Perencanaan Hoisting Crane dengan Kapasitas Angkat 5 Ton pada Pabrik pengecoran logam

MESIN PEMINDAH BAHAN

PERANCANGAN HOISTING CRANE

DENGAN KAPASITAS ANGKAT

5 TON PADA PABRIK PENGECORAN LOGAM

SKRIPSI

Skripsi Yang Diajukan untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

KURNIAWAN LINGGA

NIM : 080421047

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur kehadirat Tuhan Yang Maha Esa, karena atas berkat dan rahmat-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan skripsi ini.

Skripsi ini berjudul “Perencanaan Hoisting Crane dengan Kapasitas

Angkat 5 Ton pada Pabrik pengecoran logam”. Skripsi ini merupakan salah

satu syarat yang harus ditempuh bagi setiap mahasiswa Departemen Teknik Mesin FT USU untuk memperoleh gelar kesarjanaan.

Dalam penyusunan skripsi ini penulis telah banyak mendapat bantuan mulai dari awal sampai akhir penyelesaiannya, dan melalui kesempatan ini penulis mengucapkan rasa hormat dan terima kasih yang tak terhingga kepada :

1. Bapak Ir. Tekad Sitepu selaku dosen pembimbing penulis yang telah banyak meluangkan waktunya untuk membimbing penulis selama ini.

2. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

3. Bapak Dr. M. Syahril Gultom M.T. selaku Sekretaris Departemen Teknik MesinFakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

4. Seluruh staff pengajar di Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara yang telah membantu penulis dalam hal administrasi.

5. Seluruh staff pegawai P.T. Growth Sumatera khususnya pada bagian workshop dalam membimbing penulis selama melakukan survey.

6. Kedua ORANG TUA penulis, D. Lingga dan R. Br Tarigan yang telah memberikan dukungan Moril dan Material serta Doa selama dalam masa perkuliahan dan dalam menyelesaikan Tugas Sarjana ini.

7. Untuk teman - teman yang telah memotivasi dan mendoakan penulis dalam menyusun Tugas Sarjana ini.

8. Seluruh rekan-rekan mahasiswa Teknik Mesin Ekstension yang telah banyak membantu penulis dan penyusunan Tugas Sarjana ini.

Penulis menyadari bahwa Tugas Sarjana ini masih banyak kekurangan, untuk itu penulis mengharapkan koreksi untuk kesempurnaan Tugas Sarjana ini. Akhir kata penulis mengucapkan terima kasih, semoga Tugas Sarjana ini bermanfaat bagi kita seumua.

Medan, 2011 Penulis,

Kurniawan Lingga

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR GAMBAR ... vi

DAFTAR TABEL ... viii

DAFTAR NOTASI... ix

BAB I PENDAHULUAN ... 1

1.1. Latar Belakang ... 1

1.2. Tujuan Perencanaan ... 2

1.3. Batasan Masalah ... 2

1.4. Metodologi Penulisan ... 3

BAB II TINJAUAN PUSTAKA ... 4

2.1. Pengertian ... 4

2.2. Klasifikasi Pesawat Pengangkat ... 4

2.3. Dasar Pemilihan Mesin Pemindah Bahan ... 11

2.4. Prinsip Kerja Mesin Pemindah Bahan ... 14

2.4.1. Gerakan Drum (Naik-Turun) ... 15

2.4.2. Gerakan Hoist Mendatar (Melintang) ... 15

2.4.3. Gerakan Crane (Horizontal) ... 15

BAB III PERENCANAAN SPESIFIKASI PENGANGKAT ... 16

3.1. Pemilihan Dan Perhitungan Tali ... 16

3.2. Perencanaan Tali Baja (Wire Rope) ... 23

3.2.1. Tarikan Yang Dialami Tali Baja... 25

3.2.3. Perhitungan Umur Tali ... 30

3.3. Perencanaan Puli ... 31

3.3.1. Diameter Puli ... 32

3.3.2. Diameter Poros Puli ... 32

3.4. Perencanaan Drum... 33

3.4.1. Diameter Drum ... 33

3.4.2. Jumlah Lilitan Tali Pada Drum ... 35

3.4.3. Panjang Alur Spiral Drum (Helical Groove) ... 36

3.4.4. Panjang Drum Keseluruhan ... 36

3.4.5. Tebal Dinding Drum ... 37

3.4.6. Menghitung Tegangan Maksimum Drum ... 37

3.4.7. Menghitung Daya Motor Penggerak Drum ... 41

3.4.8. Perencanaan Sistem Transmisi Penggerak Drum ... 42

3.4.8.1. Putaran Poros Dalam. ... 43

3.4.8.2. Poros Transmisi ... 44

3.4.8.3. Poros Untuk Worm Gear ... 45

3.4.8.4. Poros Untuk Worm Wheel ... 46

3.4.8.5. Ukuran Roda Gigi Cacing ... 47

3.4.8.6. Poros Roda Gigi Cacing ... 49

3.4.8.7. Roda Gigi Cacing ... 51

3.5. Perencanaan Kait ... 54

3.5.1. Pemilihan Bahan Kait ... 54

3.5.2. Pemeriksaan Kait ... 55

3.5.2.1. Tegangan Tarik Pada Ulir Kait ... 56

3.5.2.2. Panjang Minimum Ulir Kait ... 57

3.5.2.3. Pemeriksaan Kekuatan Pada Mulut Kait dan Tangkainya ... 58

3.5.3. Pemeriksaan Mur Pengikat Kait ... 62

3.5.4. Perencanaan Dudukan Kait ... 64

3.6. Sistem Pengereman ... 67

3.6.1. Pemilihan Roda Rem ... 67

3.6.3. Penentuan Momen Gaya Pengereman ... 69

BAB IV PERENCANAAN MEKANISME PENGGERAK TROLI... 72

4.1. Roda Troli ... 72

4.2. Menghitung Daya Motor Penggerak Troli ... 74

4.3. Roda Gigi Transmisi Gerak Troli ... 76

4.4. Perencanaan Tekanan Bantalan dan Faktor Tekanan Kecepatan Masing-masing Poros ... 79

4.5. Menentukan Modul dan Ukuran Roda Gigi ... 92

4.6. Motor Penggerak Crane ... 94

4.7. Perencanaan Jembatan (Girder) ... 96

BAB V KESIMPULAN ... 100

5.1. Spesifikasi Hoisting Crane ... 100

5.2. Perlengkapan Gerak Hoist ... 101

5.3. Perlengkapan Gerak Tranversal dan Horizontal ... 103

DAFTAR PUSTAKA ... xii

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Dongkrak Secara Elektrik ... 8

Gambar 2.2 Alat Pengangkat Tetap (Ber Warm Gear) ... 8

Gambar 2.3 Dongkrak Rak Dan Ikatan ... 8

Gambar 2.4 Dongkrak Ulir ... 8

Gambar 2.5 Troli Pengangkat Dengan Warm ... 9

Gambar 2.6 Crane Berjalan Overhead Dengan Ginder Ganda ... 9

Gambar 2.7 Crane Berjalan Overhead Pada Ginder Tunggal ... 9

Gambar 2.8 Crane Dipasang Pada Traktor ... 10

Gambar 2.9 Crane Dipasang Pada Truk ... 10

Gambar 3.1 Jenis – Jenis Tali Pilin Kanan (Right Lay) ... 17

Gambar 3.2 Tali Anti Puntir Dan Tali Biasa ... 18

Gambar 3.3 Macam – Macam Tali ... 19

Gambar 3.4 Diagram jumlah kelengkungan ... 25

Gambar 3.5 Tali Baja ... 27

Gambar 3.6 Dimensi Puli ... 31

Gambar 3.7 Dimensi Alur Dalam ... 34

Gambar 3.8 Pemilihan Modul ... 47

Gambar 3.9 Roda Gigi Cacing ... 48

Gambar 3.10 Kait Tunggal ... 55

Gambar 3.11 Penampang mulut kait dan tangkainya ... 58

Gambar 3.12 Dudukan Kait... 64

Gambar 4.2 Sistem Transmisi Didalam Gearbox ... 79

Gambar 4.3 Tekanan Pada Roda Gigi Cacing ... 80

Gambar 4.4 Bagian-Bagian Roda Gigi ... 92

Gambar 4.5 Defleksi Akibat Bobot Sendiri ... 97

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Tali Untuk Crane dan Pengangkat ... 23

Tabel 3.2 Menentukan number of bend ... 25

Tabel 3.3 Diameter roda puli untuk kawat baja ... 31

Tabel 3.4 Dimensi Alur Drum ... 35

Tabel 4.1 Roda gigi transmisi gerak troli ... 76

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas mm2

a Jarak sumbu poros mm

C Faktor konstruksi tali

D Diameter luar mm

Ck Kelonggaran puncak mm

d Diameter dalam mm

Dw Diameter roda jalan mm

E Modulus elastisitas Kg/cm2

F222 Luas penampang tali baja cm2

Ft Gaya tangensial Kg

f Lengkungan tali baja mm

g Gravitasi m/s2

H Tinggi angkat m

dk1 Diameter luar poros cacing mm

d1 Diameter jarak bagi poros cacing mm

dr1 Diameter dalam poros cacing mm

ta Jarak bagi mm

L Kisar mm

H Tinggi gigi keseluruhan mm

hk Tinggi kepala luar poros cacing mm

a Jarak sumbu mm

dr2 Diameter dalam roda cacing mm

d2 Diameter jarak bagi roda cacing mm

dk2 Diameter luar roda cacing mm

dt Diameter kepala roda cacing mm

b Lebar roda cacing mm

K Faktor keamanan

L Panjang m

Mp Momen puntir Kg.mm

m Modul mm

N Daya Hp

n Putaran rpm

n t-w Kecepatan roda penggerak trolly rpm

P Beban yang bekerja pada roda Kg

p Kekuatan putus tali Kg

p Tekanan satuan yang terjadi pada tali Kg/cm2

Pb Beban patah Kg

Qn Kapasitas angkat nominal Kg

Qm Kapasitas angkat rata-rata Kg

r Jari-jari mm

Sw Gaya tarik tali maksimum Kg

Sf Faktor keamanan bahan

v Kecepatan m/s

W Tahanan akibat gesekan Kg

z Jumlah lilitan Buah

Simbol Yunani

α Sudut tekan (0 sudut)

µ Koefisien gesek

ε Faktor tahanan puli

ω Tebal dinding drum mm

β Koefisien pengereman

δ Diameter serat tali baja mm

g

τ Tegangan geser Kg/mm2

t

σ Tegangan tekan Kg/mm2

tr

σ Tegangan tarik Kg/mm2

−

σ Tegangan ijin Kg/mm2

η Effisiensi b

σ Tegangan patah bahan Kg/mm2

lk

σ Tegangan lentur Kg/mm2

τ Sudut kisar (0 sudut)

'

δ Defleksi terhadap bobot sendiri cm

''

ABSTRAK

Dalam kehidupan era globalisasi ini, penggunaan Mesin Pemindah Bahan telah mencakup hampir segala bidang kegiatan industri. Untuk memenuhi kebutuhan yang beraneka ragam tersebut, maka jenis dan ukuran Mesin Pemindah Bahan ini harus beraneka ragam, sesuai dengan kebutuhan dan pemakaian. Agar dapat menangani komponen – komponen tersebut diperlukan pengetahuan yang memadai dan terperinci, terutama dalam pemilihan, pengoperasian dan perawatannya. Penulisan analisa ini didasarkan pada kebutuhan pada perusahaan industri PT. GROWTH SUMATERA, yang telah menggunakan mesin pemindah bahan. Agar kebutuhan terpenuhi, maka dimensi motor penggerak mesin pemindah bahan tersebut harus disesuaikan terlebih dahulu dengan mengetahui besar kapasitas. Dan bentuk prinsip kerja dari motor penggerak mesin pemindah bahan dapat diketahui pemilihan kapasitasnya, maka dapat ditentukan pemilihan dan perhitungan tali, puli, drum, kait, roda gigi hoisting, rem, roda jalan (transferse), rel lintasan dan lainnya. Dasar – dasar pemilihan motor penggerak mesin pemindah bahan ini merupakan bahagian utama dari prinsip kerja mesin pemindah bahan yang harus diketahui kapasitasnya. Sehingga diketahui ukuran – ukurannya yang didapat dari hasil perhitungan analisa motor penggerak mesin pemindah bahan.

ABSTRAK

Dalam kehidupan era globalisasi ini, penggunaan Mesin Pemindah Bahan telah mencakup hampir segala bidang kegiatan industri. Untuk memenuhi kebutuhan yang beraneka ragam tersebut, maka jenis dan ukuran Mesin Pemindah Bahan ini harus beraneka ragam, sesuai dengan kebutuhan dan pemakaian. Agar dapat menangani komponen – komponen tersebut diperlukan pengetahuan yang memadai dan terperinci, terutama dalam pemilihan, pengoperasian dan perawatannya. Penulisan analisa ini didasarkan pada kebutuhan pada perusahaan industri PT. GROWTH SUMATERA, yang telah menggunakan mesin pemindah bahan. Agar kebutuhan terpenuhi, maka dimensi motor penggerak mesin pemindah bahan tersebut harus disesuaikan terlebih dahulu dengan mengetahui besar kapasitas. Dan bentuk prinsip kerja dari motor penggerak mesin pemindah bahan dapat diketahui pemilihan kapasitasnya, maka dapat ditentukan pemilihan dan perhitungan tali, puli, drum, kait, roda gigi hoisting, rem, roda jalan (transferse), rel lintasan dan lainnya. Dasar – dasar pemilihan motor penggerak mesin pemindah bahan ini merupakan bahagian utama dari prinsip kerja mesin pemindah bahan yang harus diketahui kapasitasnya. Sehingga diketahui ukuran – ukurannya yang didapat dari hasil perhitungan analisa motor penggerak mesin pemindah bahan.

BAB I

PENDAHULUAN

1.1.Latar Belakang

Pesatnya pertumbuhan dan perkembangan industri saat ini serta seiring dengan meningkatnya kebutuhan manusia, sehingga untuk menyeimbangkan produksi yang dihasilkan yang sesuai dengan permintaan konsumen maka industri-industri dituntut untuk menaikkan/meningkatkan hasil produksi serta untuk memperlancar pendistribusian produknya baik itu dengan kapasitas kecil maupun dengan kapasitas yang besar. Didalam pendistribusian produk yang berkapasitas besar sangat diperlukan suatu alat pemindah (pesawat angkat) untuk memperlancar gerakan produk dari satu tempat ke tempat lain yang sangat tidak mungkin diangkat secara manual dengan tenaga manusia.

Dalam mendesain suatu konstruksi rangkaian Mesin Pemindah Bahan, diperlukan beberapa analisa penting yaitu analisa Motor Penggerak Mesin Pemindah Bahan yang akan menentukan seluruh struktur konstruksi kerja Mesin Pemindah Bahan yang disesuaikan dengan desain kebutuhan pada perusahaan industri PT. GROWTH SUMATERA yang membutuhkan Mesin Pemindah Bahan. Dimana Mesin Pemindah Bahan dijadikan sebagai suatu alat yang dirancang untuk memudahkan atau membantu teknis operasional suatu perusahaan dalam memindahkan alat-alat berat dan lain-lain yang ada dilokasi workshop.

Analisa Motor Penggerak Mesin Pemindah Bahan inilah yang nantinya dijadikan sebagai panduan menentukan tingkat keamanan penggunaan Mesin

Pemindah Bahan dengan konstruksi yang disesuaikan dengan desain tata letak dan konstruksi fisik dari penggunaan Mesin Pemindah Bahan.

Adapun alat pemindah (pesawat angkat) yang dibutuhkan adalah jenis “Hoisting Crane”.

Dengan melihat fungsi dari Hoisting Crane ini dan melihat alat penggeraknya serta bagian-bagian dari pesawat angkat ini, maka penulis sangat tertarik untuk mendalami dan mempelajari dengan membandingkan teori-teori yang didapat selama perkuliahan dengan kenyataan/realita yang ada di lokasi pekerjaan, hingga akhirnya penulis berkesimpulan membuat Tugas Sarjana dengan pembahasan atau perencanaan Hoisting Crane di workshop pada perusahaan pengecoran logam dengan kapasitas angkat 5 ton.

1.2.Tujuan Perencanaan

Secara teknis perencanaan ini bertujuan untuk merencanakan mesin pemindah bahan yaitu Hoisting Crane yang sesuai dengan kebutuhan di workshop pada perusahaan pengecoran logam. Perencanaan ini diharapkan dapat memberikan gambaran dari hasil perhitungan untuk mendapatkan kesesuaian antara teori-teori yang ada diliteratur atau buku rujukan.

1.3. Batasan Masalah

Pembatasan pembahasan masalah ini bertujuan supaya pembahasan terarah pada suatu permasalahan tertentu saja, sehingga pembahasan tidak melebar dan menyimpang ke jalur yang sudah ditentukan.

Adapun batasan-batasan dan ruang lingkup permasalahan dalam perencanaan ini adalah:

1. Arah pemindahan material tegak lurus/naik turun (Vertikal), melintang dan horizontal.

2. Perhitungan komponen utama. 3. Perencanaan motor penggerak. 4. Perencanaan transmisi roda gigi. 5. Sistem pengereman.

1.4. Metodelogi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas akhir ini adalah sebagai berikut:

1. Survey lapangan; berupa peninjauan langsung ke lokasi pabrik.

2. Study literatur; berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku, dan tulisan-tulisan yang terkait.

3. Diskusi; berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nantinya akan ditunjuk oleh pihak jurusan Teknik Mesin – USU mengenai kekurangan di dalam penulisan ini.

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Pengertian

Mesin pemindah bahan (material handling equipment) adalah peralatan yang

digunakan untuk memindahkan muatan yang berat dari satu tempat ketempat lain dalam jarak yang tidak jauh, misalnya pada bagian – bagian atau departemen pabrik, pada tempat – tempat penumpukan bahan, lokasi konstruksi, tempat penyimpanan dan pembongkaran muatan dan sebagainya. Mesin pemindah bahan hanya memindahkan muatan dalam jumlah dan besar tertentu serta jarak tertentu dengan perpindahan bahan kearah vertikal, horizontal, dan atau kombinasi keduanya.

Mesin pemindah bahan mendistribusikan muatan keseluruh lokasi didalam perusahaan, memindahkan bahan diantara unit proses yang terlibat dalam

produksi, membawa produk jadi (finish product) ketempat produk tersebut akan dimuat, dan memindahkan limbah produksi (production waste) dari production site ke loading area.

2.2 . Klasifikasi Pesawat Pengangkat

Banyak jenis perlengkapan pengangkat yang tersedia sehingga sulit digolongkan secara tepat. Penggolongan ini masih dipersulit lagi oleh kenyataan bahwa penggolongan ini didasarkan juga pada karakteristik, misalnya disain, tujuan, jenis gerakan, dan sebagainya.

Secara umum mesin pemindah bahan (material handling equipment) dapat dibagi dalam tiga kelompok, yaitu:

1. Peralatan pengangkat, yaitu peralatan yang ditujukan untuk memindahkan muatan satuan dalam satu batch, misal:

• Mesin pengangkat: kerek, dongkrak. • Crane: mobile crane, tower crane. • Elevator.

2. Peralatan pemindah (konveyor), yaitu peralatan yang ditujukan untuk memindahkan muatan curah (banyak partikel, homogen) maupun muatan satuan secara kontinu. Misal: screw conveyor, belt conveyor, pneumatic conveyor, vibratory conveyor, dan sebagainnya.

3. Peralatan permukaan dan overhead, yaitu peralatan yang ditujukan untuk memindahkan muatan curah dan satuan, baik batch maupun kontinu, misal: scrapper, excavator, bulldozer, dan lain – lain.

Mesin Pemindah Bahan menurut gerakanya terbagi 2 yaitu: • Gerak Lurus (vertical dan horizontal).

• Gerak Melingkar (berputar).

Mesin Pemindah Bahan menurut klasifikasi terbagi 2 yaitu: • Pesawat Penggangkat.

• Pesawat Pengangkut.

Pengangkat dibagi atas 3 kelompok, yaitu:  Alat-Alat Pengangkat.

Alat-alat pengangkat adalah alat yang memindahkan beban dalam jarak yang relatif dekat, dan digerakan oleh tangan.

Contoh alat-alat pengangkat

o Dongkrak Roda Gigi, Skrup, Hidrolik, Pneumatic, Tuas.

o Sistem Puli Tangan.

o Lir Tangan.

 Mesin Pemindah Bahan.

Mesin Pemindah Bahan adalah alat pengangkat yang digerakkan dengan mesin, baik mesin listrik, motor bakar, maupun turbin uap.

Contoh Mesin Pemindah Bahan.

o Dongkarak Hidrolik Listrik, Pneumatic Listrik.

o Lir Mesin.

o Elevator.  Crane.

Crane adalah kombinasi dari Mesin Pemindah Bahan dengan Rangka Pengangkat (Hoisting Frame) yang bekerja bersama-sama untuk mengangkut dan memindahkan beban. Kran dapat diklarifikasikan sebagai berikut:

o Crane Putar Stasioner

- Crane Dengan Pilar Tetap. - Crane Berlengan.

- Crane Dinding (Will Jig Crane). - Crane Dengan Meja Putar. - Crane Dengan Poros.

o Crane Yang Bergerak Pada Rel - Crane Portal.

- Crane Menara Tower. - Crane Satu Rel - Crane Overhead.

o Crane Tanpa Lintasan

- Crane Yang Dipasang Pada Traktor. - Crane Yang Dipasang Pada Truk.

o Crane Tipe Jembatan - Crane Gatry.

- Crane Berpalang Tunggal. - Crane Berpalang Ganda.

Mesin Pemindah Bahan juga tarbagi atas 2 kelompok, yaitu: • Sistem beban pengangkut.

Sistim beban pengangkut dipakai untuk memindahkan beban dalam jarak yang relatif dekat. Ban pengangkut digunakan untuk mengangkut beban secara berkesinambungan, baik berupa tumpahan maupun satuan.

Contoh Ban Pengangkut:  Konveyor Ban.

 Konveyor Ban Berpasak Metal.  Konveyor Keranjang.

 Konveyor Goyang.  Konveyor Skrup. • Lori Pengangkut

Lori pengangkut dipakai untuk memindahkan beban dalam jarak yang relatif jauh lebih baik berupa curah maupun padat.

Contoh lori pengangkut  Lori lir dan kapstan  Lori kabel

Adapun jenis-jenis dan type dari Alat Pengangkat, Mesin Pemindah Bahan, Pesawat Pengangkat dan macam-macam Kran ditunjukan pada gambar berikut:

Gambar 2.1

Dongkrak Secara Elektrik _{Alat Pengangkat Tetap Ber Warm Gear} Gambar 2.2

Gambar 2.3

Dongkrak Rak Dan Ikatan Gambar2.4

Gambar 2.5

Troli Pengangkat Dengan Warm

Gambar 2.6

Crane Berjalan Overhead Dengan Ginder Ganda

Gambar 2.7

Gambar 2.8

Crane Dipasang Pada Traktor

Gambar 2.9

Crane Dipasang Pada Truk

2.3. Dasar Pemilihan Mesin Pemindah Bahan

Pemilihan Mesin Pemindah Bahan sangat penting untuk dilakukan karena

berpengaruh pada proses produksi, baik masalah kelancaran proses produksi dan biaya proses produksi yang harus dikeluarkan perusahaan. Mesin pemindah bahan yang dioperasikan hendaknya dipilih sesuai dengan kebutuhan pabrik dan

spekifikasi dari mesin pemindah bahan tersebut serta rancangan mesin pemindah bahan sesuai dengan tata letak ruang pabrik sehingga tidak menghalangi/

menghambat proses produksi yang pada akhirnya didapatkan manfaat yang maksimal bagi perusahaan.

Faktor-faktor teknis yang perlu diperhatikan dalam pemilihan mesin pemindah bahan adalah:

a. Sifat Dan Bentuk Muatan.

Untuk mengefisiensikan penggunaan alat harus diketahui sifat muatan yang akan dipindahkan tersebut dan juga bagaimana bentuk dari muatan tersebut. Muatan yang akan dipindahkandibedakan menjadi muatan

tumpahan (bulk load) dan muatan satuan (unit load). Bahan yang ditangani dalam bentuk bulk load terdiri atas banyak partikel atau gumpalan yang homogen misal : batu bara, biji besi, semen, pasir, batu, tanah dan

sebagainya. Unit load bisa jadi bulk load yang terbungkus, seperti didalam peti kemas, karung, dan lain – lain yang dapat berbeda dalam bobot dan bentuknya.

b. Kapasitas Yang Dibutuhkan Per Jam

Kapasitas pemindahan muatan yang hampir tak terbatas dengan mudah dapat diperoleh pada jenis alat tertentu, misalnya konveyor aksi

berkesinambungan. Sedangkan pada crane atau truk yang mempunyai kapasitas angkat yang cukup tinggi dalam kerja yang berat. Dalam perencanaan ini, beban muatan yang dipindahkan adalah 5 ton.

c. Cara Penyusunan Muatan Pada Tempat Asal, Akhir, dan Antara

Bagaimana posisi penyusunan muatan sebelum diangkat dan setelah diangkat tidak boleh diabaikan. Beberapa jenis peralatan dapat memuat dan membongkar muatan secara mekanis sedangkan lainnya membutuhkan alat tammbahan khusus atau bantuan operator. Misalnya beban curah yang dapat ditumpuk, tetapi harus disekop ketika akan memindahkannya lagi.

d. Arah dan Jarak Perpidahan

Keadaan dari lingkungan baik luas dan desain gedung atau keadaan permukaan tanah, tempat pengoperasian dan tempertur lokasi kerja perlu diperhatikan. Berbagai jenis alat dapat mengangkat beban dalam arah vertikal atau arah horizontal. Panjang jarak lintasan atau lokasi pengambilan beban juga sangat penting dalam pemilihan pesawat pengangkat. Dalam perencanaan, beban diangkat kemudian dipindahkan mengikuti arah jembatan (girder), yang kemudian diturunkan dan diposisikan pada lantai atau mesin – mesin perkakas yang diperlukan.

Pemilihan alat ditentukan juga oleh rencana perluasan perusahaan , jangka waktu penggunaan alat tersebut (permanen atau temporer), jenis sumber energi yang tersedia, masalah sanitasi, keselamatan dan kenyamanan kerja. Setelah dilakukan pemilihan alat penanganan bahan berdasarkan faktor- faktor teknis,

pilihan – pilihan yang dapat dipakai pada kondisi tertentu untuk memekaniskan proses penanganan, alat – alat tersebut kemudian dibandingkan dari sudut pandang rekayasa dan ekonominya.

Dalam evaluasi ekonomis berbagai jenis alat, baik investasi awal maupun operasional yang dibutuhkan harus dipertimbangkan. Biaya investasi awal meliputi, harga perlengkapan sendiri, biaya pemasangan dan pengangkutan, serta biaya konstruksi yang diperlukan dalam pemasangan dan operasinya.

Biaya operasional mencakup:

1. Gaji dan tunjangan dari pekerja 2. Biaya listrik yang dipakai

3. Biaya pelumasan, pembersihan, peralatan khusus, dan bahan lainnya 4. Biaya perbaikan dan pemeliharaan

Juga dipertimbangkan penyusustan muatan dalam proses penanganan. Juga biaya pemeliharaan instalasi penanganan bahan, biaya penyusutan perlengkapan mekanis, dana yang dicadangkan utuk perbaikan menyeluruh (over haul) perlengkapan mekanis tersebut.

Perlengkapan penanganan bahan yang dipilih harus memenuhi semua tuntutan proses produksi sekaligus menjamin tingkat mekanis yang tinggi serta penggunaan tenaga kerja yang efisien, sehingga dapat menurunkan biaya penanganan persatuan muatan yang akan menghasilkan investasi modal yang menguntungkan.

Dari pertimbangan diatas, maka alat pemindah bahan untuk mengangkat peralatan pada Industri pengolahan logam GROWTH SUMATERA ini adalah

hoisting crane yang memiliki gerakan naik-turun (vertikal), melintang dan juga memanjang (horizontal). Kelebihan dari Hoisting Crane ini adalah:

• Konstruksi sederhana

• Tidak memerlukan pemakaian ruangan yang banyak

• Dapat menjelajah area yang dalam jangkauan jalur pandu lintasan • Mempunyai sistem alat pemegang beban yang mudah diganti

2.4. Prinsip Kerja Mesin Pemindah Bahan

Hoisting Crane ini digerakkan dengan sistem elektromotor yang dapat menggerakkan hoist melintang, crane mendatar, serta dapat menggulung wire rope secara otomatis.

Cara pengoperasian Hoisting Crane adalah sebagai berikut:

− Periksa semua peralatan, yaitu tombol-tombol pengatur harus dapat berjalan dengan baik.

− Benda kerja diangkat dari lantai dengan mencantol hooke-nya pada pengikat benda kerja.

− Tempatkan benda kerja dengan mengerakkan crane secara horizontal, vertikal atau melintang sesuai dengan penempatan yang dikehendaki pada mesin perkakas yang diperlukan, lalu dibentuk sesuai dengan bentuk dan ukuran yang diinginkan.

− Setelah benda kerja dipindahkan untuk dilakukan pengerjaan selanjutnya, maka demikianlah terus menerus cara pengoperasian Hoisting Crane.

Dalam pengoperasiannya, Hoisting Crane memiliki tiga gerakan, yaitu: a. Gerakan Drum (naik-turun)

b. Gerakan Hoist Mendatar (melintang) c. Gerakan Crane (horizontal)

2.3.1. Gerakan Drum (Naik – Turun)

Gerakan hoist ini adalah gerakan menaikkan dan menurunkan beban. Hal ini digerakkan oleh mekanisme perputaran drum yang dikopel dengan motor listrik dengan sumber daya. Gerakan ini dapat dihentikan sesuai dengan penempatan yang diinginkan dengan menggunakan suatu alat penahan atau rem. Tinggi angkat dihitung dari permukaan tanah adalah 8 m.

2.3.2. Gerakan Silang Troli (Melintang)

Gerakan hoist ini adalah gerak perpindahan pada arah melintang yang diatur motor listrik sebagai penggerak daya. Motor listrik akan menggerakkan roda troli hoist yang dipasang pada jembatan (girder) sepanjang 14 m.

2.3.3. Gerakan Crane (Horizontal)

Gerakan ini adalah gerakan berpindah pada arah memanjang yang diatur motor listrik sebagai penggerak daya. Motor listrik akan menggerakkan roda troli yang dipasang pada jembatan (girder) pada jarak sepanjang jalur pandu lintasan dalam perencanaan ini sepanjang 72 m.

BAB III

PERENCANAAN SPESIFIKASI PENGANGKAT

3.1. Pemilihan Dan Perhitungan Tali

Tali dalam Mesin Pemindah Bahan sangat mempunyai peranan penting. Tali ini dapat berfungsi sebagai pengangkat, memindahkan gerakan dan daya pada Mesin Pemindah Bahan. Tali baja sangat dominan dipergunakan dalam bidang pengoperasian Mesin Pemindah Bahan, karena mempunyai beberapa keunggulan yaitu:

• Lebih ringan • Lebih tahan lama

• Operasi yang tenang walaupun pada kecepatan yang tinggi • Keadaan operasi yang sangat tinggi

• Kerusakan awal akan lebih mudah diketahui.

Pembuatan tali baja ini dilakukan dengan proses perlakuan panas tertentu sekaligus diiringi dengan penarikan dingin yang akan meningkatkan sifat mekanis kawat, tali baja terbuat dari baja dengan kekuatan

σ

b = (130 s/d 200)

kg/mm2 (Literatur 1 hal.30).

Berdasarkan pilihan atau anyaman tali baja dapat dikelompokan atas: • Pilin kanan (Right lay)

• Pilin kiri (Left Lay)

Berdasarkan inti tali dapat dikelompokkan atas: • Tali pintal silang.

• Tali pintal balik. • Tali baja serba guna.

Dari semua jenis tali yang sering digunakan tali pilin kanan (Right Lay)

Gambar 3.1

Jenis – Jenis Tali Pilin Kanan (Right Lay)

• Tali Baja Serba Guna.

Merupakan tali baja kontruksi biasanya yang berupa anyaman kawat yang sama diameternya. Kekurang dari tali kontruksi ini biasanya adalah karena kawat bagian luarnya sebagai pembungkus dan dililit menyilang yang menyebabkan daerah dengan tekanan besar yang mengurangi umur tali tersebut.

• Tali baja anti puntir

Pada tali ini sebelum dipintal setiap kawat dan untaian dibentuk sesuai dengan kedudukan di dalam tali. Tali tidak cenderung terurai walaupun pada ujungnya tidak disimpul. Dibandingkan dengan tali biasa, tali ini mempunyai keunggulan, yaitu:

o Distribusi beban merata pada setiap kawat sehingga tegangan internal yang kecil

o Lebih fleksibel

o Keausan tali kecil dalam melewati puli maupun drum , karena tidak ada bagian yang menonjol

• Tali Baja Dengan Untaian Yang Dipipihkan.

Tali ini biasanya digunakan pada kran yang bekerja pada tempat yang banyak mengalami gesekan dan abrasi. Biasanya terbuat dari lima untaian yang dipilinkan, dengan demikian tali ini mengalami tekanan yang merata dan keausan yang lebih kecil.

• Tali dengan anyaman terkunci

Jenis tali ini sangat banyak digunakan pada kran kabel dan kran kereta gantung. Tali ini mempunyai keunggulan dalam hal permukaan yang halus, susunan kawat yang padat dan tahan terhadap keausan, kelemahanya adalah kurang fleksibel.

Gambar 3.2

Gambar 3.3 Macam – Macam Tali

Untuk rancangan ini penulis memilih tali baja serba guna yang digalvanisir tanpa ditarik, didalam pemilihan tali baja ini sebenarnya memiliki fenomena yang sangat rumit karena harus memperhatikan faktor-faktor yang tidak dapat ditentukan dengan tepat misalnya pada tali baja yang akan dipakai nantinya pada Mesin Pemindah Bahan, tegangan yang terjadi ada tiga macam tegangan yaitu, tarik, lentur, dan puntir akibat dari tagangan yang terjadi otomatis umur tali akan berkurang.

Dari kapasitas angkat yang direncanakan yakni 5 ton (5000 kg), sedangkan peralatan tambahan misalnya berat puli, tali kait dan lainya diperhitungkan 500 kg. Mengingat beban yang akan diangkat, maka direncanakan Mesin Pemindah Bahan ini memakai multi puli, maksudnya dari pemakaian multi puli ini adalah untuk mereduksi beban yang bekerja pada tali sehinga beban yang diangkat terbagi atas jumlah puli yang dipergunakan.

Semua mesin pengangkat termasuk kelompok kerja periodik dan kapasitas perjam-nya dapat dirumuskansebagai berikut:

Qhr = n Q∑ ton/jam (Literatur 1 hal 14)

Dimana:

Q∑= Kapasitas angkat total

η = Jumlah siklus per jam (η) ialah: η =

∑

1 3600 t

Dimana:

∑t1 = tsc = waktu siklus crane, yaitu total waktu yang dibutuhkan dalam detik

yang digunakan untuk operasi invidual dalam melaksanakan satu siklus kerja yang tergantung pada kecepatan gerakan selama operasi, jarak perpindahan dan tinggi angkat, waktu yang hilang dalam percepatan dan perlambatan, tingkat penggabungan beberapa operasi sekaligus waktu yang hilang dalam pemasangan dan pelepasan muatan dengan grip.

Dari speksifikasi kecepatan angkat dan memanjang dari crane, diperoleh waktu sikus crane sebagaiberikut:

Dimana:

t1,s1,v1 = waktu, tinggi, dan kecepatan angkat

t2,s2,v2 = waktu, jarak, dan kecepatan hoist maju-mundur/melintang

t4 = waktu turun (1,33 menit)

t5 = waktu pemasangan dan pelepasan graps (gancu)

maka:

5 4 3 2 1

1 t 2(t t t ) t t t = _sc= + + + +

∑

= 2(0,8 + 0,72 +0,31) + 0,8 + 2 = 6,46 menit

Waktu siklus crane yang diizinkan:

produksi kapasitas

angkat kapasitas

t= −

(Literatur 1. Hal 15)

Sedangkan speksifikasi dari kecepatan angkat, melintang hoist, dan memanjang crane ini dapat dipergunakan untuk memenuhi kebutuhan kapasitas

produksi pabrik jika t_sc− ≥t_sc

Dengan data spesifikasi teknis, beban pada mesin:

- Kapasitas angkat nominal (Qn) = 5000 Kg

Dan hasil survey, maka:

- Kapasitas angkat rata-rata (Qm) = 4500 Kg

Diperoleh:

• Pemakaian kapasitas pengangkatan rata-rata (K beban):

K beban =

beban n

beban m Q Q

= 5000 4500

= 0,9

• Penggunaan mesin rata-rata harian dan tahunan: Harian : 10 jam

Tahunan : 365 hari Sehingga kondisi:

- Pemakaian rata-rata harian:

K hari =

jam jam h

24

=

jam jam 24 10

= 0,41666

- Pemakaian rata-rata tahunan:

K tahunan =

hari hari h

365

=

hari hari 365 313

= 0,8575

• Temperatur lingkungan 34 0 C (Hasil survey)

Dari perhitungan data survey diatas, maka dapat ditentukan bahwa Hoisting Crane digunakan pada kondisi sedang/medium.

3.2. Perencanaan Tali Baja (Wire Rope)

Tali baja (Wire Rope) adalah tali yang dikonstruksikan dari kumpulan jalinan serat-serat baja. Mula-mula beberapa serat dipintal sehingga menjadi suatu jalinan (strand), lalu beberapa strand dijalin pada satu inti (core) sehingga membentuk tali.

Tipe-tipe tali untuk crane dan pengangkat dapat dilihat pada tabel berikut: Tabel 3.1 Tali untuk crane dan pengangkat (Rudenko, N, 1996)

Faktor mula-mula dari keamanan tali terhadap tegangan

Konstruksi Tali

6 x 19 = 114 + 1c 6 x 37 = 222 + 1c 6 x 61 = 366 + 1c 18 x 17 = 342 + 1c

Kurang 6 6 – 7 diatas 7

Jumlah serat yang patah pada panjang tertentu setelah tali dibuang 12

14 16

6 7 8

22 26 30

11 13 15

36 38 40

18 19 20

36 38 40

18 19 20

Keuntungan dari tali baja (Wire Rope) dibandingkan dengan rantai adalah (Literatur 3 hal 52):

− Ringan

− Tali baru lebih baik terhadap tegangan, bila beban terbagi rata pada semua jalinan (Strand)

− Lebih fleksibel sementara beban beban bengkok tidak perlu mengalami Internal Stress.

− Kurang mempunyai tendensi untuk berbelit. Peletakan pada drum dan cakra, penyambungan yang lebih cepat, mudah dijepit (clip) atau dilekuk (socket). Tidak perlu dipegang (dijepit) sebelum dipotong atau dimasukkan dalam socket atau clip.

− Wire yang patah sesudah pemakaian yang lama tidak menonjol, berarti lebih aman dalam pengangkatan, juga tidak akan merusak wire yang berdekatan.

Dari hasil survey di lapangan untuk kapasitas angkat 5.000 Kg, maka bahan tali baja yang dipilih adalah bahan Baja Karbon (Steel Wire Rope) dari standar JIS G 3521, dengan tegangan putus kawat baja (τ_B = 140–159 Kg/mm2), Dengan tipe 6 x 37 = 222 + 1c yang artinya konstruksi gulungan tali terdiri dari 6 jalinan (strand), dan tiap jalinan terdiri dari 37 wayar baja dengan 1 inti serat (fibre core).

Setiap sistem puli majemuk dapat dianggap sebagai puli dengan dua tali terpisah yang dihubungkan dengan puli kompensasi, jumlah lengkungan tali puli majemuk dapat diperoleh dengan membagi dua jumlah titik total tempat bagian tali yang paralel masuk dan keluar puli. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada gambar 3.4.

Gambar 3.4 Diagram jumlah kelengkungan Sumber: Mesin Pengangkat (Rudenko, N. Hal 37)

Dari gambar diatas maka disimpulkan bahwa jumlah kelengkungan atau

Number of Bend (NB) pada perencanaan crane adalah 3 2 6

= Tabel 3.2 Menentukan number of bend

NB 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

d min

D _{16 20 23 25 26 28 30 31 32 33 34 35}

NB 13 14 15 16

d min

D _{36 37 37,5 38}

(Ir. Syamsir A Mu’in / Pesawat – pesawat pengangkat, hal 63)

3.2.1. Tarikan yang dialami tali baja, Sw

Dari data hasil survey pada PT. Growth Sumatera diperoleh bahwa: 1. Berat Gancu (Grabs) dan Hooke Wg = 500 kg

Maka berat total Q yang diangkat menjadi:

Q = Wg + Wc ... ( 1 ) Q = 500 kg + 5000 kg

Q = 5500 kg

Untuk menghitung tarikan maksimum yang dialami tali baja dapat menggunakan

rumus: Sw =

1 η η n

Q

... (2) (Literatur 1 Hal 41)

Dimana:

Sw = Tarikan maksimum pada tali baja dari sistem puli (Kg).

Q = Total berat muatan yang diangkat (Kg).

n = Jumlah muatan puli (tali penggantung) yang menyangga muatan. η = Effisiensi puli.

1

η = Effisiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuannya ketika menggulung pada drum, diasumsikan = 0,98. (Literatur 1 Hal 41)

Sw =

98 , 0 892 , 0 5

5500 x x

Kg

3.2.2. Diameter Tali Baja

Gambar 3.5. Tali Baja

Dari gambar diatas dapat membantu sebagai data pembanding didalam menghitung diameter tali baja, dengan diperoleh Sw = 1258,35 Kg, maka untuk

menentukan luas penampang tali baja:

F (222) =

36000 min

x D

d K

S b

w

−

σ ... (3) (Literatur 1 Hal 39)

Dimana:

F (222) = Luas penampang tali baja (cm2)

Sw = Tarikan maksimum pada tali (Kg)

b

σ = Tegangan putus kawat baja (Kg/cm2) K = Faktor keamanan tali

d = Diameter tali (mm)

Untuk menentukan luas penampang tali baja diperlukan perbandingan diameter drum minimum dengan diameter tali. Untuk jumlah lengkungan 3 [Number Of Bend (NB)], maka harga Dmin /d = 23, dimana Dmin adalah diameter

minimum puli dan d ialah diameter tali (Literatur 1 Hal 36).

Jika tali baja dari kawat baja standart JIS G 3521, dengan tegangan putus kawat baja σ_b = 140 – 159 Kg /mm2, beban putus Pb = 15400 Kg f.

Faktor keamanan dengan kondisi pembebanan sedang/medium, ditentukan K= 5,5 (Literatur 1 Hal 42).

Maka:

F(222) =

36000 23

1 /

5 , 5 14500

35 , 1258

2 x cm

kg

Kg − F(222) = 1,17 cm2

Diameter kawat tali baja dapat dihitung dengan menggunakan rumus:

A = F ( i ) = i

2 4δ

π _(cm2

) (Literatur 3 Hal 63)

δ =

i F

π ) 222 ( . 4

(mm) (Literatur 3 Hal 63)

Dimana:

F (222) = Luas penampang tali baja = 1,17 cm2

δ = Diameter serat dari tali baja (mm) i = Jumlah serat dalam tali baja = 222 serat

Sehingga diameter satu kawat dari tali baja diperoleh:

δ =

222 17 , 1 4

x x

π δ = 0,082 cm

δ = 0,82 mm Diameter tali baja dapat dihitung:

d = 1,5 . δ . i (mm)

d = (1,5 x 0,82 x 222 ) (mm)

d = 18,32 mm ; terletak pada range 15 – 19,5 maka dipilih d = 19,5 mm

Tarikan tali baja yang diijinkan adalah:

Si =

K P_b

(Literatur 1 Hal 40)

Dimana:

Si = Tarikan maksimum yang diijinkan pada tali (Kg)

K = Faktor keamanan kondisi sedang/medium = 5,5 Maka:

Si =

5 , 5 15400 Kg

Si = 2800 Kg

Jadi dapat disimpulkan tarikan yang terjadi Sw = 1258,35 Kg < tarikan maksimum

3.2.3. Perhitungan Umur Tali

Tali merupakan bagian yang penting pada waktu pengoperasian mesin pemindah bahan. Akibat seringnya mengalami pembebanan, lama kelamaan tali akan menjadi rusak akibat kelelahan. Untuk mengetahui berapa lama tali tersebut dapat digunakan maka rumus:

N =

ϕ β. . .z₂ a

z

(Literatur 3 Hal.106)

Dimana:

N = Umur tali (bulan)

a = Jumlah siklus kerja rata-rata perbulan:3400 kali(Literatur 1Hal 47). z2 = Jumlah lengkungan berulang per siklus kerja (mengangkat dan

menurunkan) pada tinggi pengangkatan penuh dan lengkungan satu sisi = 5

β = Faktor perubahan daya tahan tali akibat mengangkat muatan lebih rendah dari tinggi total dan lebih ringan dari muatan penuh = 0,3 (Literatur 1 Hal 47)

ϕ = Hubungan langsung antara jumlah lengkungan dan jumlah putusan didalam tali z/z1 = 2,5 (Literatur 3 Hal.108)

z = Jumlah lengkungan berulang yang mengakibatkan kerusakan tali; untuk Dmin/d = 23, maka z = 170000 (Literatur 3 Hal.102)

maka umur tali adalah:

N =

ϕ β. . .z2 a

z

N =

5 , 2 3 , 0 5 3400

170000 x x

3.3. Perencanaan Puli

Puli berfungsi untuk mengubah arah tali baja (lurus – lengkung – lurus) atau dengan kata lain pengarahan tali baja sekaligus untuk menahan beban yang diberikan. Dengan diameter tali baja ditentukan sebesar 19,5 mm, maka ukuran-ukuran puli dapat diketahui sebagai berikut:

Gambar 3.6 Dimensi Puli

Sumber: Mesin Pengangkat (Rudenko, N. Hal 71)

Tabel 3.3. Diameter roda puli untuk kawat baja (Rudenko, N. 1996)

Diameter Tali

a b c e h l r r1 r2 r3 r4

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 5 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 7,5 7,5 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

Ukuran-ukuran dari puli dengan diameter tali baja 19,5 mm dapat dilihat pada tabel 3.3 dan dari dimensi puli pada gambar 3.6 maka ukurannya sebagai berikut:

a = 55 mm h = 30 mm r2 = 5 mm

b = 40 mm l = 15 mm r3 = 17 mm

c = 10 mm r = 12 mm r4 = 10 mm

e = 1,5 mm r1= 5 mm

3.3.1. Diameter Puli

Untuk menghitung diameter puli dapat dipakai rumus:

23 min = d D

(Literatur 3 hal.63) Dimana:

Dmin = Diameter minimum puli (mm)

d = Diameter tali baja (mm) Maka:

Dmin = 23 x 19,5

Dmin = 449 mm

Maka dari perhitungan diatas diameter puli = 449 mm

3.3.2. Diameter Poros Puli

Untuk menentukan diameter poros puli digunakan rumus:

p = 

    

2

. cm

Kg d

l Q

Dimana:

p = Tekanan satuan yang terjadi pada tali = 75 Kg/cm2 (untuk kecepatan angkat 10 m/menit atau 0,16 m/detik) (Literatur 1 Hal 72) l = Panjang bus tali = (1,5 – 1,8) d, dipilih 1,8 d

Q = Beban puli = 5500 Kg d = Diameter poros puli (cm) maka:

75 Kg/cm2 =

2 8

, 1

5500

cm d x d

Kg

d2 =

2 135 5500

cm

d = 6,38 cm = 6,5 cm

3.4. Perencanaan Drum (Tromol)

Drum (tromol) berfungsi untuk menggulung tali pada operasi pengangkatan dan penurunan. Secara umum drum tersebut terbuat dari bahan besi tuang dan besi cor, dan dilengkapi dengan groove (berupa alur) yang berfungsi untuk mengatur gulungan agar dapat tersusun rapi dan mengurangi gesekan.

3.4.1. Diameter Drum

Untuk menghitung diameter drum dapat dipakai rumus:

D≥e₁.e₂.d (mm) (Literatur 1. Hal 41) Dimana:

D = Diameter drum (mm)

e1 = Faktor yang tergantung pada alat pengangkat dan kondisi

operasinya (operasi yang dipilih adalah sedang/medium) = 25 (Literatur 1. Hal 42)

e2 = Faktor yang tergantung pada kondisi tali, dipilih 1,00 (Literatur 1

Hal 42)

maka diperoleh diameter drum: D≥25x1x19,5mm D = 487,5 mm

Gambar 3.7 Dimensi Alur Drum Sumber : Mesin Pengangkat (Rudenko, N Hal 74)

Dengan menggunakan tabel 3.4 dibawah ini akan diperoleh dimensi alur drum sesuai pada gambar 3.7 diatas yang berdasarkan ukuran diameter tali baja (d = 19,5mm

Tabel 3.4 Dimensi Alur Drum (Rudenko, N. 1996) Dia meter tali d r1

Standar Dalam Dia

meter tali

d

r1

Standar Dalam

S1 C1 S2 C2 R2 S1 C1 S2 C2 R2

4,8 6,2 8,7 11,0 13,0 15,0 3,5 4,0 5,0 7,0 8,0 9,0 7 8 11 13 15 17 2 2 3 3 4 5 9 11 13 17 19 22 4,5 5,5 6,5 8,5 9,5 11,0 1,0 1,5 1,5 1,5 1,5 2,0 19,5 24,0 28,0 34,5 39,0 11,5 13,5 15,5 19,0 21,0 22 27 31 38 42 5 6 8 10 12 27 31 36 41 50 13,5 16,0 18,0 22,0 24,5 2,0 2,5 2,5 3,0 3,5

3.4.2. Jumlah Lilitan Tali Pada Drum

Untuk menentukan jumlah lilitan pada drum dengan dua arah gulungan digunakan rumus:

z = 2

. . + D i H

π (Literatur 1 Hal 74)

Dimana :

z = Jumlah lilitan tali pada drum untuk 1 tali baja (lilitan) H = Tinggi angkat = 8 m

i = Jumlah suspensi puli, diambil dari tabel daya guna (efisiensi) puli: 4 untuk puli berganda dan jumlah puli (i) = 5

D = Diameter drum

Sedangkan angka 2 ditambahkan untuk lilitan yang akan menahan muatan (Literatur 1 Hal 74)

Sehingga diperoleh jumlah lilitan:

2 5 , 487 . 5 8000 + =

=z _π x

n = z = 28,13 n = z = 29 lilitan

3.4.3. Panjang Alur Spiral Drum (Helical Groove)

Untuk menghitung panjang alur spiral (Helical Groove) digunakan rumus:

l = z . S1 (mm) (Literatur 1 Hal 75)

Dimana:

l = Panjang alur spiral (Helical Groove) (mm) z = Jumlah lilitan = 29 lilitan

S1 = Kisar (Pitch) = 22 (Dari tabel 3.4) (Literatur 1 Hal 74)

Maka:

l = 29 x 22 l = 638 mm

3.4.4. Panjang Drum Keseluruhan

Dalam perencanaan ini, maka panjang drum keseluruhan adalah:

L = 7 ( )

. .

mm s D

i H

   



 ₊

π (Literatur 1 Hal 75)

Dimana:

L = Panjang drum keseluruhan (mm)

H = Tinggi angkat maksimum = 8.000 (mm) D = Diameter Drum (mm)

s = Kisar (pitch) = 22 mm (dari tabel 3.4) (Literatur 1 Hal 74) i = Perbandingan sistem tali = 5

l = Lebar ruang antara bagian kanan dan kiri dari luar, diambil = 40 mm maka panjang drum keseluruhan:

mm L

x x L

729

22 7 5 , 487

5 8000 ≈

   



 ₊

=

π

3.4.5. Tebal Dinding Drum

Tebal dinding drum dapat ditentukan dengan menggunakan rumus empiris:

ω = 0,02 D + (0,6 s/d 1,0) (cm) (Literatur 1 Hal 75) Dimana:

ω = Tebal dinding drum (cm) D = Diameter drum (cm) Maka:

ω = 0,02 x 48,75 + (1,0) (cm) ω = 1,975 cm

ω = 19,75 mm

3.4.6. Menghitung Tegangan Maksimum Drum

Selama dioperasikan, drum dipengaruhi oleh pembebanan puntir, bengkokan (lentur), dan tekanan (compression). Dua tegangan yang pertama menghasilkan tegangan yang nyata pada drum yang sangat panjang, sedangkan efek dari tekanan adalah sangat besar. Untuk hal ini haruslah diperiksa terlebih dahulu.

Untuk menghitung tegangan tekan maksimum pada drum digunakan

rumus: ( / )

.

2

1 Kg mm

s S ω σ =

(Literatur 1 Hal.76) Dimana:

1

σ = Tegangan tekan maksimum (Kg/mm2) S = Gaya tarik maksimum pada bagian tali (Kg)

ω = Tebal dinding drum (mm) s = Kisar (Pitch) (mm)

Maka tegangan tekan maksimumnya adalah:

1

σ =

22 75 , 19

35 , 1258

x

1

σ = 2,896 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas, maka dalam perancangan ini bahan drum yang dipilih adalah baja rol standar JIS G 3101 dengan lambang SS 41 yang memiliki tegangan patah bahan σ₁ = 50 Kg/mm2 (Literatur 2 Hal 339) Dengan tegangan ijin:

(

2

)

1 Kg/ mm K

B

σ σ− = Dimana:

K = Faktor keamanan = 5,5 (Kondisi pengoperasian sedang/medium) (Literatur 1 Hal 42)

Maka: −

1 σ =

5 , 5

50

− 1

σ = 9,09 (Kg/mm2)

Dari perhitungan diatas terlihat bahwa tegangan yang diijinkan lebih besar

dari tegangan maksimum yang terjadi dari σ−₁ ≥σ_tmaks(9,09 Kg/mm2 > 2,896 Kg/mm2). Untuk menjamin keamanan pada saat drum beroperasi, drum mengalami tegangan lentur/lengkung di sepanjang drum. Tegangan lentur dapat dihitung dengan rumus:

lk lk lk

W M =

σ (Kg/mm2) (Literatur 4 Hal 76)

Dimana:

lk

σ = Tegangan lentur/ lengkung (Kg/mm2) Mlk = Momen lentur/ lengkung (Kg.mm)

Wlk = Momen perlawanan lentur/lengkung (mm3)

Dari rumus diatas, momen maksimum terjadi ketika tali berada ditengah drum: Mlk = S . 0,5 L (Kg.mm)

Dimana:

S = Gaya tarik pada tali (Kg) L = Panjang drum keseluruhan (mm) Maka:

Mlk = 1258,35 x 0,5 x 729

Mlk = 458668,575 Kg.mm

Untuk momen perlawanan lentur/lengkung:

Wlk =

32

π

D d D4− 4

Wlk =

32

π _{( )}

5 , 487

75 , 467 5 ,

487 3

4 4

mm −

Wlk = 1733320,602 mm3

Maka:

lk

σ =

602 , 1733320

575 , 458668

lk

σ = 0,26461 Kg/mm2

Dalam hal ini drum juga mengalami tegangan puntir. Untuk menghitung tegangan puntir yang terjadi pada drum dapat digunakan rumus:

p p p

W M

=

τ (Kg/mm2) (Literatur 4 Hal 12)

Dimana:

p

τ = Tegangan puntir (Kg/mm2) Mp = Momen puntir (Kg.mm)

Wp = Momen perlawanan puntir (mm3)

Momen puntir yang terjadi diperoleh dari rumus:

Mp = S . r (Kg.mm) (Literatur 4 Hal 170)

Dimana:

S = Gaya tarik tali (Kg) r = Jari-jari drum (mm)

Maka:

Mp = 1258,35 x 243,75

Sedangkan momen perlawanan (Wp) diperoleh dari rumus:

Wp =

16

π ₍ 3₎

4 4 mm D d D − Wp =

16

π _{( )}

5 , 487 75 , 467 5 , 487 3 4 4 4 mm −

Wp = 3466641,202 mm3

Maka: p p p W M =

τ ( Kg /mm2 )

202 , 3466641 8125 , 306722 = p τ 2 / 088478 ,

0 Kg mm

p=

τ

Dari perhitungan diatas, terlihat bahwa tegangan yang diijinkan juga masih lebih besar dari tegangan yang terjadi (9,09 Kg/mm2 > 0,088478 Kg/mm2), maka drum dinyatakan aman.

3.4.7. Menghitung Daya Motor Penggerak Drum

Untuk menghitung daya motor penggerak drum digunakan rumus:

) ( . 75 . Hp v Q N η

= (Literatur 1 Hal 292)

Dimana:

N = Daya motor (Hp)

v = Kecepatan angkat muatan = 10 m/menit = 0,16 m/detik. η = Effisiensi mekanis angkat (0,85) (Literatur 1 hal.299). Maka:

85 , 0 . 60 . 75

60 10 5500×

=

N

Hp N=13,8

Dalam hal ini dipilih faktor koreksi (Fc = 1,0) Maka daya rencana motor (Nd)

Nd = N . Fc (Hp)

Nd = 13,8 x 1,0

Nd = 13,8 (Hp)

Dari data motor yang diproduksi, maka motor listrik yang ada dengan daya sebesar 15 Hp dengan putaran (n) = 965 rpm dan frekuensi = 50 Hz (Data Teknis)

3.4.8. Perencanaan Sistem Transmisi Penggerak Drum

Transmisi roda gigi untuk gerak hoist ini berfungsi untuk mereduksi putaran motor penggerak drum. Pada umumnya motor yang tersedia putarannya tinggi, sedangkan putaran drum yang diinginkan lebih lambat sesuai dengan kecepatan angkat yang diinginkan.

Pada perencanaan ini, sistem rancangan transmisi roda gigi (gear box) yang digunakan, dipilih pasangan transmisi roda gigi cacing (worm gear). Pasangan roda gigi cacing terdiri dari sebuah roda gigi cacing yang mempunyai

ulir dan sebuah roda gigi cacing yang berhubungan dengan gigi cacing. Ciri yang sangat menonjol dari roda gigi cacing adalah kerjanya sangat halus dan hampir tanpa bunyi, serta memungkinkan perbandingan transmisi yang sangat besar tetapi effisiensinya rendah dibandingkan dengan roda gigi lain.

3.4.8.1. Putaran Poros Dalam

Putaran poros utama (I) = putaran poros penggerak = 965 rpm. Untuk menentukan putaran pada poros drum digunakan rumus kecepatan sudut:

) /

( .

.Dn Kg menit V_d =π

Dimana:

Vd = C = Kecepatan pada drum

V = Kecepatan angkat = 10 m/menit C = 2.V = 2 x 10 m/menit = 20 m/menit D = Diameter drum = 487,5 mm

Maka:

Vd = π . D . n

4875 , 0 .

20

π

= n

n = 13,06 rpm

3.4.8.2. Poros Transmisi

Bahan untuk poros yang direncanakan adalah baja karbon (JIS G 4051) dengan kode S 50 C. Kekuatan tarik σ_t = 75 Kg/mm2. Tegangan geser yang diijinkan:

2 1.sf sf

t s

σ

σ = (Literatur 4 Hal 8)

Dimana:

t

σ = Tegangan tarik bahan = 75 Kg/mm2

sf1 = Faktor keamanan akibat puntiran, untuk bahan SC adalah 6,0

(Literatur 8 Hal 8)

sf2 = Faktor keamanan akibat alur rusak atau alur poros bertangga

= 1,3 s.d 3, (Literatur 4 Hal 8) Maka:

5 , 1 6

75 x s = σ

2 / 33 ,

8 Kg mm

s= σ

3.4.8.3. Poros Untuk Worm gear

Momen torsi:

T = 9,74 x 105 . 1 n N

(Literatur 4 Hal 7)

Dimana:

N = Daya motor = 15 Hp n1 = Jumlah putaran = 965 rpm

Maka:

T = 9,74 x 105 . 965

15

T = 15139,89 Kg.mm Diameter minimum:

3 1

. . . 1 , 5

   

 

= KtCbT Ds

s

σ (Literatur 4 Hal 8)

Dimana:

s

σ = Tegangan geser yang diijinkan = 8,33 Kg/mm2 Kt = Faktor koreksi momen puntir

= (1,0 s.d 1,5), untuk sedikit kejutan diambil 1,2 Cb = Faktor koreksi beban lentur

Maka: 3 1 89 , 15139 . 5 , 1 . 2 , 1 . 33 , 8 1 , 5     = Ds mm Ds=25,55 = 26 mm

Jadi diameter poros worm adalah Ds = 26 mm (Ukuran standar)

3.4.8.4. Poros Untuk Worm Wheel

Momen torsi:

T = 9,74x105. 2 n

N

Dimana:

n2 = Jumlah putaran Pulley = 13,06 rpm

Maka:

T = 9,74 x 105 . 06 , 13

15

T = 11,186 x 105 Kg.mm

Diameter minimum: 3 1 . . . 1 , 5      

= Kt Cb T Ds s σ 3 1 5 10 186 , 11 . 5 , 1 . 2 , 1 . 33 , 8 1 , 5     = x Ds

3.4.8.5. Ukuran Roda Gigi Cacing

Pemilihan modul roda gigi cacing tergantung pada putaran dan daya yang ditransmisikan, kemudian kita sesuaikan dengan standar yang ada.

Gambar 3.8 Pemilihan Modul

Untuk putaran motor n1 = 965 rpm dan daya yang ditransmisikan 15 Hp,

maka diperoleh harga modul (m) = 3 mm

Gambar 3.9. Roda Gigi Cacing

Sumber: Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin (Sularso, Kiyokatsu Suga) Keterangan:

dk1 (a) = Diameter luar poros cacing (mm)

d1 (b) = Diameter jarak bagi poros cacing (mm)

dr1 (c) = Diameter dalam poros cacing (mm)

r (d) = Sudut kisar (0 sudut)

ta (e) = Jarak bagi (mm)

L (f) = Kisar (mm)

H (g) = Tinggi gigi keseluruhan (mm)

hk (h) = Tinggi kepala luar poros cacing (mm)

hf (i) = Tinggi gigi dalam poros cacing (mm)

dr2 (k) = Diameter dalam roda cacing (mm)

d2 (l) = Diameter jarak bagi roda cacing (mm)

dk2 (m) = Diameter luar roda cacing (mm)

dt (n) = Diameter kepala roda cacing (mm)

b (o) = Lebar roda cacing (mm)

3.4.8.6. Poros Untuk Roda Gigi Cacing

− Tinggi kepala luar poros untuk roda gigi cacing hk = (m) = 3 mm

− Tinggi gigi dalam hf = 1,157 x (m) = 1,157 x 3 mm = 3,471 mm

Dari hasil survey, maka diperoleh:

Diameter jarak bagi yang direncanakan adalah d1 = 70 mm

− Diameter dalam dr1 = d1 – 2 . hf

= 70 – 2 . 3,471 mm = 63,058 mm − Diameter luar

dk1 = d1 + 2 . hk

dk1 = 70 + 2 . 3

= 76 mm

H = 2,157 . m = 2,157 . 3 = 6,471 mm − Sudut tekan

α = 30 - 300 (Literatur 8 Hal 119)

− Sudut kisar 1 d

m Sin γ=

0 456 , 2 70

3 = =

γ

− Kisar normal pn = π . m

= 3,14 . 3 = 9,42 mm − Kisar aksial

γ cos

pn pa=

mm

pa 9,4286

456 , 2 cos

42 , 9

0 = =

− Tebal gigi 2 1

pa T =

mm

T 4,7143

2 4286 , 9

3.4.8.7. Roda Gigi Cacing

− Diameter jarak bagi pada roda cacing

2 1 1 2

n n d d

= Dimana:

n1 = Putaran motor = 965 rpm

n2 = Putaran poros = 50 rpm

d2 = Diameter jarak bagi roda cacing

d1 = Diameter jarak bagi poros cacing = 70 mm

Maka:

50 965 70

2 = d

mm d₂=1351 − Jumlah gigi:

m d z 2.cosγ

2= Dimana:

γ = sudut kisar = 3,2760 Maka:

3 276 , 3 cos .

1351 0

2= z

buah buah

z₂=449,91 =450 − Tinggi gigi luar:

hk = m = 3 mm

− Diameter dalam: dr2 = d2 – 2. hf

= 1351 – 2 . 3,471 = 1344,058 mm = 1345 mm − Diameter kepala:

dt = d2 + 2. hk

= 1345 + 2. 3 = 1351 mm − Diameter luar:

(

cos 2

)

2 .

2 1

2  − α

     − +

=dt d h t

dk _k (Literatur 1 Hal 115)

(

cos 2

)

3 2 70 . 2 1351

2  − α

     − + = t dk mm dk₂=3167

− Tinggi gigi keseluruhan:

H = 2,157 . m (Literatur 3 Hal 277)

= 2,157 . 3 = 6,471 mm − Sudut tekan:

0 20 =

α

− Jarak bagi lingkar: γ

π cos

.m cp=

0 456 , 2 cos 3 . π =

cp = 9,428 mm

− Tebal gigi: 2 2

cp t =

mm

t 4,71

2 428 , 9 2= = − Lebar gigi:

1 . 75 , 0 dk b≤

dk1 = diameter luar poros cacing = 76 mm

Jadi: 76 . 75 , 0 ≤ b mm b mm 57

57 = =

≤

− Panjang poros cacing:

(

Z

)

m

L≥ 11+0,06. ₂ .

(

)

mm L 114 3 . 450 . 06 , 0 11 ≥ + ≥

− Jarak sumbu: 2

2 1 d d a= +

2 1351 70+ = a mm a=710,5 − Kelonggaran:

C = 0,157 . m C = 0,157 . 3

C = 0,471 mm

3.5. Perencanaan Kait (Hooke)

Kait (hooke) digunakan untuk menggantung beban yang akan diangkat, terdiri dari dua jenis yaitu:

(a) Single hook (kait tunggal), disebut juga Standard Hook (b) Double hook (kait ganda), disebut juga Ramshorn Hook

Kait sebagai alat penggantung beban harus dicek kekuatannya pertama – tama pada tangkai. Pemeriksaan dilakukan pada penampang yang paling berbahaya, yaitu pemeriksaan tarik pada penampang yang terkecil.

Pada perencanaan ini digunakan jenis kait tunggal (single hooke) atau disebut standart hooke, dikarenakan kapasitas angkatnya masih dibawah 50 ton. (Literatur 1 Hal 85).

3.5.1. Pemilihan Bahan Kait

Bahan untuk kait, proses pengerjaannya dilakukan dengan proses penempaan dan pengecoran. Pada proses pengecoran bahan yang telah di cor dibersihkan, kemudian dikerjakan dengan mesin. Selanjutnya dilakukan pemanasan atau penempaan.

Bahan kait yang dipilih adalah Baja JIS G 4051 (Baja Karbon) dengan lambang S 30 C yang mempunyai tegangan patah bahan 2

/

55 Kg mm

b=

σ

Dari perencanaan ini jika faktor keamanan (K) = 5,5 (Literatur 1 Hal 42), maka tegangan tarik yang diijinkan (aman) adalah:

− tr σ =

K B

σ

− tr σ =

5 , 5

55

− tr

σ = 10 Kg/mm2

3.5.2. Pemeriksaan Kait

Pemeriksaan kait meliputi:

1. Tegangan (kekuatan) tarik pada ulir 2. Panjang minimum ulir

3. Kekuatan pada mulut kait dan tangkainya, meliputi tegangan pada penampang I – II dan penampang III – IV

Gambar 3.10. Kait Tunggal

Keterangan Gambar:

d0 = Diameter ulir bagian luar batang kait

d1 = Diameter ulir bagian dalam batang kait

d2 = Diameter batang kait

r = Jari-jari kelengkungan sumbu netral pada daerah kritis a = Diameter mulut kait

S = Pusat geometri mulut kait

l1 = Jarak antara sisi kait bagian dalam

α = Sudut kerja beban yang menyebabkan terjadinya tegangan kritis terhadap kait

h = Lebar penampang batang yang mengalami tegangan kritis b1 = Tebal sisi kait bagian dalam

b2 = Tebal sisi kait bagian luar

3.5.2.1. Tegangan Tarik Pada Ulir Kait

Pada perencanaan ini baut yang dipilih adalah jenis ulir metris (M48), maka berdasarkan tabel ukuran standar ulir kasar metris diperoleh (Literatur 2.Hal 290)

− Diameter luar (d0) = 48 mm

− Diameter dalam (d1) = 42,587 mm

− Diameter efektif (d2) = 44,752 mm

− Tinggi ulir (H) = 2,706 mm

− Kisar (p) = 5 mm

) / ( 4 2 2 1 mm Kg d Q tr π σ = Dimana:

Q = Beban pada kait = 5500 Kg d1 = Diameter dalam = 42,587 mm

Maka: 2 587 , 42 . 4 5500 π σtr =

) / ( 863 ,

3 Kg mm2

tr= σ

Tegangan tarik yang diizinkan lebih besar dari tegangan tarik yang terjadi (10 Kg/mm2 > 3,863 Kg/mm2), dengan demikian ulir aman untuk digunakan.

3.5.2.2. Panjang Minimum Ulir Kait

Panjang minimum ulir dihitung dengan menggunakan rumus:

) ( ) ( . . 4 2 1 2 0 mm P d d Qt Hm −

=_π (Literatur 1.Hal 186)

Dimana:

Hm = Panjang minimum ulir (mm)

Q = Beban pada kait = 5500 Kg d0 = Diameter luar ulir = 48 mm

d1 = Diameter dalam ulir = 42,587 mm

p = Tegangan tekan aman (baja dengan baja)

= 300 – 350 Kg/cm2 (Literatur 1.Hal 86)

Maka:

300 ) 2587 , 4 8 , 4 (

5 , 0 5500 4

2 2

−

=_π x x

H_m

mm mm

H

cm H

m m

24 8

, 23

358 , 2

= =

=

3.5.2.3.Pemeriksaan Kekuatan Pada Mulut Kait dan Tangkainya

Akibat adanya pembebanan pada waktu kait digunakan, maka pada penampang I s.d V (gambar 3.11) terjadi daerah kritis, untuk itu perlu diperiksa pada setiap penampang.

Gambar 3.11. Penampang mulut kait dan tangkainya

Untuk menentukan tegangan tarik maksimum pada bagian terdalam (I) seperti yang terlihat pada gambar 3.11 diatas digunakan rumus:

) / ( 2 . 1

. 1 _{Kg mm}2

a e x F Q I tr =

σ (Literatur 1 Hal 88)

Untuk kapasitas 5 ton, maka dari tabel “ Harga Design Dasar Untuk Kait Tunggal “ (Literatur 1 Hal 90) diperoleh:

I tr

σ = Tegangan maksimum yang terjadi pada bagian terdalam I (Kg/mm2) F = Luas penampang kritis = 58 cm2

Q = Beban = 5500 Kg x = Faktor x = 0,0961

e1 = h2 = Jarak antara garis nol dengan kontur dalam = 3,790

a = Diameter mulut kait = 2 x 4,75 = 9,5cm Jadi: 5 , 9 790 , 3 2 0961 , 0 1 58 5500 x I tr = σ I tr

σ = 787,323 Kg/cm2 I

tr

σ = 7,87323 Kg/mm2

Untuk menentukan tegangan tarik maksimum pada bagian terluar (II)

) / ( 2

1 _{2 2}

mm Kg h a e x F Q II tr + =

σ (Literatur 1 Hal 88)

Dimana:

II tr

e2 = h – e1 (Literatur 3 Hal 166)

= 9,5 – 3,790 = 5,71 cm

h = 2,4 d1 (Literatur 3 Hal 163)

= 2,4 . 42,587 mm = 102,208 mm = 10,22 cm Maka: 22 , 10 2 5 , 9 71 , 5 0961 , 0 1 58 5500 + = II tr σ II tr

σ = 375,924 Kg/cm2 II

tr

σ = 3,75924 Kg/mm2

Untuk menentukan tegangan tarik maksimum pada bagian dalam (IV) digunakan rumus yang sama seperti menentukan tegangan tarik maksimum pada bagian terdalam (l) σ_trI

) / ( 2

1 4 2

mm Kg a e x F Q IV tr = σ

Untuk kapasitas 5 ton, maka dari tabel “ Harga Design Dasar Untuk Kait Tunggal “ (Literatur 1 Hal 90), diperoleh:

IV tr

σ = Tegangan maksimum yang terjadi pada bagian dalam IV (Kg/mm2)

F = Luas penampang kritis = 58,0 cm2 Q = Beban = 5500 Kg

x = Faktor x = 0,0961

e4 = h2 = Jarak antara garis nol dengan kontur dalam = 3,790

a = Diameter mulut kait = 2 x 4,75 = 9,5 cm Maka: 5 , 9 790 , 3 2 0961 , 0 1 58 5500 x IV tr = σ IV tr

σ = 787,204 ( Kg/cm2) IV

tr

σ = 7,87204 ( Kg/mm2)

Untuk menentukan tegangan tarik satuan maksimum pada bagian terluar (III)

h a e x F Q III tr + = 2 1 ₃

σ ( Kg/mm2)

Dimana:

III tr

σ = Tegangan tarik satuan maksimum bagian terluar (III) (Kg/mm2) h = 2 d1

= 2 x 42,587 = 85,174 mm e3 = h – e1

= 85,174 – 37,90 = 47,274 mm Maka: 5174 , 8 2 5 , 9 7274 , 4 0961 , 0 1 58 5500 + = III tr σ III tr

III tr

σ = 3,5157011 Kg/mm2

Dari perhitungan diatas, terlihat bahwa tegangan tarik yang diijinkan lebih besar dari tegangan tarik maksimum yang terjadi pada mulut kait dan tangkainya, maka mulut dan tangkainya aman untuk digunakan.

3.5.3. Pemeriksaan Mur Pengikat Kait

Bahan yang digunakan untuk mur pengikat kait pada perencanaan ini dipilih baja JIS 4051 (Baja Karbon) dengan lambang S 30 C yang mempunyai tegangan patah bahan σ_B= 55 Kg/mm2 (Literatur 2. Hal 330).

Jika faktor keamanan yang dipilih (untuk beban satu arah 5-8) maka tegangan tarik ijinnya adalah:

K B tr

σ

σ = (Kg/mm2) 7 55 = tr σ tr

σ = 7,857 (Kg/mm2)

Sedangkan tegangan geser ijin diambil: )

/ ( 8 ,

0 _tr Kg mm2

g σ

τ = (Literatur 2 hal.296) 857 , 7 8 , 0 x g = τ g

τ = 6,2857 (Kg/mm2)

Tegangan geser yang terjadi pada mur (τ_g) ) / ( . . . . 2 1 mm Kg z p j d Q g π τ =

(Literatur 2 hal.297)

Dimana:

g

τ = Tegangan geser yang terjadi (Kg/mm2) Q = Beban rencana = 5500 Kg

d1 = Diameter inti (dalam) ulir = 42,587 mm

p = Kisar = 5 mm z = Jumlah ulir H = Tinggi mur (mm)

j = Ulir metris = 0,75 (Literatur 2 Hal 297)

Menurut standar: H = (0,8 – 1,0)d, dipilih 1 H = 1.d

H = 48 mm Maka:

z = p H

z = 5 48

= 9,6 ulir = 10 ulir

Sehingga diperoleh:

g τ =

10 . 5 . 75 , 0 . 587 , 42 .

5500

π

g

τ = 1,0967 (Kg/mm2)

Dari perhitungan diatas terlihat bahwa tegangan geser yang diijinkan lebih besar dari tegangan geser yang terjadi (6,2857 Kg/mm2 > 1,067 Kg/mm2), maka mur aman untuk digunakan.

Tegangan geser permukaan yang terjadi pada diameter efektif ulir luar (τ_g) )

/ ( . . . .

2 2

mm Kg z p j d

Q g

π

τ =

10 . 5 . 75 , 0 . 752 , 44 .

5500

π τg =

) / ( 0437 ,

1 Kg mm2

g =

τ

Tegangan geser ijin bahan lebih besar dari tegangan geser permukaan yang terjadi pada diameter efektif luar (6,2857 Kg/mm2 > 1,0437 Kg/mm2), maka mur aman digunakan.

3.5.4. Perencanaan Dudukan Kait

Dudukan kait berfungsi untuk menempatkan kait dan dapat berputar dalam dua arah yang saling tegak lurus satu sama lain.

Gambar 3.12. Dudukan Kait

Tegangan lentur/lengkung pada dudukan kait dapat dihitung dengan rumus:

) / (Kg mm2 W

M lk

lk lk=

σ (Literatur 1 Hal 104)

Dimana:

lk

σ = Tegangan lentur/lengkung (Kg/mm2) Mlk = Momen lentur/lengkung maksimum (Kg.mm)

Wlk = Momen lentur/lengkung perlawanan (mm3)

Maka untuk menentukan momen lentur maksimum digunakan rumus:

) . ( ) . 5 , 0 (

4 l d1 Kgmm

Q

M_lk= − (Literatur 1 Hal 98)

Dari hasil survey, maka:

d1 = Diameter luar cincin dudukan bantal = 11 cm

l = Panjang dudukan kait = 22 cm Jadi: ) 11 5 , 0 22 ( 4 5500 x

M_lk= −

cm Kg M_lk =22687,5 .

Untuk momen perlawanan lentur/lengkung dapat digunakan rumus:

) ( ). (

6

1 2 3

cm h di b

W_lk= − (Literatur 1 Hal 98)

3 6 ). 5 14 ( 6 1 − = lk W lk

Maka: ) / ( 54 5 , 22687 3 cm Kg lk = σ ) / ( 138 ,

420 Kg cm2

lk= σ ) / ( 20 ,

4 Kg mm2

lk= σ

Berdasarkan hasil perhitungan diatas, bahan yang dipilih untuk dudukan kait adalah baja karbon tempa standar JIS G 3210 dengan lambang SF 50 dengan

tegangan patah bahan 2

/

50Kg mm

lk =

σ (Literatur 2 Hal 334)

Dengan tegangan tekan ijin:

) / (Kg mm2 K B lk σ σ = Dimana:

K = Faktor keamanan = 5,5 (kondisi pengoperasian sedang/medium) (Literatur 1 Hal 42)

Maka: ) / ( 09 , 9 5 , 5 50 ₂ mm Kg lk = =

σ

Dari perhitungan diatas maka tegangan geser yang diijinkan masih lebih besar dari tegangan lentur yang terjadi pada dudukan kait (σ_lk = 9,09 Kg/mm2 >

lk

3.6. Sistem Pengereman

Fungsi utama dari rem adalah untuk mengatur kecepatan penurunan muatan ataupun untuk menahan muatan agar diam. Rem digunakan juga untuk menyerap inersia massa yang bergerak (truck, crane, muatan, dan sebagainya), yang mana efek pengeraman secara mekanis diperoleh dengan gesekan.

Rem yang digunakan pada mekanisme pengangkat ini adalah jenis rem sepatu ganda. Rem sepatu atau blok dapat di desain dengan sepatu luar atau dalam. Rem sepatu luar adalah jenis rem yang umum digunakan pada mesin pengangkat, sedangkan rem sepatu dalam hanya ditujukan untuk penggunaan crane yang dipasang pada truck.

3.8.1. Pemilihan Roda Rem

Untuk pemilihan roda rem dapat dipilih berdasarkan dari data teknis motor yang digunakan, yaitu:

− Putaran n = 965 rpm − Daya N = 15 Hp

Dan kecepatan angkat drum yaitu 10 m/menit, maka pada kondisi normal roda rem yang digunakan (Literatur 1 Hal 177).

Diameter roda rem = 200 mm

Lebar roda = 65 mm

3.8.2. Pemeriksaan Rem Penahan (nilai pv)

Momen gaya pada poros motor adalah:

) (

620 .

71 Kg cm

n N

M= −

(Literatur 1 Hal 292)

Dimana:

M = Momen gaya pada poros motor (Kg-cm) N = Daya motor (Hp)

n = Putaran motor (rpm) Maka: cm Kg M M − = = 264 , 1113 965 15 . 620 . 71

Untuk koefisien gesek lapis frodo µ=0,45s.d 0,35( Literatur 1 Hal 144), maka diambil µ = 0,45.

Ukuran lapisan rem direncanakan adalah b: 6 cm dan l: 13 cm. Maka tekanan satuan yang diperoleh:

) / ( 1

. Kg cm2 bl

D M p

µ

= (Literatur 1 Hal 177)

13 . 6 1 . 45 , 0 . 20 264 , 1113 = p 2 / 5858 ,

1 Kg cm

p=

Untuk kecepatan periperial adalah:

) det / ( 60 . . ik m n D

v=π (Literatur 1 Hal 177)

ik m

v 10,1 /det

60 965 . 2 , 0 . = =π

Maka:

pv = 1,5858 Kg/cm2 x 10,1 m/detik

pv = 16,01

ik cm m Kg det . . 2

Maka dari hasil diatas, masih berada pada batas yang diijinkan. (Literatur 1 Hal 176).

3.8.3. Penentuan Momen Gaya Pengereman

Momen statik yang diakibatkan muatan pada poros rem bila rem dipasang pada poros motor, maka daya statik pengereman akan menjadi:

Hp Qvn N_br

75

= (Literatur 1 Hal 292)

Dimana:

Q = Bobot muatan yang diangkat = 5500 Kg v = Kecepatan = 10 m/menit atau 0,166 m/detik n = Putaran motor = 965 rpm

Maka: Hp N N be br 747 , 11 10 . 75 965 . 166 , 0 . 5500 3 = =

Maka momen statiknya adalah:

) (

620 .

71 Kg cm

n N M

br br

st = − (Literatur 1 Hal 292)

Dimana:

Maka: ) ( 718 , 8 ) ( 854 , 871 965 747 , 11 620 . 71 m Kg M cm Kg M M st st st − = − = =

Momen gaya dinamik saat pengereman diacu pada poros rem adalah:

) ( 975 , 0 375 ' 2 2 m Kg nt v G t n D G M br br

dyn= + −

η δ

Dimana:

δ = Koefisien yang memperhitungkan pengaruh massa mekanisme transmisi, diambil 1,1 (Literatur 1 Hal 290)

GD2 = Momen girasi akibat komponen yang terpasang pada poros motor (Kg/m2)

Dimana:

(GD2)couple = I .4 . g

Untuk I = Momen Inersia = 0,003 (Literatur 1 Hal 289) g = Percepatan Gravitasi = 9,81

(GD2)couple = 0,003 . 4 . 9,81 = 0,11772 Kg – m

Maka diperoleh:

GD2 = (GD2)rotate + (GD2)couple

GD2 = 0,78 + 0,11772 GD2 = 0,89772 Kg – m

v = Kecepatan angkat drum = 0,166 m/detik η = Effisiensi total mekanisme = 0,85 t br = Waktu pengereman = 1 detik

Jadi: m Kg M M dyn dyn − = + = 6712 , 2 ' 1 . 965 85 , 0 . 166 , 0 . 5500 . 975 , 0 1 . 375 965 . 89772 , 0 . 1 , 1 ' 2

Maka momen gaya yang diperlukan untuk pengereman: Mbr = M`st + M`dyn

Mbr = 8,718 + 2,6712

Mbr = 11,389 Kg-m

Pemeriksaan momen gaya pengereman dengan memakai koefisien pengereman diperoleh:

) (

.

` Kg m

M

M_br = _st β − Dimana:

β = Koefisien pengereman diambil dari tabel 40 untuk pelayanan sedang/medium = 2,0 (Literatur 1 Hal 296)

Maka: ) ( 436 , 17 0 , 2 718 , 8 m Kg M x M br br − = =

Dari hasil diatas, untuk perhitungan momen gaya pengereman Mbr harus

BAB IV

PERENCANAAN MEKANISME PENGGERAK TROLI

4.1. Roda Troli

Roda troli merupakan penggerak hoist dalam arah melintang yang berada pada lintasan rel dan bentuk roda troli dapat dilihat seperti pada gambar berikut:

Gambar 4.1. Roda Troli

Sumber: Mesin Pengangkat (Rudenko,N. Hal.250)

Roda troli diperiksa kekuatannya terhadap tegangan tekan. Untuk roda dengan perubahan gelinding paralel yang bergerak pada rel diberikan oleh persamaan berikut:

2 3 2 . 2 1 1 1 500 .

2 kg cm

r r Pk t       + =

σ (Literatur 1 Hal 260)

Dimana:

P = Beban yang bekerja pada roda (Kg)

k = Koefisien untuk memperhitungkan kecepatan gelinding roda yang ditentukan dari rumus.

k = ( 0,1 – 0,2 ). v

Dimana v adalah kecepatan gelinding roda dalam m/detik v = 1 m/menit = 0,0167 m/detik

k = 0,2. v

0,2 x 0,0167 = 0,00334 m/detik

r1 dan r2 = jari-jari permukaan roda paralel dan tirus (cm)

Untuk harga P:

Kg P P hoist an perlengkap berat angkat kapasitas berat P 1925 4 2700 5000 4 = + = + = Maka: 2 3 2 . 2 1 1 1 500 .

2 kg cm

r r Pk t       + = σ 2 3 2 . 27 1 30 1 00334 , 0 1925 500 .

2 kg cm

t       + × = σ 2 . 00334 , 0 500 .

2 kg cm

t= ×

σ 2 . 75 ,

789 kg cm

t=

2 .

8975 ,

7 kg mm

t=

σ

Berdasarkan perhitungan diatas, maka dalam perencanaan ini bahan roda troli yang dipilih adalah besi cor standar JIS G 5502 dengan lambang FCD 50, yang memiliki tegangan patah bahan σ_B = 50 Kg/mm2 (Literatur 2 Hal 335) Dengan tegangan tekan ijin:

) / ( 2 __ mm Kg K B t σ σ = Dimana:

K = faktor keamanan = 5 (dinamis satu arah) Maka: 2 __ / 10 5 50 mm Kg

t= =

σ

Tegangan yang diijinkan ternyata masih lebih besar dari tegangan

maksimum yang terjadi ( 2 2

__ / 8975 , 7 /

10Kg mm _t Kg mm

t= >σ =

σ ), maka roda

troli aman untuk digunakan.

4.2. Menghitung Daya Motor Penggerak Troli

Untuk menghitung daya motor penggerak troli digunakan rumus:

) ( . 75 . Hp v W N η

= (Literatur 1 Hal 292) Dimana:

N = Daya motor (Hp) W = Tahanan terhadap gerak

v = Kecepatan troli 45 m/menit η = Effisiensi mekanis total (0,85) Dimana:

ω β(Q G₀)

W= + (Literatur 1 Hal 239) Disini:

β = Koefisien untuk bantalan 2,5 s.d 5,2, maka diambil 1,4 (Literatur 1 Hal 239)

Go = Bobot troli = 2700 Kg

ω = Koefisien tahan gerak atau faktor fraksi dimana dari data teknis D: 300 mm dan d: 60 mm maka ω = 23 Kg/ton (Literatur 1 Hal Hal.238).

Maka:

W = 1,4 (5 + 2,7) 23 W = 248 Kg

Daya statik motor yang diperlukan adalah:

) ( 85 , 0 , 75

60 45 248

Hp x

N=

) ( 9 ,

2 Hp

N=

Dalam hal ini dipilih faktor koreksi (fc= 1,0) (Literatur 2 Hal 7) Nd = 5,15 x 1,0

Nd = 5, 15 (Hp)

Dari data motor yang diproduksi, maka motor listrik yang ada dipilih sebesar 4,1 Hp dengan putaran (n) = 930 rpm dan frekuensi = 50 Hz.

Kecepatan roda penggerak dapat dihitung dengan rumus:

) (

.D rpm

v nt w

π

=

−

(Literatur 1 hal.240) Dimana:

v = kecepatan troli (m/menit) D = Diameter roda (m)

Maka:

rpm n

n w t

w t

7 , 47

3 , 0 . 45

= =

−

− _π

4.3. Roda Gigi Transmisi Gerak Troli

Sistem transmisi yang digunakan pada perencanan mesin ini berfungsi untuk mentransmisikan daya dan putaran dari motor yang digunakan.

Berdasarkan hasil survey digunakan roda gigi lurus dan diperoleh: Tabel 4.1. Roda gigi transmisi gerak troli:

Roda Gigi Jumlah Gigi (z)

1 9

2 53

2’ 28

3 62

3’ 16

Lampiran 11 Tabel JIS G 5501

Lampiran 13 Tabel JIS G 3521

Lampiran 14 Tabel JIS G 3101

Lampiran 15 Tabel tegangan tarik maksimum tali baja 6 x 37 + 1c

Lampiran 16 Tabel dayaguna (efficiency) puli

(Sumber: Syamsir A.Muin. Hal 75) Lampiran 17 Tabel harga a, z2 dan β