2 = GD 2 kop + GD 2 rot lit 1 hal : 291 Dan G = Q + G Mencari GD 2 kop = I.4.g lit 1 hal 300 Dimana : I = Momen Inersia = 0,08 kg cms 2 = 0,0008 kg ms 2 lit 1 hal 295 g = gaya gravitasi dengan konstanta = 9,81 ms 2 GD 2 kop = 0,0008 kg ms 2 x 4 x 9,81 ms 2 GD 2 kop = 0,0313 kg.m 2 Universitas Sumatera Utara Sedangkan pada GD 2 rot = GD 2 rot = 10,4 kg.m 2 Maka GD 2 = 0,0313 kg.m 2 + 10,4 kg.m 2 GD 2 = 10,4313 kg.m 2 Dari perhitungan yang telah dilakukan, maka M dinamis : M dinamis = 85 , . 5 . 1800 2 . 74000 . 975 , 5 . 375 1800 . 4313 , 10 . 25 , 1 2 + M dinamis = 12,481 kg m+ 37,725 kg m M dinamis = 50,206 kg.m Momen yang terjadi pada poros motor penggerak M motor : M motor = 30,275kg.m + 50,206 kg.m M motor = 80,481kg.m Dengan demikian pemeriksaan pada motor terhadap beban lebih adalah : rated motor M M 2,5 artinya nilai dibawah yang diizinkan pada catalog 2,5 m kg 39,788 m kg 80,481 = 2,02 2,5 Harga 2,02 berada dibawah batas aman yang diizinkan 2,5 maka dari itu motor yang dipilih aman untuk digunakan. Universitas Sumatera Utara

3.3.6 Perencanaan transmisi

Pada perencanaan transmisi mekanisme transversal trolley ini digunakan sistem roda gigi yang berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak.Roda gigi yang dipakai adalah roda gigi lurus tiga tingkat roda gigi penggerak yang terpasang pada poros elektromotor. Pada sistem pengangkat ini digunakan sebuah elektromotor yang terpasang pada satu poros yang diantaranya dipasang transmisi roda gigi yang meneruskan putaran ke drum. Adapun bentuk transmisi pada trolley dapat dilihat pada gambar dibawah ini : Gambar 3.7 Mekanisme transmisi trolley Dari perhitungan sebelumnya, telah diketahui bahwa untuk mekanisme trolley diperoleh : • Daya motor penggerak, N 1 = 85 Hp = 62,475 Kw • Putaran motor,n = 1800 rpm Universitas Sumatera Utara • Kecepatan gelinding rodatrolley, v = 2 mdet • Diameter drum, D = 908 mm Dengan telah memperhitungkan putaran pada drum sebesarn drum = 44 rpm, yang terdapat pada halaman 42, maka menentukan rasio i putaran antara elektromotor dengan drum, dimana putaran elektromotor sebesar n motor = 1800 rpm Perbandingan transmisi motor dengan drum adalah i = i = drum motor n n i = i = 40,9 perbandingan transmisi roda gigi tingkat pertama dan kedua diambil i 1 = 3,5 dan i 2 = 3,8. Sehingga pada i 3 = i 3 = = 4,1

3.3.6.1 Perencanaan Dimensi Roda Gigitingkat I dan II

Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat pertama sehingga dapat direncanakan ukuran-ukuran roda gigi 1 dan 2, dimana transmisi tingkat pertama yaitu : • rasio i 1 = 3,5 • n motor = n 1 n 1 = 1800 rpm • Jumlah gigi roda gigi 1 Z 1 = 30 gigi direncanakan • Jumlah gigi roda gigi 2 Z 2 = i 1 .Z 1 lit 4 hal : 216 Universitas Sumatera Utara = 3,5 . 30 = 105 gigi • putaran poros roda gigi 2 dan 3 n 2 = 514 rpm • Sudut tekan α = 20 • Modul m = 5 mm • Lebar gigi b = 10-16 lit 4 hal : 240 = 10 . 5 = 50 mm • Tinggi kepala gigi Adendum h k = 5 mm lit 4 hal : 219 • Tinggi kaki gigi Dedendum h f = 1,25 . m lit 4 hal : 219 = 1,25 . 5 = 6,25 mm • Jarak sumbu poros a = lit 4 hal : 220 = 2 105 30 5 + = 337,5 mm • Diameter lingkar jarak bagi d 01 = Z 1 . m lit 4 hal :220 = 30 . 5 = 150 mm d 02 = Z 2 .m = 105 . 5 = 525 mm • Diameter lingkar dasar d g1 = Z 1 .m . cos 20 lit 4 hal 220 =30 . 5. 0,93 = 140,95 mm d g2 = Z 2 .m .cos 20 = 105 .5 . 0,93 = 488,25 mm • Diameter lingkar kepala d k1 = Z 1 + 2 m lit 4 hal :220 Universitas Sumatera Utara = 30 + 2 5 = 160 mm d k2 = Z 2 + 2 m = 105 + 2 5 = 535 mm • Kelonggaran puncak c k = 0,25 . 5 lit 4 hal : 219 = 1,25 mm • Jarak bagi t o =π . m lit 4 hal :220 = 3,14 . 5 = 15,7 mm • Jarak bagi normal t e = π . m cos 20 = 3,14 . 5 . 0,93 = 14,60 mm • Tinggi gigi H = 2 . m + c k lit 4 hal :220 = 2 . 5 + 1,25 =11,25 mm • Tebal gigi S 01 =S 02 = 2 .m π = 2 5 . 14 , 3 = 7,14 mm • Diameter kaki d f1 = Z 1 – 2 . m – 2 . c k = 30 – 2 . 5 – 2 . 1,25 = 137,5 mm d f2 = 105 – 2 . 5 – 2 .1,25 = 512,5 mm Universitas Sumatera Utara Gambar 3.8 Nama-nama bagian roda gigi Pada roda gigi tingkat satu ini perlu untuk diperhitungkan karena saat electromotor berputar maka secara otomatis roda gigi tingkat satu ini akan berputar dan meneruskan putaran ke roda gigi tingkat selanjutnya, akibat berputarnya roda gigi secara otomatis roda gigi akan mengalami benturan dan gesekan dan biasanya, kekuatan gigi terhadap lenturan dan tekanan permukaan merupakan hal yang terpenting untuk diperhatikan. Kecepatan v keliling roda gigi I dan II dapat dihitung dengan rumus : v = 1000 . 60 . . 1 01 n d π lit 4hal : 238 Dimana : d 01 = diameter lingkaran jarak bagi = 150 mm d 02 = diameter lingkaran jarak bagi = 525 mm n = putaran elektromotor = 1800 rpm 60 = dalam 1 menit 1000 = dalam 1 meter Universitas Sumatera Utara maka v 1 = 1000 . 60 1800 . 150 . 14 , 3 = 14,13 ms v 2 = 1000 . 60 514 . 525 . 14 , 3 = 14,12 ms beban gaya tangensial F t : F t1 = 13 , 14 75 , 63 . 102 = 460,51kg lit 4hal :238 F t2 = 12 , 14 75 , 63 . 102 = 460,51 kg Akibat gaya tangensial F t berkerja pada roda gigi maka tegangan lentur σ b juga terjadi dengan rumus : F t = σ b .b.m.Y.f v σ b = v t f Y m b F . . . dimana : b = lebar gigi = 50 mm m = modul = 5 Y = faktor bentuk gigi pada Z 1 = 0,358 lit 4 hal: 240 Y = faktor bentuk gigi pada Z 2 = 0,446 lit 4 hal: 240 f v = 13 , 14 6 6 + = 0,298 faktor dinamis yang ditentukan dari kecepatan v 1 = 14,13 ms dan v 2 = 14,12 ms lit 4 hal: 240 Tegangan lentur pada roda gigi 1 σ b1 = 298 , . 358 , . 5 . 50 kg 460,51 mm mm = 17,26kgmm 2 Universitas Sumatera Utara Tegangan lentur pada roda gigi 2 σ b2 = 298 , . 446 , . 5 . 50 460,51 = 14 kgmm 2 Dari perhitungan diatas maka untuk roda gigi 1 dan 2 dan jenis bahan yang dipilih ialah baja S15CK dimana jenis bahan ini ialah baja paduan dengan pengerasan kulit dengan kekuatan tarik yang diizinkan B = 50 kgmm 2 , dan tegangan lentur yang diizinkan a = 30 kgmm 2 , dengan kekerasan Brinell H B sebesar 400 dicelup dingin dalam minyak dalam perancangan pada roda gigi ini bahwa σ a σ b yang artinya tegangan lentur yang diizinkan harus lebih besar dari pada tegangan lentur yang terjadi. Gambar 3.9 Gaya pada gigi 3.3.6.2 Perencanaan Dimensi Roda Gigi Tingkat II dan III Daya dari poros elektromotor diteruskan ke poros roda gigi tingkat pertama kemudian roda gigi tingkat pertama meneruskan putaran ke roda gigi tingkat dua, dan roda gigi tingkat dua dapat dihitung seperti dengan roda gigi tingkat pertama, ukuran-ukuran pada roda gigi tingkat dua ini gigi 3 dan gigi 4 ialah: • Rasio i 2 = 2,8 • Putaran n 2 =n 3 = 514 rpm • Jumlah gigi Z 3 = 30 gigi direncanakan Universitas Sumatera Utara • Jumlah gigi Z 4 = 84 gigi • Putaran n 4 = 183 rpm • Sudut tekan α = 20 • Modul m = 6 • Lebar gigi b = 60 mm • Tinggi kepala gigi h k = 6 mm • Tinggi kaki gigi h f = 7,5 mm • Jarak sumbu poros a = 342 mm • Diameter lingkar jarak bagi d 03 = 180 mm d 04 = 504 mm • Diameter lingkar dasar d g3 = 167,4 mm d g4 = 468,72mm • Diameter lingkar kepala d k3 = 192 mm d k4 = 516 mm • Kelonggaran puncak c k = 1,5 mm • Jarak bagi t o = 18,84 mm • Jarak bagi normal t e = 17,52 mm • Tinggi gigi H = 13,5 mm • Tebal gigi S 03 =S 04 = 9,42 mm • Diameter kaki d f3 = 165 mm d f4 = 489 mm Universitas Sumatera Utara • Kecepatan v keliling roda gigi 3 dan 4 v = 2,61 ms • beban gaya tangensial F t F t = 2491,37 kg • Tegangan lentur pada roda gigi 3 σ b3 = 53 , . 358 , . 6 . 60 kg 2491,37 mm mm =36,47 kgmm 2 • Tegangan lentur pada roda gigi 4 σ b4 = 53 , . 0,438 . 6 . 60 kg 2969,79 mm mm =35,53kgmm 2 Dari perhitungan diatas maka untuk roda gigi 3 dan 4 jenis bahan yang dipilih ialah baja SNC 22 dimana jenis bahan ini ialah baja paduan dengan pengerasan kulit dengan kekuatan tarik yang diizinkan B = 100 kgmm 2 , dan tegangan lentur yang diizinkan a = 40-55 kgmm 2 .

3.3.6.3 Perencanaan Dimensi Roda Gigi Tingkat III dan IV

Putaran ke roda gigi tingkat dua, dan roda gigi tingkat dua meneruskan putaran ke roda gigi tingkat tiga dengan gigi 5 dan 6, ukuran-ukuran pada roda gigi tingkat tiga ini gigi 5 dan gigi 6 ialah: • Rasio i 3 = 4,1 • Putaran n 4 =n 5 = 183 rpm • Jumlah gigi V Z 5 = 30 gigi direncanakan • Jumlah gigi VI Z 6 = 123 gigi • Putaran n 6 = 44 rpm • Sudut tekan α = 20 Universitas Sumatera Utara • Modul m = 6 • Lebar gigi b = 60 mm • Tinggi kepala gigi h k = 6 mm • Tinggi kaki gigi h f = 7,5 mm • Jarak sumbu poros a = 459 mm • Diameter lingkar jarak bagi d 05 = 180 mm d 06 = 738 mm • Diameter lingkar dasar d g5 = 167,4 mm d g6 = 686,34 mm • Diameter lingkar kepala d k5 = 192 mm d k6 = 750 mm • Kelonggaran puncak c k = 1,5 mm • Jarak bagi t o = 18,84 mm • Jarak bagi normal t e = 17,52 mm • Tinggi gigi H = 13,5 mm • Tebal gigi S 03 =S 04 = 9,42 mm • Diameter kaki d f5 = 165 mm d f6 = 327mm • Kecepatan v keliling roda gigi 3 dan 4 v = 0,89 ms • beban gaya tangensial F t F t = 7277,52 kg • Tegangan lentur pada roda gigi 5 σ b5 = 73.33kgmm 2 Universitas Sumatera Utara Tegangan lentur pada roda gigi 6 σ b6 = 63,83kgmm 2 Dari perhitungan diatas maka untuk roda gigi 5 dan 6 jenis bahan yang dipilih ialah baja SUP 6 dimana jenis bahan ini ialah baja paduan dengan pengerasan kulit dengan kekuatan tarik yang diizinkan σ B = 110 kgmm 2 , dan tegangan lentur yang diizinkan σ a = 110 kgmm 2

3.3.7 Perencanaan Sistem Rem Brake

Pada perencanaa rem yang terdapat pada trolley ini saat membawa beban ialah jenis rem blok ganda. Yang dikatrol dengan sistem elektromotor, seperti yang terlihat pada gambar dibawah ini: Gambar 3.10 Rem sepatu ganda Untuk daya pengereman statik ialah : N br = η . 75 .v W lit 1 Hal 292 Dimana : W = Tahanan total = 2211,196 kg v = kecepatan gelinding trolley 125 mmenit Universitas Sumatera Utara η = Efisiensi total mekanisme = 0,85 sehingga daya pengereman N br N br = N br = 72,26 hp N br = 72,26 x 0,75 = 54,2 kW Momen statis pada saat pengereman adalah : M st = 71.620 br br n N lit 1 hal 292 M st = 71.620 = 5307,960 kg cm= 53,07960 kg m Momen gaya dinamik saat pengereman adalah : M din = br br t n V W t n GD . . . 975 , . 375 . . 2 2 η δ + lit, 1 hal 297 dimana : t br = Waktu untuk pengereman dalam detik sebesar = 1 detik δ = koefisien untuk memperhitungkan efek masa bagian mekanisme transmisi δ = 1,1 – 2,5 diambil 2 M din = M din = 54,08 kg m + 7,518 kg m M din = 61,598 kg m Sehingga momen brake M brake M brake = M din – M st lit 1 hal 297 Universitas Sumatera Utara 60° e+e` e e` a` c` c a F Q f f C B A M brake = 61,598 kg m - 57,66328 kg m M brake = 3,934 kg m Dengan momen torsi T yang diserap oleh rem : T = 9,74 x 10 5 1.3 lit 4 hal 7 T = 9,74 x 10 5 T = 33805,91kg mm Dimana : D = diameter roda rem direncanakan 400 mm = 0,4 m μ = koefisiengesekan0,45-0,35 diambil 0,45 dengan bahan yang digunakan ialah rem asbes yang dilapisi jalinan serat kuningan Lit 1, hal 144 maka Gambar 3.11 Gaya yang berkerja pada rem Dengan gaya yang terjadi pada tuas adalah Q T = μ .Q . D 3.45 lit 4 hal 83 33805,91kg mm = 0,45 . Q . 400 mm Q = = 187,81 kg Universitas Sumatera Utara Sehingga gaya gesek yang terjadi pada rem f : T = f . D 3.46 lit 4 hal 83 f = = 84,51 kg mencari tinggi sepatu rem h : α = sudut kontak antara roda dan sepatu rem 60 sd 120 diambil 60 lit 1, hal 168 h = D sin 3.44 lit 4 hal 80 h = 400 mm .sin 30 h = 200 mm maka tekanan kontak p dari permukaan blok adalah : dengan lebar sepatu rem sebesar b = 125 mm yang telah ditentukan dari diameter roda rem sebesar 400 mm lit 1 hal 176 p = 3.43 lit 4 hal 80 p = = 0,751 kgcm 2 dengan ukuran-ukuran dimensi rem yang ada pada gambar di atas 3.11 C=c ’ = engkol bel sepanjang 160 mm direncanakan c = tinggi penyambung tuas pada sisi kanan 65 mm direncanakan e+e ’ = panjang tuas rem 450 mm direncanakan a + a ’ = panjang tuas A 260 mm direncanakan dengan mencari besar gaya yang terjadi untuk menghentikan putaran roda F : Q = F x x x 3.47 lit 4 hal 84 Universitas Sumatera Utara 187,81 kg = F x x x 187,81 kg = F x 3,463 F = = 54,28kg

3.3.8 Perencanaan Kopling

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. Kopling yang terpakai pada motor penggerak trolley memakai sebuah kopling jenis flens kaku, adapun Data – data awal perencanaan, untuk menentukan jenis kopling : Daya motor P = 85 Hp 62,475 kW Putaran motor n = 1800 rpm Diameter poros D = 63mm , Dari data-data tersebut maka ukuran-ukuran kopling dapat ditentukan dengan menggunakan tabel yang diambil dari buku Sularso halaman 31 dengan ukuran- ukuran yang ada sebagai berikut : Tabel 3.5 Ukuran kopling D Lubang min mm A mm G Tanpa bingkai halus saja mm L m m C mm B mm F mm H mm K mm n mm d mm 63 224 200 80 112 160 22,4 40 6 6 16 Universitas Sumatera Utara d D C B G A K F F H H E L L Dan dari ukuran ini akan digambarkan bentuk potongan kopling flens : Gambar 3.12 kopling flens JIS B 1451-1962 Dari perhitungan di atas maka tegangan geser σ b pada baut : σ b = B n d T e . . . 8 2 π lit 2, hal : 34 dimana : n = jumlah baut 6 biasanya dalam perhitungan bahwa hanya 50 saja dari seluruh baut yang berjumlah n buah menerima seluruh beban secara merata, maka 50 dari 6 ialah 3. B = jarak as kedua baut = 160 mm terdapat pada tabel 3.5 d = diameter baut = 14 mm terdapat pada tabel 3.5 T = momen puntir sebesar 33805,91 kg mm yang telah didapat dengan cara perhitungan pada halaman 48 Maka : σ b = σ b = Universitas Sumatera Utara σ b = 0,700kgmm 2 sedangkan tegangan geser yang diizinkan ba pada baut : ba = b b B K Sf . σ Lit 4, hal : 35 Dimana : σ B = dengan bahan baut yang direncanakan S35C- D dengan kekuatan tarik σ B = 60 kgmm 2 . lit 4, hal 33 Sf b = faktor keamanan 6 lit 4, hal 34 K b = faktor koreksi 1,5 sd 3 diambil 2 lit 4, hal 34 Maka : ba = 2 . 6 60 2 mm kg ba = 5 kgmm 2 makapenggunaan baut dengan baja S35C-D aman untuk digunakan karena ba σ b , yang artinya tegangan geser yang diizinkan lebih besar dari pada tegangan geser yang terjadi. Tegangan geser yang terjadi pada kopling F σ : F σ = F C T . . 2 2 π Lit 4, Hal : 34 Dimana : T = momen Puntir = 33805,91kg mm C = diameter luar poros kopling = 112 mm terdapat pada tabel 3.5 F = tebal flens mm = 22,4 mm terdapat pada tabel 3.5 Universitas Sumatera Utara Maka : F σ = F σ = = 0,076 kgmm 2 Karena tegangan geser yang diizinkan di kenakan faktor koreksi K f maka tegangan geser dikenakan faktor koreksi juga dimana faktor koreksinya K f = 2 sd 3 diambil 3, maka 0,076. 3 = 0,288 kgmm 2 Tegangan geser yang diizinkan pada kopling flens Fa σ : Fa = F F B K Sf . σ Lit 4hal : 35 Bahan flens yang dipilih baja karbon tempa SF60 dengan kekuatan tarik yang diizinkan B σ = 70 kgmm 2 , ditentukan dari tabel. Lit 4 hal : 33 Maka : Fa = 3 . 6 70 2 mm kg Fa = 3,888 kgmm 2 Dari perhitungan yang telah dilakukan maka Fa F σ , dengan ini bahan yang telah ditentukan untuk kopling ini aman digunakan.

3.3.9 Perhitungan Bantalan poros utama pada Transmisi Trolley

Pada perencanaan bantalan ini jenis bantalan yang digunakan pada transmisi trolley ini ialah bantalan gelinding dan memiliki dua bantalan, karena bantalan gelinding mempunyai keuntungan dari gesekan gelinding yang sangat kecil dibandingkan dengan bantalan luncur, Bantalan dapat bekerja dengan baik apabila kapasitas nominal dinamis spesifik lebih besar dari pada kapasitas nominal yang Universitas Sumatera Utara ditimbulkan oleh bantalan. Sebaliknya apabila kapasitas nominal dinamis spesifik C lebih kecil dari pada kapasitas nominal yang ditimbulkan oleh bantalan, maka bantalan akan mengalami kegagalan. Berikut ini akan dijabarkan perencanaan pada bantalan, seperti gambar pada halaman 64. Gambar 3.13 potongan bantalan gelinding Dimana beban nominal dinamis spesifik C : f h = f n . P C lit 4, hal 136 C = f h n f P Mencari faktor umur f h : L h = 500 .f h 3 lit 4, hal 136 f h 3 = 500 h L Universitas Sumatera Utara dimana bantalan untuk permesinan serta umurnya L h = 40000-60000 jam, pada penggunaan poros transmisi dengan pemakaian terus-menerus dengan keandalan tinggi, diambil 60000 jam. Pada tabel 4.11 Lit 4, Hal 137 maka : f h 3 = 500 60000 f h = 3 500 60000 = 4,93 menentukan faktor kecepatan f n : f n = 3 1 3 , 33       n lit 4 hal 136 Dimana : n = 1800 rpm Maka : f n = 3 1 1800 3 , 33       f n = 3 1800 3 , 33 = 0,0185 menentukan beban ekivalen dinamis P : P = X V F r + Y.F a lit 4 hal 136 Dimana : F r = beban radial kg beban yang tegak lurus pada sumbu poros F a = beban aksial kg = 0, karena tidak ada pembebanan secara aksial atau tidak ada beban yang sejajar dengan sumbu poros maka F a dinyatakan 0. X = baris tunggal 0,56 lit 4, hal 135 Y= baris tunggal 0,5 lit 4, hal 135 V = beban putar pada cincin luar 1,2 Mencari berat pada poros W P : W P = volume x berat jenis benda W p = π.r 2 .l x BJ Universitas Sumatera Utara Dimana :l = panjang poros = 50 cm BJ = Berat Jenis baja 7,81 tonm 3 D = diameter poros 6,3 cm W P = 3,14 . 3,15cm 2 . 50 cm x 0,00781 kgcm 3 W p = 12,16 kg x 9,81 ms 2 W p = 119,35 N Mencari berat roda gigi W dg dan W rg : W rg =       ⋅ ⋅ −       BJ b D D poros rg 2 4 π Dimana : W rg = 2 2 00781 , . 5 . 3 , 6 16 . 4 14 , 3 cm kg cm cm cm − W rg = 2,88 kg x 9,81 ms 2 W rg = 28,292 N Maka beban radial F r : F r = W p + W rg F r = 119,35 N + 28,292 N F r = 147,642 N Maka pembebanan ekivalen dinamis P : P = X V F r + Y.F a P = 0,56 . 1. 147,642 N + 0,5 . 0 N P = 82,679 N Maka beban spesifik dinamis nominal C : C = f h n f P C = 4,93 . 0815 , 679 , 82 N C = 5001,35 N Universitas Sumatera Utara Maka jenis bantalan yang dipilih dengan diameter bantalan 63 mm ialah Single RowDeep Groove Ball Bearing tipe RLS 20 dengan kapasitas beban spesifik dinamis nominal yang diizinkan sebesar C izin = 60500 N, dengan berat bearing 1,25 kg, yang terlampir pada lampiran 15

3.4 Perancangan Pada