PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN KAPASITAS 10 TON
advertisement
PERANCANGAN OVERHEAD CRANE KAPASITAS 10 TON DENGAN METODE VDI 2221 Diajukan Guna Memenuhi Persyaratan Strata-1 (S-1) Disusun oleh : BUDHI CAHYONO 0130311-124 JURUSAN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI UNIVERSITAS MERCU BUANA JAKARTA 2005 i LEMBAR PENGESAHAN TUGAS AKHIR PERANCANGAN OVERHEAD CRANE KAPASITAS 10 TON DENGAN METODE VDI 2221 Disusun oleh : BUDHI CAHYONO 0130311-124 Pembimbing Koordinator TA Ruli Nutranta , M.Eng Ir. Ariosuko Ketua Jurusan Teknik Mesin UMB Ruli Nutranta , M.Eng ii ABSTRAK Tujuan penulisan tugas akhir ini adalah untuk lebih memahami Perancangan dan cara kerja dari mesin pengangkat Overhead Crane, serta untuk mengetahui metode penggunaannya pada Industri-industri yang ada. Perancangan Overhead crane ini menggunakan sistem VDI 2221 untuk memperoleh varian komponen yang akan digunakan. Dari beberapa varian yang didapat, penulis mengambil satu varian yang selanjutnya dijadikan dasar dari perhitungan rancangan overhead crane ini. Komponen – komponen utama yang dibahas dalam tulisan ini adalah : alat penggerak, pemindah daya, drum, elemen fleksibel pengangkat, pengikat beban, rem dan kerangka dasar struktur penopang. iii DAFTAR ISI Judul ................................................................................................................ i Halaman Pengesahan ...................................................................................... ii Abstrak ............................................................................................................ iii Kata Pengantar ................................................................................................ iv Daftar Isi ......................................................................................................... v BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang .......................................................................................... 1 1.2 Tujuan Penulisan ....................................................................................... 1 1.3 Batasan Masalah ....................................................................................... 1 1.4 Metode Penulisan ...................................................................................... 2 1.5 Sistematika Penulisan ............................................................................... 2 BAB II LANDASAN TEORI 2.1 Sistem Perancangan menurut VDI 2221 ................................................... 4 2.2 Sifat – sifat Umum Mesin Pengangkat...................................................... 8 2.3 Pemilihan Mesin Pemindah Material ........................................................ 10 2.4 Mekanisme Pengangkat ............................................................................ 12 BAB III PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI 2221 3.1 Daftar Persyaratan ..................................................................................... 15 3.2 Spesifikasi Overhead Crane ...................................................................... 17 3.3 Lembar Solusi Overhead Crane ................................................................ 21 v BAB IV PERANCANGAN OVERHEAD CRANE 4.1 Spesifikasi Overhead Traveling Crane...................................................... 23 4.2 Cara Kerja Overhead Traveling Crane ...................................................... 23 4.3 Pemilihan Tali Baja ................................................................................... 24 4.4 Pemilihan Pulley ....................................................................................... 29 4.5 Perancangan Kait ...................................................................................... 31 4.6 Perancangan Drum .................................................................................... 37 4.7 Pemilihan Motor Pengangkat Hoist .......................................................... 41 4.8 Perancangan Motor Penggerak Melintang ................................................ 53 4.9 Perancangan Motor Penggerak Memanjang ............................................. 60 4.10 Perancangan Rangka Crane (Girder) ...................................................... 67 BAB V KESIMPULAN & SARAN DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN vi BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Dalam rangka mengakhiri perkuliahan di Fakultas Tehnik Industri jurusan Tehnik Mesin Universitas Mercu Buana Jakarta, setiap mahasiswa diwajibkan untuk membuat tugas akhir. Adapun tugas akhir tersebut merupakan pembinaan bagi setiap mahasiswa agar dapat mengkomunikasikan ilmu pengetahuan yang dimilikinya secara tertulis serta mempertanggungjawabkannya secara lisan di depan para dosen penguji. Pada kesempatan ini penulis memilih judul “ Perancangan Overhead Crane Kapasitas 10 Ton dengan Metode VDI 2221”. Dengan berpedoman pada teori-teori yang didapat selama mengikuti perkuliahan serta pengalaman, maka penulisan Tugas Akhir ini dapat diselesaikan sesuai dengan waktu yang ditentukan. 1.2. Tujuan Penulisan Tujuan penulisan tugas akhir ini adalah untuk lebih memahami Perancangan dan cara kerja dari mesin pengangkat Overhead Crane, serta untuk mengetahui metode penggunaannya pada Industri-industri yang ada. 1.3. Batasan Masalah 1 Pada perancangan mesin pengangkat Overhead Crane ini pelaksanaannya dilakukan meliputi perancangan bagian-bagian utama yaitu; Pemilihan Tali Baja, Perancangan Kait, Pulley, Sistem Pulley, Konstruksi Rangka ( Girder ), Perancangan Daya Motor Penggerak dan Pengereman, sedangkan perencanaan sistem alat kontrol tidak dibahas. 1.4. Metode Penulisan Metode penulisan tugas akhir ini dilakukan dengan tahapan - tahapan sebagai berikut; Studi Kepustakaan Yaitu mempelajari serta memperdalam teori-teori yang terkait dengan pengangkat dari yang tersedia. Pengamatan Yaitu dengan cara memperhatikan penggunaan dan konstruksi alat tersebut di lapangan. 1.5. Sistematika Penulisan Sistematika Penulisan dan pembahasan perancangan mesin pengangkat Overhead Crane ini adalah sebagai berikut: BAB. I. PENDAHULUAN 2 Pada bab ini dibahas mengenai latar belakang penulisan , tujuan penulisan , batasan masalah, metode penulisan dan sistematika penulisan. BAB. II. LANDASAN TEORI Pada bab ini dibahas mengenai teori alat angkat, sifat - sifat, dan karakteristik yang menjadi dasar pemilihan alat angkat untuk menangani suatu pekerjaan. Dan juga membahas tentang sistem perancangan dengan metode VDI 2221. BAB. III. PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI 2221 Pada bab ini dibahas mengenai spesifikasi dan cara kerja mesin pengangkat Overhead Crane yang akan direncanakan. Dan dibahas mengenai pemilihan komponen-komponen dengan metode VDI 2221. BAB. IV. PERHITUNGAN OVERHEAD CRANE Pada bab ini dibahas perhitungan-perhitungan komponen Overhead Crane hasil perancangan pada BAB III. BAB. V. PENUTUP Pada bab ini dilakukan pembahasan mengenai kesimpulan dari seluruh tahapan-tahapan perancangan yang dilakukan. 3 BAB 2 LANDASAN TEORI 2.1 System perancangan menurut VDI 2221 sebelum ditentukannya spesifikasi dari mesin yang akan kita rancang, maka terlebih dahulu dituliskan daftar persyaratan mengenai alat tersebut. Mulamula daftar persyaratan dituliskan secara acak, kemudian disusun secara sistematis dan akhirnya dicantumkan ke dalam suatu format yang disebut spesifikasi. Pedoman penyusunan daftar persyaratan / spesifikasi menurut G.Pahl dan W.Beitz Ciri Utama Contoh Geometri Panjang, lebar, tinggi, besar, berat, volume, garis Tengah, jumlah, susunan, sambungan, bangunan dan perluasan. Kinematika Jenis gerakan, arah gerakan, kecepatan, percepatan Gaya dan Momen Besar gaya, arah gaya, populasi gaya, gaya berat, beban, perubahan bentuk, kekakuan, sifat pegas, stabilitas, 4 resonansi. Daya, efisiensi, kerugian, geseran, Energi ventilasi, tekanan, temperatur, kelembaban, pemanasan, penyimpanan, pendinginan. Sifat – sifat fisika dan kimia, input dan Material output bahan yang diproses, bahan bantu, ketentuan bahan, arus dan transportasi bahan. Input dan output sinyal, jenis Sinyal penunjukan, bentuk sinyal, alat pengawas dan pencatat data kerja Teknik keselamatan langsung, Keselamatan pelindung, keselamatan kerja, keselamatan perusahaan dan keselamatan lingkungan. Ergonomi Hubungan manusia dan mesin, pelayanan, kemudi, jenis pelayanan, 5 kejelasan pelayanan, penerangan, bentuk. Produksi Batas Pembuatan, ukuran terbesar yang dapat ditangani, alat bantu Pembuatan, mutu dan toleransi. Pengujian Kemungkinan uji ukuran dan data, syarat khusus. Perakitan Ketentuan perakitan khusus, pemasangan, penggabungan, tempat merakit, fundamen. Transportasi Batas pengangkatan yang tersedia, jenis dan persyaratan kemasan. Pemakaian Tempat pemakaian, lokasi pasar, keausan. Perawatan Periode perawatan, inspeksi, penyetelan, overhaul, pengecatan, Biaya jadwal kebersihan. 6 Jadwal Biaya maksimal diijinkan, biaya perkakas sewa alat, investasi. Waktu pengembangan, waktu Pembuatan, waktu penyerahan. Dalam suatu spesifikasi yang lengkap, penting diperhatikan mengenai persyaratan yang ditulis tersebut apakah termasuk Demans (keharusan) ataukah Wishes (keinginan). Demans (keharusan) Adalah persyaratan yang harus dapat dipenuhi dalam keadaan apapun. Dengan kata lain, persyaratan yang tidak mempunyai solusi tidak dapat diterima sebagai demands/keharusan. Keharusan tersebut dirumuskan dengan jelas. Wishes (keinginan) Adalah persyaratan yang dapat dipertimbangkan apabila memungkinkan, misalnya dengan cara memberi batas kenaikan harga yang diakibatkan oleh persyaratan tersebut. Disarankan untuk menggolongkan tingkat kepentingan wishes ke dalam: - Tingkat kepentingan umum - Tingkat kepentingan menengah - Tingkat kepentingan rendah Sebelum solusi tertentu diperoleh, daftar demands dan wishes dicantumkan dalam spesifikasi. Dengan demikian akan menghasilkan informasi yang lebih lengkap. 7 2.2 Sifat - sifat Umum Mesin Pengangkat Parameter teknik utama dari mesin pengangkat adalah : kapasitas angkat, bobot mati dari mesin, kecepatan angkat pada berbagai momen, ketinggian angkat dan dimensi geometris dari mesin pengangkat tersebut seperti span, jangkauan dll. Semua mesin pengangkat memiliki kelas dan berbagai macam perilaku dan kapasitas perjamnya yang diekspresikan dengan formula – formula berikut : Qhr = nQ (literature 1. hal 14) ton/hr Dimana : n = jumlah siklus mesin perjam Q = berat beban hidup dalam ton Qhr = beban / jam Bila unit beban yang ditangani Q adalah beban rata-rata dari setiap potong barang dalam ton, maka : Q = Vψγ (literature 1. hal 14) Dimana : V = kapasitas bucker atau grab (m3) Ψ = faktor pengisian γ = berat per satuan volume (ton/m3) kecepatan Maka beban total kapasitas angkat dari mesin pengangkat tersebut menjadi : QΣ=(Q+G) (literature 1. hal 14) ton Dimana : Q = beban berat hidup (ton) 8 G = berat bucket atau grab (ton) Jumlah siklus perjam : n=3600 / Σn (literature 1. hal 14) Dimana Σn = waktu total dalam detik yang diperlukan pada pengoperasian satu siklus mesin pengangkat yang tergantung pada kecepatan pergerakan dalam berbagai pengoperasian, perpindahan dan ketinggian pengangkatan. Selain itu perlu diperhatikan banyaknya waktu yang terbuang dalam percepatan dan perlambanan, serta hilangnya waktu dalam grabbing dan discharging beban. Kapasitas perjam dari mesin pengangkat adalah konstan bila mesin pengangkat dioperasikan secara reguler pada kondisi beban penuh. Kapasitas perjam praktis dari peralatan ini adalah harga variable yang tergantung pada faktor-faktor dibawah ini : 1. Beban yang diberikan pada mesin 2. Penggunaan tahunan atau harian 3. Faktor pembebanan relatif (selama periode dihidupkan = DF %) 4. Temperatur ambang. 2.3 Pemilihan Mesin Pemindah Material Mesin pemindah material di produksi dalam berbagai macam design dengan berbagai macan metode pengoperasian. Pemilihan yang tepat tidak hanya membutuhkan kemampuan pengetahuan yang khusus, akan tetapi juga melalui pemahaman organisasi produksi dari perusahaan yang menggunakan. 9 Beberapa faktor teknik berikut dapat digunakan sebagai petunjuk pemilihan dari type peralatan yang dapat digunakan untuk penanganan berbagai proses antara lain : 1. (literature 1. hal8) Jenis dan sifat dari barang (beban) yang akan ditangani. Jenis dan sifat barang yang akan dipindah merupakan dasar utama dalam menentukan type mesin pemindah material. Untuk barang yang berupa unit, misalnya : bentuk barang, berat, bentuk permukaan luar, suhu dll. Untuk barang curah, misalnya : ukuran butiran, sifat mudah hancur, berat per satuan volume, variable jumlah, suhu, sifat kimia dll. 2. Kebutuhan kapasitas perjam dari setiap unit mesin pemindah material. Dalam prakteknya ketidakterbatasan kapasitas beban pemindah perjamnya dapat memudahkan pemilihan kapasitas dan type mesin pemindah material yang diperlukan. 3. Arah dan jarak perpindahan. Arah dan jarak perpindahan juga merupakan dasar yang penting dalam menentukan type mesin pemindah material. Misalnya, bermacam-macam type dari mesin pemindah material dapat mengangkut beban pada arah horizontal atau vertical memerlukan mesin pengangkat (hoist) seperti crane, elevator bucket atau baki. 4. Metode penumpukan barang (beban). 10 Metode penumpukan barang pada awal, akhir dan pada saat pemuatan kendaraan pengangkut dapat menjadi dasar pemilihan type mesin pemindah material. 5. Karakteristik proses produksi. Pemilihan mesin pemindah material sering didasarkan pada karakteristik proses produksi, terutama pada pabrik-pabrik penghasil produksi berat maupun ringan yang mengalami proses secara bertahap pada lokasi titik yang berbeda. 6. Kondisi spesifik setempat. Kondisi spesifik setempat sangat berperan dalam menentukan mesin pemindah material yang diperlukan. Selain pemilihan dilakukan dengan pertimbangan yang didasarkan pada prinsip faktor teknik seperti yang telah diuraikan diatas, pemilihan mesin pemindah material juga perlu dipertimbangkan dari segi faktor ekonomis. Dalam evaluasi ekonomis dari type peralatan, perlu menjadi perhatian besarnya modal awal yang meliputi pembelian alat dan biaya konstruksi serta biaya operasional. Yang termasuk dalam biaya operasional adalah : Gaji atau upah pekerja serta santunan lainnya. Biaya yang diperlukan serta santunan sosial lainnya Biaya pelumasan, pembersihan dan pembelian material lain untuk proses pembersihan. Biaya perbaikan dam perawatan. 11 2.4 Mekanisme pengangkat Mekanisme pengangkat adalah bagian yang utama pada pesawat pengangkat. Mekanisme pengangkat ini biasanya terdiri dari : ( literatur 1. hal 222) 1 Motor atau alat penggerak manual. 2 Pemindah daya diantara drum dan poros roda penggerak. 3 Drum atau sproket untuk penggulungan tali pengangkat. 4 Elemen fleksibel pengangkat (rantai dan tali) 5 Pengikat beban. 6 Rem. 7 Kerangka dasar struktur penopang mekanisme pengangkat. Berdasarkan sumber penggeraknya, mekanisme pengangkat dibagi dalam 3 bagian : 1 (literatur 1. hal 222) Mekanisme pengangkut dengan penggerak tangan. Gambar 2.1 Mekanisme Pengangkat manual 12 Gerakan dipindahkan dari engkol 1 ke drum yang dipasang pada poros dengan radius R. Untuk menaikkan beban, karet digerakkan sesuai dengan arah panah, selanjutnya daya yang digunakan menggerakkan handle dipindah melalui pasangan roda gigi tersebut. 2 Mekanisme pengangkat dengan penggerak listrik sendiri. Jika system pengangkat, menggunakan motor listrik sebagai penggerak seperti ditunjukkan pada gambar berikut : Gambar 2.2 Mekanisme penggerak listrik 3 Mekanisme Pengangkat dengan motor listrik. Dalam system pengangkat dengan menggunakan motor listrik sebagai penggerak utama, daya dipindahkan dari motor listrik melalui pasangan spur gear ke drum seperti ditunjukkan pada gambar berikut : 13 Gambar 2.3 Perpaduan beberapa motor untuk berbagai pergerakan Poros I = Poros motor listrik Poros II, dan III = Poros spur gear Poros IV = Poros drum 14 BAB III PERANCANGAN OVERHEAD CRANE DENGAN METODE VDI 2221 3.1. Daftar persyaratan Daftar persyaratan overhead crane ( secara acak ): • Hemat energi • Anti polusi & kebisingan • Mampu mengangkat 10 ton • Ukuran ruangan 12 m x 25 m • Mudah perawatannya • Dibuat di dalam negeri • Komponen di dalam negeri • Mudah diperbaiki • Sesuai dengan kondisi Indonesia • Pengoperasiannya mudah • Mekanisme mesin tidak rumit • Aman dalam pengoperasian • Ongkos produksi murah • Suku cadang mudah didapat • Pembuatan tidak memerlukan waktu lama • Bila terjadi kerusakan dapat diperbaiki di tempat 15 • Tinggi 6 meter • Kecepatan angkat 5 m/min • Kecepatan melintang 20 m/min • Kecepatan memanjang 30m/min • Petunjuk pengoperasian mudah dimengerti • Terdiri dari 3 gerakan : naik-turun, melintang & memanjang Selanjutnya daftar persyaratan diatas disusun secara sistematik ke dalam suatu format yang disebut dengan spesifikasi 16 SPESIFIKASI OVERHEAD CRANE Perubahan D/W Persyaratan Geometri: D Ukuran ruangan 12m x 25m D Tinggi 6 meter Energi: D Hemat energi Material: W Komponen di dalam negeri Sinyal: D Petunjuk pengoperasian mudah dimengerti Keselamatan: D Aman dalam pengoperasian Ergonomi: D Anti polusi & kebisingan D Sesuai dengan kondisi Indonesia D Pengoperasiannya mudah D Mekanisme mesin tidak rumit Produksi: D Dibuat di dalam negeri D Ongkos produksi murah D Pembuatan tidak memerlukan waktu lama D Kemampuan operasi: 17 D Mampu mengangkat beban 10 ton D Kecepatan angkat 5m/menit D Kecepatan melintang 20m/menit D Kecepatan memanjang 30m/menit D Terdiri dari 3 gerakan : naik-turun, melintang & memanjang D Perawatan: D Mudah perawatannya D Mudah diperbaiki W Suku cadang mudah didapat Bila terjadi kerusakan dapat diperbaiki di tempat 18 Mesin A 1 2 3 4 Rantai lasan Rantai rol Tali rami Tali baja Puli tetap Puli bebas Sproket Kait tunggal Kait ganda Kait mata manual Otomatis Gagang engkel Motor listrik Motor Bakar Perabot Pengangkat Fleksibel B C D E Puli Kait Rem Penggerak 19 F Pemindah gaya Roda gigi G Belt Rel Rel baja rata Rel khusus Penopang crane jalan I 20 Penopang T Budhi C LEMBAR SOLUSI OVERHEAD CRANE VARIASI Solusi yang dievaluasi dari KEPUTUSAN PRINSIP kriteria utama: SOLUSI Variasi yang dipilih ( + ) Ya ( + ) Ya ( - ) Tidak ( - ) Tidak ( ? ) Tidak Jelas ( ? ) Evaluasi ulang ( ! ) Periksa spesifikasi ( ! ) periksa untuk diganti Kesesuaian dengan tugas utama Memenuhi keharusan / lihat spek Dapat direalisasikan secara prinsip Dalam batasan biaya produksi Dalam batasan ukuran keamanan Sesuai dengan desainer Keterangan (alasan) A1 + + + + + + A2 + + + A3 + + A4 + + + + + + B1 + + + + + + B2 + + + + + + B3 + + C1 + + + + + + C2 + + + + + + C3 + + D1 + + D2 + + + + + + E1 + + E2 + + + + + + E3 + + + F1 + + + + + + F2 + + + + + G1 + + + + + + + G2 + + G3 + + + + + G4 + 21 + + + + + + + + + + - Dari lembar solusi diatas, didapatkan beberapa alternatif solusi perancangan Overhead crane sebagai berikut : 1. A1 – B1 – C1 – D2 – E2 – F1 – G2 2. A1 – B2 – C1 – D2 – E2 – F1 – G2 3. A1 – B1 – C2 – D2 – E2 – F1 – G2 4. A1 – B2 – C2 – D2 – E2 – F1 – G2 5. A4 – B1 – C1 – D2 – E2 – F1 – G2 6. A4 – B2 – C1 – D2 – E2 – F1 – G2 7. A4 – B1 – C2 – D2 – E2 – F1 – G2 8. A4 – B2 – C2 – D2 – E2 – F1 – G2 Penulis mengambil alternatif nomer 5, yaitu : A4 = Tali baja B1 = Puli tetap C1 = Kait tunggal D2 = Rem otomatis E2 = Penggerak motor listrik F1 = Pemindah gaya roda gigi G2 = Rel khusus crane jalan 22 BAB IV PERANCANGAN OVERHEAD CRANE 4.1.Spesifikasi Overhead Crane Overhead Crane yang dirancang mampu melayani kegiatan dalam satu ruangan dengan jangkauan pada setiap titik dalam ruangan tersebut dengan datadata sebagai berikut: • Kapasitas angkat :10 ton • Lebar ruangan :12 meter • Panjang ruangan :25 meter • Tinggi girder :6 meter • Kecepatan angkat :5 m / menit • Kecepatan melintang :20 m / menit • Kecepatan memanjang :30 m / menit 4.2.Cara Kerja Overhead Crane Cara kerja mesin pengangkat overhead crane ini terdiri dari tiga gerakan yaitu: 1. Gerakan turun naik (hoist) yaitu gerakan untuk menaikkan dan menurunkan beban. Beban yang diangkat digantung pada kait yang diikat dengan kabel baja yang digulung oleh drum. Drum ini diputar oleh motor listrik dengan menggunakan transmisi roda gigi. Jika jarak pengangkatan atau penurunan telah sesuai dengan yang dikehendaki maka arus listrik 23 pada motor diputus. Bersamaan dengan itu rem akan bekerja sehingga beban tersebut tidak turun atau naik. Proses naik turunnya beban sesuai dengan putaran motor. Sedangkan untuk mengubah putaran motor yaitu dengan mengubah fasa arus listrik pada motor. 2. Gerakan transversal (melintang) yaitu gerakan trolley untuk memindahkan beban secara melintang. Roda jalan trolly untuk digerakkan oleh motor listrik melalui transmisi roda gigi. Roda jalan ini bergerak / berjalan di atas rel. Untuk memperoleh gerakan melintang ini dengan mengubah putaran motor. Jika posisi yang diinginkan sudah tercapai, maka motor penggerak trolly dimatikan, dan secara otomatis rem akan bekerja sehingga gerakan trolly akan berhenti. 3. Gerakan longitudinal ( memanjang ) yaitu gerakan girder untuk memindahkan beban secara memanjang. Roda jalan girder digerakkan motor listrik melalui transmisi roda gigi. Roda jalan ini bergerak di atas rel yang terpasang di atas tiang topang. Gerakan memanjang untuk arah berlawanan diperoleh dengan mengubah putaran motor. 4.3.Pemilihan Tali Baja Tali baja pada mesin pengangkat Overhead Crane berfungsi sebagai tempat beban akan digantung. Tali baja terbuat dari kawat baja dengan kekuatan σb = 130 sampai 200 kg/mm2. 24 Beberapa keunggulan tali baja jika dibandingkan dengan rantai adalah : (literatur 1. Hal 30 ) 1. Lebih ringan 2. Lebih tahan terhadap sentakan 3. Operasi yang tenang (tidak berisik) pada kecepatan operasi tinggi 4. Keandalan operasi yang lebih tinggi Disamping itu kerusakan pada rantai terjadi tiba-tiba sedangkan pada tali baja, kawat pada bagian luar akan mengalami keausan lebih parah dan putus lebih dahulu dibandingkan bagian dalamnya. Pada perancangan Overhead Crane ini tali baja yang digunakan adalah : 6 x 37 = 222 + 1c. Sistem pulley yang digunakan adalah pulley majemuk seperti terlihat pada gambar berikut: Gambar 4.1. Sistem Pulley Majemuk Sistem pulley majemuk ini digunakan untuk mengangkat beban sampai 25 ton, perbandingan transmisinya i=2. panjang tali baja yang tergulung pada setiap 25 setengah drum adalah :1=2h (h=tinggi pengangkatan). Kecepatan tali c=2v dan efisiensi η=0,94. (Literatur I. Hal 65) 4.3.1.Diameter Tali Baja Dari gambar diatas diketahui bahwa jumlah lengkungan=3, dari tabel diperoleh: Dmin = 23 d Dimana: (Literatur 1, Tabel 17, hal 38) Dmin = Diameter Pulley D = diameter tali baja Gaya tarik akibat beban pada tali baja: S= Q + G0 Zxη p (Literatur 1, hal 81) Dimana: Q = Kapasitas Crane Go = Berat pulley dan kait (diperkirakan 50 kg) ηp = Efisiensi Pulley = 0,94 Z = Jumlah tali yang menahan beban = 4 buah Maka: 10.000 + 50 4 x0,94 = 2672,9 kg S= Luas penampang tali: 26 s d − x36.000 k Dmin Dimana: F ( 222) = (Literatur 1, hal 39) σb σb=Tegangan yang diijinkan (1300 s/d 2000 N/mm2) = 1900 N/mm2. K = Faktor keamanan = 5,5 Maka: F ( 222 ) = 2672,9 1900 1 − x36.000 5,5 23 =1,4 cm2 =140 mm2 diameter kawat: F ( 222 ) = 6 x37 x δ= π 4 4 xF 222 xπ xδ 2 4 x140 222 x3,14 = 0,9 mm = Diameter Tali Baja: =1,5 x δ x √I =1,5x0,9x√222 =20,1 mm Sesuai standart dipilih tali baja dengan diameter : d = 24,0 mm. 27 4.3.2. Pemerikasaan Tali Baja Tegangan tarik maksimum yang diijinkan pada tali baja dihitung dengan: S max = P K (Literatur 1, hal 40) Dimana: S = Tarikan maksimum yang diinginkan pada tali =2672,9 kg P = Kekuatan putus tali sebenarnya = 19.600 kg K = Faktor keamanan = 5,5 (untuk crane jalan) maka: 19.600 5,5 = 3563,6 kg S max = S < Smax , maka tali baja dinyatakan aman. 4.3.3.Jumlah Bengkokan Tali Baja Dari gambar diatas diketahui bahwa sistem pulley yang digunakan adalah pulley majemuk, dengan jumlah bengkokan (Number of Bend)=3 buah, dan dari tabel didapat: Dmin = 23 d 4.3.4.Perhitungan Umur Tali Baja Tegangan tarik yang terjadi pada tali baja adalah : τb = s F( 222 ) = 2672,9 = 19,09 140 Umur tali baja dihitung dengan rumus : 28 Z1 a.z2 .β .ϕ Dari tabel diperoleh harga : N= (Literatur 1, hal 46) a = jumlah siklus kerja rata-rata per bulan = 3400 Z2 = jumlah lengkungan berulang per siklus kerja =3 Z1 = jumlah perubahan daya tahan tali =0,4 β= factor perubahan tali baja = 170.000 ϕ = Z/Z1 = 2,5 Maka umur tali baja : N= 170.000 3400 x3x0,4 x 2,5 = 16,7 bulan Jika mesin pengangkat Overhead Crane dioperasikan dengan : 1. Pengoperasian setiap hari selama 16 jam 2. Jumlah hari kerja yaitu 25 hari setiap bulan 3. Jumlah siklus kerja setiap hari 136 siklus Maka : N = 16,7 x 25 x 16 = 6680 jam 4.4.Pemilihan Pulley Untuk menentukan dimensi pulley harus disesuaikan dengan diameter tali baja. Tali baja dengan diameter 24 mm maka dimensi yang digunakan adalah sebagai berikut : (Literatur I. Hal 71) 29 Gambar 4.2 Dimensi Pulley a = 65 mm r = 14,5 mm b = 50 mm r1 = 5 mm c = 10 mm r2= 5 mm e = 1,5 mm r3= 20 mm h = 37 mm r4= 15 mm l = 18 mm Diameter poros pulley dihitung dengan rumus : p= Q l.d (Literatur 1, hal 72) Dimana: p = Tekanan pada pulley = 75 kg / cm2 l = Panjang pulley ( 1,5 d dan 1,8 d ) = 1,8d (diambil) Q = Beban + berat pulley / kait = 100 +50 = 10050 kg Maka diameter poros dari pulley adalah: Q p.l 10.050 = (91,8d )(75) d= 30 10.050 (1,8)(75) = 8,6 cm = Diameter pulley dihitung dengan menggunakan rumus : Dputih = ℓ1 x ℓ2 x d Dimana : d = Diameter kabel baja =24 mm ℓ1= Faktor yang tergantung dari tipe peralatan pengangkat dan kondisi pelayanan = 25 ℓ2 = Faktor yang tergantung dari konstruksi kabel = 0,9 Maka diameter pully adalah : Dpuli = 25 x 0,9 x 24 = 54 cm = 540 mm 4.5.Perancangan Kait Direncanakan kait dengan jenis kait tunggal dengan bahan ST 50 yang mempunyai kekuatan tarik σ1 480 N / mm2 dengan bentuk ulir kait trapesium. Untuk pengangkatan 10.000 kg diambil diameter dalam ulir kait d1 = 59 mm, maka tegangan tarik σ1 yang terjadi adalah : σ1 = 4.Q π .d1 2 4 x10.000 3,14 x59 =35,4 N/mm2 = 31 Gambar 4.3. Dimensi Kait Dengan perhitungan diatas dengan kekuatan tarik 49 kg/mm2 serta mengambil faktor keamanan sf = 5,5 maka didapat tegangan tarik yang diijinkan : Q sf 49 = 5,5 = 89 N/mm2 σt = Dengan perhitungan diatas maka kait diatas memenuhi persyaratan teknik karena σ1< σI atau 35,4 < 89 N/ mm2 4.5.1.Perhitungan Tegangan tarik dan Tegangan Geser ulir Ulir kait berfungsi sebagai pengikat pada batang lintang. Jenis ulir yang digunakan adalah jenis ulir trapezium. Dimensi ulir pada kait ulir sebagai berikut : 32 Gambar 4.4. Ulir Kait H1 = 5 mm d = 68 mm D3 = 59 mm d1 = 60 mm P = 10 mm d2 = 65 mm α = 30º Tegangan Tarik Ulir : Pada ulir, tegangan yang terjadi adalah tegangan tarik yang disebabkan oleh beban aksial yaitu akibat beban yang diangkat. Tegangan tarik yang terjadi adalah : σ= = Q Q = A π 2 D3 4 (Literatur 1, hal 87) 4 x10.000 π (59) 2 = 36 N/mm2 33 Tegangan Geser Besarnya beban yang diangkat menimbulkan terjadinya tegangan geser pada luas silinder. Jumlah ulir z dihitung dengan rumus : q =≥ Q ≤ qa π .d 2 .H 1 .Z (Literatur 2, hal 297) dimana : d2 = 59 m h1 = 5mm qa = 3 kg/mm2 Maka : Z≥ 10.000 π .65.5.3 3,26 Untuk lebih aman diambil jumlah ulir sebanyak 5 buah, dan besarnya tekanan bidang pada ulir adalah: Q πxd 2 xH 1 xZ 10.000 = πx65 x5 x5 = 19 N/mm2 q= Tegangan geser σb yang timbul adalah pada luas silinder adalah σb = Q π ⋅ d1 ⋅ k ⋅ p ⋅ z (Literatur 2, hal 297) dimana: k = 0,84 d2 = 60 mm p = 10 mm maka: 34 10.000 π ⋅ 60 ⋅ 0,84 ⋅ 10 ⋅ 5 = 13,2 N/mm2 τb = Perubahan dianggap merata di seluruh ulir, maka ulir memenuhi persyaratan teknis dengan τh < q 4.5.1.Pemilihan Bantalan Kait Bantalan pada kait berfungsi agar kait dapat berputar dan memperkecil terjadinya gesekan. Beban yang terjadi pada kait adalah beban aksial, untuk konstruksi ini bantalan yang dipergunakan adalah bola aksial dengan dimensi : d = 70 mm D = 130 mm H = 5 mm C = 11900 kg Gambar 4.5. Bantalan Bola Aksial 4.5.2.Pemilihan Batang Lintang Batang lintang berfungsi sebagai tumpuan kait yang akan menerima beban. Bahan untuk beban lintang adalah ST 50 dengan kekuatan tarik σ = 490 N / mm2 dengan dimensi sebagai berikut : 35 d2 = 58 mm b1 = 140 mm h1 = 60 mm d4 = 80 mm b2 = 210 mm h2 = 32,5 mm d5 = 50 mm b3 = 35 mm h4 = 4 mm d6 = 36 mm b4 = 29 mm d1 = 130 mm Gambar 3.6. Batang Lintang Momen lentur maksimum yang terjadi pada batang lintang adalah : ( Literatur 1. hal 98 ) M 1 max = Q L Q d2 x x x 2 2 2 4 Dimana: b4 + b1 2 29 = + 140 2 = 154,5 mm L= maka: ⎡10.000 154,5 ⎤ ⎡10.000 58 ⎤ x x ⎥ M 1 max ⎢ − 2 ⎥⎦ ⎢⎣ 2 4⎦ ⎣ 2 = 3.137.500 Nmm Momen perlawanannya adalah: 36 (b1 − d 4 )h12 (Literatur 1, hal 98) 6 (140 − 80)602 = 6 = 36.000 W= Dengan mengambil factor keamanan Sf = 5,5 maka tegangan arik yang diijinkan 49 σ1 = = 9 0 N/mm2 5,5 Besarnya tegangan tarik pada batang lintang adalah : σ1 = = M 1 max W 301.750 36.000 = 87,1 N/mm2 Dari hasil perhitungan diatas diperoleh σ1 < σI maka perancangan batang lintang dinyatakan cukup aman. 4.6.Perancangan Drum ( Tromol Penggulung ) Drum berfungsi untuk menggulung tali baja yang dibuat dari besi cor atau besi tuang. Dengan memperhitungkan pada bantalan maka efisiensi η = 0,95. Drum ini dilengkapi dengan alur heliks ke kiri dan ke kanan, sehingga tali dapat tergulung dengan seragam. Jari- jari alur heliks ini harus sesuai dengan diameter tali baja. 37 Gambar 3.7. Drum Penggulung Tali Baja Jumlah lilitan pada drum untuk satu tali adalah : Z= H ⋅i +2 π ⋅D Dimana: i = Perbandingan System pulley =2 D = Diameter drum = 54 cm = 0,54 m H = Tinggi pengangkatan = 5,5 m Sedangkan angka 2 ditambahkan untuk menahan beban Z= 5,5 x 2 +2 3,14 x0,54 = 8,48 lilitan = 9 lilitan 3.6.1.Perhitungan Kekuatan Drum Pada drum terjadi tegangan tekan sebesar : 38 σ comp = s ω ⋅s (Literatur 1. hal 74) Dimana : S = Gaya tarik yang terjadi = 26729 N s = kisar n= 22 mm = 2,2 cm ω= tebal dinding drum = 1,9 cm Untuk besi cor tegangan tekan ( σcomp ) yang diijinkan sampai dengan 10.000 N / cm2 Maka: σ comp = 2672,9 1,9 x 2,2 = 6394 N/cm2 Dari perhitungan diatas diperoleh bahwa tegangan tekan yang diijinkan, maka dimensi drum dinyatakan aman. 4.6.2.Perancangan Panjang Drum Panjang drum dihitung dengan ℓ = z · s (Literatur 1, hal 75) dimana s = kisar, dari table diperoleh = 27 Maka : ℓ = 9 x 27 = 243 mm Denan menyisakan panjang sebesar 5s untuk menahan tali maka panjang drum menjadi : 39 ⎤ ⎡ H ⋅i L= ⎢ + 7⎥ s ⎦ ⎣R⋅D (Literatur 1, hal 75) ⎡ 5,5 x 2 ⎤ + 7⎥ 27 =⎢ ⎣ 3,14 x0,54 ⎦ = 364,2 mm ≈ 365 mm Karena System pulley yang digunakan adalah sistem pulley majemuk, maka panjang total drum adalah : ⎤ ⎡ H ⋅i L= ⎢ + 12⎥ s + l1 ⎦ ⎣R⋅D ⎡ 5,5 x 2 ⎤ + 12⎥ 27 =⎢ ⎣ 3,14 x0,54 ⎦ (Literatur 1, hal 75) = 742,2mm ≈ 75 mm 4.6.3.Perancangan Tebal Drum Tebal Drum dihitung dengan rumus : ω = 0,02 D + (0,6 + sampaidengan1,0) = 0,02 x 540 + 1 = 11,8 mm = 12 mm ( untuk keamanan dibulatkan menjadi 12 ) 40 4.7.Pemilihan Motor Pengangkat Hoist Untuk mencari daya motor dihitung dengan rumus : N= Q ⋅V 75η (Literatur 1, hal 292) Dimana : Q = Kapasitas angkat + berat pulley dan kait = 10050 kg v = Kecepatan Angkat = 5 m/ menit = 0,08 m / detik η = efisiensi transmisi = 0,85 maka : N= 10.050 x5 75 x0,85 x60 Dari hasil perhitungan diatas maka dipilih motor pengangkat hoist dengan datadata sebagai berikut : N = 15 HP = 11.1855KW n = 750 rpm Voltage = 380 Volt / 3 phae Frekwensi = 50 Hz Momen Girasi rotor ( GD2 ) = 0,033kg m / det2 4.7.1.Pemerikasaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen statis : M st = 71.620 ⋅ =71.620 ⋅ N n (Literatur 1, hal 292) 13,14 750 41 = 12547,8 Ncm atau 125,5 Nm Momen dinamis : M din = δGD 2 ⋅ n 375 ⋅ ts + 0,975 ⋅ Q ⋅ V n ⋅ ts ⋅η Dimana : δ = Koefisien transmisi yang dipengaruhi masa yang bergerak = 1,15 ts = waktu start ( 1,5 s/d 5 detik ) = 3 detik ( diambil ) n = putaran motor = 750 rpm Q = Kapasitas angkat + brat kait dan pulley = 10050 kg v = Kecepatan angkat = 5 m/menit η = Efisiensi mekanis = 0,80 Antara motor penggerak dan transmisi dihubungkan dengan kopling fleksible dengan diameter poros D = 300 mm. Momen Inersia kopling di dapat dan tabel I = 0,8 Nm. Maka momen girasi kopling : 2 2 GD 2poros = GDrotor + GDcoupl = 0,08 x 4 x 9,81 = 31,4 Nm Momen girasi poros : 2 2 GD 2poros = GDrotor + GDcoupl = 0,33 + 31,4 = 31,73 Nm Sehingga momen dinamis diperoleh : 42 M din = 1,15 x3,173x750 0,975 x10.020 x0,08 + 375 x3 750 x30 x0,80 = 28,6 Nm Momen maximum yang terjadi pada motor adalah : M max = M din + M st = 28,6 + 125,5 = 154,1 Nm Momen gaya ternilai adalah : M rated = 716,20 ⋅ 15 750 = 143,2 Nm 4.7.2.Perancangan Transmisi Roda Gigi Transmisi (roda gigi) pada motor pengangkat direncanakan 3 tingkat seperti pada gambar berikut : Gambar 4.8. Sistem Transmisi ( Susunan Roda Gigi) Kecepatan tali dihitung dengan : Vtali = V · i 43 Dimana: V = kecepatan angkat = 5 m/menit i = perbandingan transmisi pulley = 2 maka : Vtali = 5 x 2 = 10 m/menit Kecepatan putaran drum : ηdrum = = Vtali π ⋅D 10 3,14 ⋅ 0,54 = 5,89 rpm Diambil ηdrum = rpm Total perbandingan transmisi diambil 3 tingkat I total = i1 + i2 + i3 Atau : I total = η1 ηdrum Dimana : η1 = putaran roda gigi 1 (pinion) = 750 rpm maka : I total = 750 = 125 6 Total perbandingan transmisi motor hoist dinyatakan dengan : 44 I total = Z2 Z 4 Z6 X X Z1 Z 3 Z 5 Roda gigi yang digunakan adalah roda gigi lurus ( spur gear ) dengan sudut tekan kerja α =20o, bahan roda gigi pinion adalah S 45 C yang memiliki kekuatan tarik σB1 =58 kg / mm2 dan tegangan lentur ijin σa1 = 30 kg / mm2 . Untuk roda gigi besar, bahannya : S 35 C dengan kekuatan tarik σB2 = 52 kg / mm2 dan tegangan lentur yang diijinkan σA2 = 26 kg / mm2 . Direncanakan jarak poros a = 200 mm dan dari tabel diperoleh modul m = 4. Diameter roda gigi dihitung dengan menggunakan rumus : ( literature 2. hal 220 ) d 1= 2 ⋅ a 2 ⋅ 200 = = 66,7mm ≈ 67mm 1+ i 1+ 5 d 2= 2 ⋅ a ⋅ i 2 ⋅ 200 ⋅ 5 = = 333,3mm ≈ 333mm 1+ i 1+ 5 maka jumlah roda gigi : Z 1= d1 67 = = 16,75mm ≈ 17mm m 4 Z 2= d 2 333 = = 83,75mm ≈ 84mm m 4 Dengan perbandingan gigi 17 : 84 = 4,94 adalah mendekati 5 maka jumlah gigi roda pinion diambil Z1 = 17 dan Z2 = 84. Putaran roda gigi dua : n 2= n1 ⋅ Z1 750 x17 = = 151,78 ≈ 152rpm Z2 84 45 Roda gigi 2 dan roda gigi 3 dihubungkan dengan satu poros. Maka : n2 = n3 = 152 Rpm. Dengan mengambil modul m2 =4 dan I2 =5 dan a2 = 150 mm, maka didapat : d 3= z ⋅ a2 2 x150 = = 50mm 1+ i 1+ 5 d 4= 2 xa2 xi 2 x150 x5 = = 250mm 1+ i 1+ 5 Jumlah gigi Z3 dan Z4 dihitung dengan menggunakan rumus : Z 3= d3 50 = = 12,5 ≈ 13 m 4 Z 4= d 4 250 = = 62,5 ≈ 64 m 4 i 2= Z 4 64 = = 4,923 Z 3 13 Perbandingan transimisi i2 = 4,923 tidak sama dengan 5 sehingga diambil Z3 = 13 buah, sehingga diapat : i 2= 65 =5 13 Putaran roda gigi 4 : η4 = η3 xZ3 Z4 = 152 x13 = 30,4rpm 65 Untuk menghitung roda gigi 5 dan roda gigi 6 sama seperti roda gigi 2 dan roda gigi 3, dengan :η4 = η5 = 30 Rpm, m = 4, i3 = dan a3 150, maka diperoleh : d 5= 2 ⋅ a3 2 + 150 = = 50mm 1 + i3 6 46 2 ⋅ a3 ⋅ i3 2 x150 = = 50 1 + i3 6 d 6= Jumlah gigi Z5 dan Z6 dihitung dengan menggunakan rumus : Z 5= 55 50 = = 12,5 ≈ 13 m 4 Z6= d 6 250 = = 62,5 ≈ 64 m 13 i 3= Z 6 64 = = 4,923 Z 5 13 Perbandingan transmisi i3 = 4,923 tidak sama dengan 5, maka diambil Z5 = 13 buah dan Z6 = 65 buah. Pemeriksaan putaran drum η6 : η 6= Z 5 xn5 13x30,4 = = 6,08rpm Z6 65 Dari hasil perhitungan transimisi diatas, dengan putaran motor η1 = 750 Rpm dan putaran drum η6 = 6 Rpm, maka perbandingan transimisi dinyatakan cukup layak untuk perencanaan pengangkat hoist. 4.7.3. Perancangan Poros dan pasak Poros berfungsi sebagai penerus daya dan pasak digunakan untuk meneruskan momen dari atau ke poros. Bahan poros diambil S 45 CD dengan kekuatan tarik σB =600 N / mm2 dan pasak SC 35 dengan kekuatan tarik 520 N / mm2 . Poros mengalami kelelahan puntir dan diberi alur pasak, dari tabel diperoleh Sf1 = 6 dan Sf2 = 2 ( Literatur2. Hal. 8 ) 47 Gambar 4.9. Poros dan Pasak Tegangan tarik yang diijinkan untuk poros adalah : τa = = σB (Literatur 2, hal 8) Sf1− Sf 2 60 6 −1 = 150 N/mm2 Momen puntir yang terjadi adalah : T=9,74x10 5 Pd n1 (Literatur 2, hal 8) Dimana : Pd = Daya motor = 11,1855 kw N1 = Putaran motor = 750 rpm Maka : T=9,74x10 5 ⋅ 11,1855 750 = 1.452.623,6 Nmm Diameter poros ditentukan dengan : 48 ⎡ 5,1 ⎤ d s = ⎢ ⋅ K1 ⋅ Cb ⋅ T ⎥ ⎣τa ⎦ 1 3 (Literatur 2, hal 8) Dimana : K1 = Faktor pembebanan (1,5-3) = 2 (pembebanan dengan sedikit kejutan ) Cb = 1,8 ( diperkirakan tidak mengalami beban lentur ) Maka : ⎡ 5,1 ⎤ d s = ⎢ x 2 x1,8 x145262,36⎥ ⎣ 15 ⎦ 1 3 = 56,23 mm Sesuai standart dan untuk keamanan maksimal diameter maksimal diameter poros diambil 60 mm. Jenis pasak yang digunakan adalah pasak benam ( pasak luncur ) dengan bentuk persegi yang diber alur pada poros. Dengan diameter poros 60 mm maka : Lebar alur : b= d s 60 = = 15mm 4 4 Kedalaman alur : t= 60 = 7,5mm 8 Dari tabel diperoleh harga dimensi pasak standart yang mendekati untuk diameter poros tersebut dengan data- data sebagai berikut : b = 15 mm ℓ = 40 – 80 mm h = 10 mm r1= r2 = 0,25 – 0,40 mm t1 = 15 mm c = 0,40 – 0,60 mm 49 t2 = 15 mm Gaya tangensial yang terjadi pada permukaan poros adalah : F= 2 ⋅T ds (Literatur 2, hal 25) Dimana : T = Momen yang terjadi = 14523,6 Nmm Ds = Diameter poros = 60 mm Maka : F= 2 x145262,36 = 4.842,07kg = 48,42 KN 60 Tegangan geser yang terjadi adalah : τk = F b ⋅1 (Literatur 2, hal 25) Dimana : b = lebar pasak = 15 mm l = antara 40-80 mm ( diambil l = 80 mm ) maka : τk = 4842,07 = 4,03kg / mm2 = 40,3 N/mm2 15 x80 Dengan membagi kekuatan tarik σB dengan sfk1 = 6 dan sfk2 maka diperoleh tegangan tarik ijin : σ ka = σB sf k1 − sf k 2 = 52 = 13kg / mm 2 = 130 N/mm2 6−2 Panjang pasak yang dibutuhkankan dapat dihitung dengan menggunakan rumus : 50 τ ka ≥ l1 = F b ⋅ l1 (Literatur 2, hal 25) F 4842,07 = = 24,83mm τ ka ⋅ b 13x15 Dengan perbandinagn bahwa tegangan geser yang timbul lebih Ґk lebih kecil dari tegangan tarik ijin τka maka pasak dinyatakan aman untuk digunakan. 4.7.4. Pemilihan bantalan Bantalan yang digunakan adalah bantalan gelinding jenis bantalan bola radial alur dalam baris tunggal dengan data-data sebagai berikut : Gambar 4.10. Bantalan bola radial alur dalam baris tunggal d = 60 mm D = 130 mm B = 16 mm r = 1,5 mm 4.7.5. Perancangan Pengereman Pengangkat Hoist Pengereman pada pengangkat hoist bertujuan untuk menahan beban tetap pada posisi yang diinginkan. System pengereman pada Overhead Crane adalah 51 System elektromagnetik yang bekerja secara otomatis. Rem dipasang pada poros motor : N br = Q ⋅ V ⋅η 75 (Literatur 1, hal 292) Dimana : Q = Kapasitas angkat + beat kait dan pulley = 10.050 kg. v = Kecepatan angkat = 5 m/menit. k = Efisiensi = 0,80 maka : N br = 10.020 x5 x0,8 = 8,9 HP = 6,63673 KW 60 x75 Momen static pada poros pengereman adalah : M st = 1 71620 − =71620- N br nbr 8,9 750 = 8498,9 N/cm = 84,989 N/m Momen dinamis saat pengereman adalah : 1 M din = δ ⋅ GD 2 ⋅η 375tbr 0,975 ⋅ Q ⋅ v 2 ⋅η + n ⋅ tbr (Literatur 1, hal 293) Dimana : δ = koefisien transmisi yang dipengaruhi massa bergerak = 1,15 tbr = waktu pengereman 3 detik 52 n = kecepatan putaran motor = 750 rpm Q = kapasitas angkat + berat pulley dan kait = 10.050 kg V = kecepatan angkat = 5 m/menit η = efisiensi = 0,80 Dari perhitungan sebelumnya diperoleh momen girasi poros DG2poros = 31,7 Nm, maka momen dinamis saat pengereman menjadi : M din = 1 1,15 x3,173x750 0,975 x10.050 x52 x750 + 375 x750 x3 602 x750 x3 = 9,31 Nm Maka momen gaya yang diperlukan untuk pengereman adalah : M br = 1 M st1 + M din = 84,9 + 9,31 = 94,29 Nm Momen pengereman dapat pula dihitung dengan koefisiensi pengereman : M br = M st1 ⋅ β = 8,4989 x 2 = 169,97 Nm Maka untuk keamanan diambil momen pengereman terbesar, yaitu 169,7 Nm. 4.8. Perancangan Motor Penggerak Melintang Motor penggerak melintang berfungsi untuk memindahkan beban secara melintang. 53 Dengan lebar ruangan 12 meter maka diambil L = 11,4 m dengan beban angklat = G = 10.000 kg dan berat trolley diperhitungkan Go = 500 kg. Daya penggerak trolley adalah : N= W ⋅V 75η dimana : w = Tahanan terhadap gerak v = kecepatan = 20 m / menit η = Efisiensi = 0,80 Dimana ω adalah faktor traksi yang tergantung pada diameter roda D dan diameter poros d. Dalam perancangan ini diambil D = 400 mm dan d = 70 mm, dari tabel diperoleh ω = 20 kg/ton sedangkan koefisien pengereman β =2 Maka tahanan gerak : W= β (G + G0 )ω (Literatur 1, hal 239) = 2(10+0,5)20 =4200 N/ton Daya motor trolley : N= 420 x 20 = 2,3HP = 1.71511 KW 75 x0,8 x60 Untuk motor penggerak trolley digunakan dua buah motor, maka daya untuk satu buah motor menjadi : 2,3 = 1,15HP = 0,85756. Maka dipilih motor dengan data2 data sebagai berikut : N = 2 HP = 1.4914 KW 54 n = 750 rpm Voltage = 380 volt/50Hz GD2rotor = 0,19 Nm2 4.8.1. Pemeriksaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen ststis yang terjadi : M st = 71620 ⋅ =71620 ⋅ N η 1,15 750 = 10,98 Nm Momen Dynamis : M din = δ ⋅ DG 2 ⋅ n 375 ⋅ ts + 0,975 ⋅ G1 ⋅ V 2 n ⋅ ts ⋅η dimana : δ = Koefisien transmisi = 1,15 ts = Waktu start = 3 detik n = Putaran motor = 750 Rpm η = Efisiensi = 0,80 v = Kecepatan melintang = 20 m/ menit G1 = (Berat beban + Berat trolley) = 10.000 + 500 = 10500 kg Dari tabel diperoleh untuk D =400 mm, momen inersia I = 0,0035 kg m / menit 55 Maka momen girasi kopling : 2 = 4.I.g GD coupl = 0,019 + 0,156 = 1,75 Nm2 Momen dinamis : M din = 1,15 x0,175 x750 0,975 x10.500 x(20) 2 + 375 x3 750 x3x0,80 x(60) 2 = 0,076 Ncm Momen motor =Mst + Mdyn =1,098 + 0,0076 =11,5 Nm Momen motor ternilai adalah M rated = 71620 ⋅ =71620 ⋅ N n 2 750 = 19 Nm 4.8.2. Perancangan Rel dan Roda Jalan Rel dan roda jalan Overhead Crane berfungsi agar Crane dapat bergerak tanpa adanya hambatan atau mengurangi terjadinya gesekan. • Pemilihan Roda Jalan 56 Roda untuk crane ini dibuat dari baja cor cast iron 35 – 36 dengan kekuatan bahan σ = 720 N/mm2 . Gaya yang bekerja pada roda jalan adalah P max = Q + G0 4 (Literatur 1, hal 237) Dimana : Q = Kapasitas angkat = 10,000kg G0 = Berat trolley = 500kg Maka : P max = 10.000 + 500 = 2625kg 4 Pada Perancangan ini dimensi roda adalah sebagai berikut : d1 = 400mm b1 = 65mm d2 = 440mm b2 = 110mm d3 = 80mm b3 = 65mm d4 = 180mm ℓ4 = 280mm d5 = 240mm ℓ5 = 220mm d6 = 345mm ℓ6 = 164mm d7 = 230mm ℓ7 = 15mm Tegangan tekan yang timbul pada roda : σ 1 max = 400 P⋅k b1 ⋅ r (Literatur 1, hal 260) Dimana : P = Beban yang bekerja pada roda = 2562,5 kg 57 b1 = Lebar permukaan kerja rel rata = 65cm r = Jari – jari permukaan rel = 20cm k = Koefisien permukaan roda = 0.24 m/detik Maka : σ 1 max = 400 2625 x0,24 = 880,6kg / cm2 = 8806 N/cm2 6,5 x 20 Dengan mengambil factor keamanan Sf = 5,5, maka kekuatan tarik ijin adalah : σi = σ sf = 7200 = 1309kg / cm2 = 13,09kg / mm 2 =130,9 N/mm2 515 Maka bahan memenuhi syarat yaitu σ 1 max ⟨σ i • Pemilihan Rel Pada Perancangan Overhead Crane rel yang digunakan adalah rel khusus untuk crane jalan dengan data-data sebagai berikut : Gambar 4.11. Dimensi rel h = 75mm b1 = 175mm b = 65mm b0 = 78mm 58 c = 30mm e = 10mm d = 34mm f = 14mm s = 38mm g = 20mm r = 5mm 4.8.3. Perancangan Pengereman Gerak Melintang Daya pengereman motor adalah : N br = w⋅v 75 ⋅η dimana: v = Kecepatan melintang = 20 m/menit η = Efisiensi = 0,08 W = Tahanan terhadap gerakan 420 kg Maka : N br = 420 x 20 = 2,3HP = 1.71511 KW 75 x0,80 x60 Motor yang diperlukan untuk gerak melintang adalah dua buah maka daya 2,3 pengereman untuk tiap motor menjadi : = 1,15HP = 0,85756 KW 2 Untuk lebih aman dipilih daya motor 1,5 HP = 1,11855 KW Momen statis pengereman : N n 1,15 =71620 750 = 1098 Ncm M st = 71620 = 11 Nm 59 Momen dinamis pengereman : M 1din = = δGD 2 n 375tbr + 0,975Gv 2η n ⋅ tbr 1,15 x0,017 x750 0,975 x5125 x(20) 2 x0,8 + 375 x3 750 x3 x(60) 2 = 2,1 Nm Maka momen yang diperlukan untuk pengereman : Mbr = Mst + Mdin = 11,5 + 2,1 = 13,6 Nm 4.9. Perancangan Motor Penggerak Memanjang Perecanaan Daya Motor : N= W ⋅v 75 ⋅η dimana : v = Kecepatan memanjang = 30 m/menit η = Efisiensi = 0,85 w = Tahanan terhadap gerak W = β ( Q + Go + G ) ω Dengan : Q = Kapasitas angkat = 10.000 kg Go = Berat trolley = 500 kg 60 G = Berat girder = 10.000 kg (diperkirakan) ω = Faktor traksi ( koefisien tahanan gerak ) Bantalan roda yang digunakan adalah bantalan peluru dengan koefisien gesek μ = 0.01 sedangkan koefisien gesek rol diasumsikan k=0.05 cm. Dari table diperoleh untuk diameter roda penggerak D = 400mm dan diameter poros d = 70mm didapat ω = 20 kg/ton. Dengan mengambil koefisien pengereman β = 2, maka diperoleh factor traksi : W = 2(10+0.5+10)20 =820kg Daya motor yang dibutuhkan adalah : N= 820 x30 = 6,43HP = 4,79485KW 75 x0,85 x60 Motor yang digunakan untuk penggerak memanjang adalah dua buah motor. Maka daya untuk satu motor adalah 6,43/2 = 3,125HP = 2,33031KW, maka daya untuk satu motor diambil 4HP = 2,9828KW dengan data-data ebagai berikut: 4.9.1 N = 4 HP = 2,9828KW n = 750rpm Voltage = 380 Volt/50 Hz GD2 = 1,3 Nm2 Pemeriksaan Motor Terhadap Beban Lebih Momen statis pada poros motor : 61 M st = 71620 ⋅ = 71620 ⋅ N n 3,125 750 = 2984 Ncm = 30,7 Nm Momen dinamis pada poros pada saat start : M din = δ ⋅ GD 2 ⋅ n 375ts + 0,975G ⋅ v 2 n ⋅ ts ⋅η 2 GD coupl = 4⋅ I ⋅ g = 4x0,035x9,81 = 1,37 Nm2 2 2 + GDcoupl GD 2motor = GDmotor =0,13 + 0,137 =2,67 Nm2 M din = 1,15 x0,267 x750 0,975 x 20500 x(30) 2 + 375 x3 750 x3x0,85 x(60) 2 = 28,17 Nm Maka momen motor yang diperlukan pada saat start adalah : M motor = M st + M din = 3,07 + 2,817 = 68,87 Nm Momen motor ternilai adalah : 62 M rated = 71620 ⋅ =71620 ⋅ N n 4 750 = 3819,7 Ncm = 31,89 Nm Momen maximum yang diijinkan adalah Mmax = Mmotor M max 6,887 = = 1,8 <(1,75-2) M rated 3,819 Maka penggunaan motor pada konstruksi ini cukup aman. 4.9.2 Perancangan rel dan Roda Jalan • Pemilihan roda jalan Tekanan maksimum yang terjadi pada roda jalan pada saat troli yang dibebani berada pada daerah mati e bentangan crane. Jarak d adalah jarak antara sumbu kait pengangkat dengan sumbu rel crane. 63 Gambar 4.12 Mekanisme Penjalan crane Tekanan maksimum yang terjadi pada roda adalah: P max = G Q + G0 L − e + ⋅ 4 2 L (Literatur 1, hal 241) Dimana : Q = Kapasitas angkat = 10.000kg G = Berat girder (rangka) = 10.000kg G0 = Berat troli = 500 kg (diperkirakan) L = Panjang = 11,4m = 11.400mm E = Jarak daerah mati Dari Gambar diatas diketahui bahwa : 64 b D e= + 2 2 Dimana : B = Jarak roda jalan = 950 mm(diperkirakan) D = Diameter roda jalan = 400mm Maka jarak daerah mati adalah : 950 400 + = 675mm = 67,5cm 2 2 Maka tekanan maksimum yang terjadi pada roda adalah : e= P max = 10.000 10.000 + 500 1140 − 67,5 + ⋅ 4 2 1140 = 74391,4 kg/cm2 Tegangan tekan maksimum yang terjadi pada roda adalah : σ max = 400 Pk b1 ⋅ r (Literatur 1, hal 260) Dimana : p = beban yang diterima roda = 7439,14 kg k = Koefisien kecepatan roda = 0,24 b1= Lebar permukaan kerja rel = 6,5cm r = Jari – jari permukaan rel = 20cm Maka : σ max = 400 ⋅ 7439,14 x 2,04 6,5 x 20 = 14823,6 N/cm2 = 148,236 N/mm2 65 • Pemilihan rel Pemilihan rel pada Perancangan Overhead Crane ini adalah rel khusus untuk crane jalan dengan dimensi sama seperti rel pada troli. 4.9.3 Perancangan pengereman Perancangan daya pengereman dihitung dengan rumus : W ⋅v 75η Dari perhitungan sebelumnya diketahui bahwa tehanan terhadap gerakan adalah : N br = W= β (Q + G0 + G )ω = 2(10+0,5+10)20 = 820 kg Maka : N br = 820 ⋅ 30 = 6,43HP = 4,79485 KW 75 ⋅ 0,85 ⋅ 60 Momen statik pengereman adalah : M 1st = 71620 ⋅ =71620 ⋅ Nbr nbr 3,125 750 = 3070 Ncm = 30,7 Nm Momen dinamis pengereman adalah : M din = δ ⋅ GD 2 ⋅ n 375 ⋅ tbr 0,975 ⋅ G1 ⋅ v ⋅ n + n ⋅ tbr 66 1,15 x0,267 x750 0,975 x 20500 x(30) 2 x750 = + 375 x3 750 x3 x(60) 2 = 16658,3 Ncm = 166,583 Nm Momen gaya pengereman menjadi : 1 − M st1 M br = M din = 16,658 – 3,07 = 136,13 Nm 4.10 Perancangan Rangka Crane (Girder) Rangka crane (girder) merupakan bagian utama pesawat pengangkat overhead crane. Karena pada girder ini trolli dapat bergerak secara melintang yang sekaligus sebagai tempat beban digantung. Pada Perancangan ini girder yang digunakan adalah profil I standar DIN 100 dengan data-data sebagai berikut : Gambar 4.13 Dimensi Profil h = 500 mm Ix 67 = 644750 cm4 b = 150 mm Wx = 1280 cm3 d = 20 mm Q = 314 kg/m t = 36 mm Pada Perancangan crane ini jumlah girder yang digunakan dua buah, dengan panjang girder 11,4m. 4.10.1 Defleksi Akibat Berat Girder Panjang bentangan girder L = 11,4m dan G = bobot girder yaitu beban konstan dalam ton yang terdistribusi merata sepanjang bentangan, q = bobot mati dalam ton per meter maka momen lentur pada jarak x dari penumpu sebelah kiri akibat bobot mati adalah: Mq = q x Nm 2 Momen lentur maximum terjadi pada x= M L max = q L , adalah : 2 L2 L =G 8 8 =7159,2 (Literatur 1, hal 315) 11,4 8 = 10201,86 tonm = 102018,6 KNm Defleksi girder akibat berat sendiri adalah : δ1 = G 5L3 x cm E ⋅ I 384 (Literatur 1, hal 320) 68 Dimana : G l I E = Berat girder = (3,14x11,4)x2=7159,2 kg = Panjang girder = 11,4m = 1140cm = Momen inersia = 644770cm2 = Modulus elastisitas = 2.200.200 kg/cm2 maka : 7159,2 5 x(1140)3 δ = x 2.200.200 x644.770 384 1 = 0,097 cm 3.10.2. Defleksi Akibat Beban Kerja Gambar 4.14 Diagram Defleksi Girder Utama Defleksi akibat kerja ditentukan dengan asumsi bahwa troli berada secara sistematis di tengah bentangan girder crane, defleksi ini dapat dihitung dengan : δ "= [ P ( L − b) L2 + ( L + b) 2 48EI ] (Literatur 1,hal 320) Dimana: P = Q+G 69 Q = Kapasitas angkat = 10.000 kg G = Berat troli dan komponennya = 500 kg b = Jarak antar sumbu roda jalan = 950mm = 95cm L = Panjang girder = 1140 cm E = Modulus Elastisitas = 2.200.200 kg/cm2 I = Momen inersia = 644.770 cm4 Maka : δ "= [ 10.500 (1140 − 95) (1140) 2 + (1140 + 95) 2 48 x 2.200.200 x644.770 ] = 0,4555 cm Defleksi total adalah : δ = δ '+δ " (Literatur 1, hal 320) = 0,097 + 0,455 = 0,552 cm 70 BAB V KESIMPULAN & SARAN Kesimpulan: Dari uraian – uraian yang dikemukakan di atas, maka dapat disimpulkan: 1. Dengan perancangan sistem VDI 2221, diperoleh alternatif terbaik untuk Pembuatan overhead crane adalah menggunakan tali baja, puli tetap, kait tunggal, rem otomatis, motor listrik, roda gigi, dan rel khusus crane jalan. 2. Untuk mengangkat beban 10ton dibutuhkan ukuran tali baja d=24mm, yang menggunakan sistem pulley majemuk, diameter pulley Dpuli=540mm dan drum penggulung tali baja D= 450mm. 3. Daya motor penggerak hoist adalah 15HP, untuk penggerak melintang digunakan dua buah motor dengan daya masing –masing 2 HP sedangkan untuk penggerak memanjang digunakan dua buah motor dengan daya masing-masing 4HP. 4. Girder yang digunakan bentuk profil I, ukuran h=500mm, b=150mm, d=20mm, t=36mm, dan berat per meter = 314 kg. Saran: Alternatif pada perancangan dengan metode VDI 2221 bisa ditambahkan lagi, sehingga mendapatkan alternatif yang lebih banyak dan hasil yang lebih baik. Bisa dilanjutkan dengan perancangan bagian kontrolnya. DAFTAR PUSTAKA 1. G.PAHL – W.BEITZ, Engineering Design, The Design Council, London, 1984 2. RUDENKO, Mesin pengangkat, Erlangga, Jakarta 1994 3. SULARSO, Dasar Perencanaan PT.Pradnya Paramita, Jakarta, 1997 Dan Pemilihan Elemen Mesin,
