Analisis Kekuatan Overhead Travelling Cr

Analisis Kekuatan Overhead Travelling Crane
Type : Single Girder 5 Tons Capacity x 11 Meters Span
Abstrak : Overhead travelling crane (OHC) type : Single Girder 5 Tons Capacity x 11 Meters
Span merupakan salah satu jenis pesawat angkut dan angkat. Fungsi dari alat ini adalah untuk
mengangkat muatan material secara tegak lurus (vertikal) dan memindahkan secara mendatar
(horizontal) serta dengan jarak yang terbatas. Pembuatan, pemasangan, pemakaian, perawatan
overhead crane mengandung bahaya potensial bagi tenaga kerja yang bertugas, oleh sebab itu
perlu adanya desain dan analisis overhead crane dengan tujuan melindungi kesehatan dan
keselamatan kerja setiap tenaga kerja tersebut. Hasil analisis desain menunjukkan bahwa girder
dan saddle telah aman dari defleksi dan tegangan tarik untuk SWL 5 ton. Motor hoist efektif
menggunakan daya 10 hp/7,5 kW, daya motor traversing yang dibutuhkan adalah 1 hp/0,75 kW,
dan daya motor yang dibutuhkan pada masing-masing saddle adalah 1,5 hp/1,1 kW. Roda gigi
telah memenuhi reduksi yang diinginkan dan telah memenuhi kriteria aman desain. Bearing yang
dipakai pada roda traversing memiliki umur pakai 35 tahun dan umur keandalan 22 tahun.
Bearing yang digunakan pada roda saddle memiliki umur pakai 30 tahun dan umur keandalaan
19 tahun.
Kata kunci: OHC, single girder, analisis kekuatan
1
LATAR BELAKANG
Kemajuan industri di bidang produksi yang semakin meningkat diiringi
dengan kemajuan teknologi. Kendala dalam produksi, khususnya alat-alat berat,
dalam masalah mobilitas dan perakitannya telah dapat dituntaskan dengan adanya
pesawat angkat dan angkut. Keberadaan pesawat angkut dan angkat sangat
penting karena dapat meningkatkan produktifitas pelaksanaan proses produksi.
Overhead crane merupakan salah satu dari sekian banyak jenis pesawat
angkut dan angkat. Fungsi dari alat ini adalah untuk mengangkat muatan material
secara tegak lurus (vertikal) dan memindahkan secara mendatar (horizontal) serta
dengan jarak yang terbatas. Umumnya tenaga yang dipergunakan adalah tenaga
listrik, pemilihan sumber tenaga listrik karena merupakan sumber yang paling
efisien.
1
2
Pembuatan,
pemasangan,
pemakaian,
perawatan
overhead
crane
mengandung bahaya potensial bagi tenaga kerja yang bertugas. Oleh sebab itu
perlu adanya desain dan analisis overhead crane dengan tujuan melindungi atas
kesehatan dan keselamatan kerja setiap tenaga kerja yang melakukan pembuatan,
pemasangan, pemakaian, dan perawatan.
Desain serta analisis overhead crane pada kesempatan ini diproduksi
untuk kepentingan PT Bukaka Teknik Utama unit usaha Road Construction
Equipment dalam produksi peralatan konstruksi yaitu dalam proses assembly.
Tiap desain overhead crane memiliki memiliki spesifikasi tertentu, seperti Safe
Working Load (SWL), rentang panjang girder (span), dan lainnya. Sehingga pada
dasarnya dibutuhkan sebuah analisis desain overhead crane agar mencegah terjadi
kegagalan dan kecelakaan saat pengoperasian.
Adapun beberapa bagian utama dari overhead crane yang penting untuk
dianalisis, yaitu balok girder dan saddle yang berfungsi menahan beban angkut
agar tidak terjadi lendutan yang berlebihan. Spesifikasi motor perlu dianalisis agar
mengetahui spesifikasi motor yang paling efisien. Analisis roda gigi reduksi
dilakukan agar kecepatan dari mobilitas overhead crane dapat dikendalikan oleh
operator. Serta bantalan yang dipakai juga perlu dianalisis agar penggunaan serta
perawatan pada overhead crane mudah dilakukan.
2
TUJUAN
Adapun tujuan dari pelaksanaan kerja praktik ini adalah dapat
menganalisis desain Girder dan Saddle dari Over Head Crane (OHC) Hoist SWL
5 Ton 11 Meter Span.
3
PERUMUSAN MASALAH
Berdasarkan latar belakang diatas maka dapat dirumuskan suatu masalah
yaitu sebagai berikut:
1. Apakah desain Girder dan Saddle dari Over Head Crane (OHC) Hoist SWL 5
Ton 11 Meter Span telah aman dari defleksi berlebih dan kuat menahan SWL
5 Ton?
3
2. Apakah spesifikasi motor yang efisien untuk mengangkat SWL 5 Ton?
3. Apakah desain roda gigi reduksi pada OHC Hoist SWL 5 Ton 11 Meter Span
memenuhi kecepatan yang diinginkan?
4. Berapakah umur efektif penggunaan bantalan pada OHC untuk menahan
beban serta kecepatan putaran pada saat beroperasi?
4
BATASAN MASALAH
Untuk menentukan arah analisis yang baik, ditentukan batasan masalah
sebagai berikut:
1. Kekuatan dan defleksi Girder (Jembatan/Bingkai)
2. Kekuatan dan defleksi End Carriage/Saddle
3. Motor penggerak hoist, traversing, dan saddle
4. Pinyon dan roda gigi pada gigi reduksi traversing dan saddle
5. Pemilihan Bantalan/Bearing pada roda saddle dan traversing
5
OVERHEAD CRANE
5.1 Bagan Overhead Crane
Berikut ini gambar bagian-bagian utama dari over head crane hoist single
girder.
3
3
2
1
Gb.1 Bagian - bagian utama over head crane
4
Keterangan gambar:
1. Trolley
Trolley berfungsi sebagai tempat alat-alat pengangkat (hoist) misalnya : drum
(puli) untuk menggulung tali baja, motor penggerak drum, kait (hook) dan
peralatan lainnya.
2. Cross travel girder
Cross travel girder berfungsi sebagai chassis (body) daripada overhead crane
tersebut. Jadi pada girder terdapat peralatan seperti alat-alat kontrol dan
trolley.
3. End Carriage/Saddle
End carriage/saddle berfungsi sebagai penopang cross travel girder.
5.2 Cara kerja overhead crane
Overhead crane mempunyai tiga macam gerakan, yaitu:

Gerak maju dan mundur (travelling)
Yang dimaksud gerak maju dan mundur ini ialah gerakan dari pada girder
pada sepanjang lintasannya/rail-nya. Fungsi ini dilakukan oleh saddle.

Gerak ke kiri dan kanan (traversing)
Gerak ke kiri dan ke kanan maksudnya ialah gerakan dari pada alat
pengangkat (hoist) dan gerakan ini hanya terbatas sepanjang girder.

Gerak naik dan turun (hoisting dan lowering)
Gerakan naik dan turun yang dimaksud ialah gerakan dari pada alat
pengangkat.
5.3 DATA TEKNIS OVERHEAD CRANE

Daya angkat maksimal (Q)
: 5

Massa Hoist (G0)
: 0,63 ton

Ketinggian angkat (H)
: 4

L saddle
: 2,62 m

Span (wheel to wheel-L)
: 11

Kecepatan angkat
: 4,2 m/min
ton
m
m
5
6

Kecepatan cross travel
: 16
m/min

Kecepatan long travel (saddle)
: 20
m/min

Material rangka girder dan saddle menggunakan SS 41
PEMBAHASAN
6.1 Girder (Jembatan/Bingkai)
Gb. 2 Girder over head crane pre-assembly
Type : single girder 5 tons capacity x 11 meters spans
a. Data-data awal perancangan girder
Perancangan awal menggunakan data-data awal sebagai berikut:
Daya angkat maksimal (Q)
: 5
Massa hoist (G0)
: 0,63 ton
Ketinggian angkat (H)
: 4
m
Span (wheel to wheel-L)
: 11
m
Material rangka Girder menggunakan SS 41,
ton
6
ρ
: 7.850
kg/m³
σ
:
kg/mm²
E
:
41
2,14x1010 kg/m²
Gb. 3 Gambar rancangan over head crane
b. Massa balok dan rel Girder (G1)
Awal dari analisa kekuatan girder, kita perlu mengetahui massa dari girder.
Gb. 4 Girder dan rail over head crane
m3
Volume Girder
= 0,297
Volume Rail
= 9,181x10-2 m3 +
Σ Volume
= 0,388
m3
Massa Girder dan Rail (G1) = Σ Volume
= 0,388 m3
x
ρ
x
7.850 kg/m³
= 3.052,213 kg
7
c. Reaksi Penumpu Girder
Dengan tumpuan pada ujung-ujung girder yang menumpu pada
saddle, maka kita menetukan reaksi yang terjadi. Tujuan menghitung
reaksi penumpu agar kita mengetahui reaksi maksimal yang terjadi pada
penumpu.
Q+G0
G2
B
A
Diagram 1. Reaksi penumpu dengan beban maksimal pada batas gerak
hoist/troli
Beban maksimal penumpu
(Q + G0 )x(L − 0.5) G₂
+
L
2
5,63x(11 − 0,5) 3,052
P =
+
11
2
P =
Beban maksimal tiap penumpu = 6,9 ton
d. Inersia Penampang Girder
- Balok Girder
Luas dan titik tengah bagian balok
A₁ = 4.000 mm²
y₁ =
A₂ = 14.000 mm²
y₂ =
A₃ = 9.000 mm²
y₃ =
Inersia bagian balok : I =
I₁ =
I₂ =
I₃ =
Gb. 5 Penampang balok girder
400.103
12
20.7003
12
300.303
12
735
380
15
BH3
12
= 33.333,33
mm⁴
= 571.666.666,7
mm⁴
= 675.000
mm⁴
8
Titik pusat gravitasi balok pada girder
y =
y =
A₁ y₁ + A₂ y₂ + A₃ y₃
A₁ + A₂ + A₃
4.000 × 735 + 14.000 × 380 + 9.000 × 15
4.000 + 14.000 + 9.000
Titik pusat gravitasi balok tersebut berada di 310,92 mm
Jarak titik tengah bagian balok dengan balok
d = |ybagian balok − y balok |
d₁ =
d₂ =
d₃ =
|735 − 310,92| = 424,074 mm
|380 − 310,92| = 69,074 mm
|15 − 310,92|
= 295,925 mm
Inersia Balok Girder
Izz₁
= I₁ + A₁d₁²
= 33.333,33 + 4.000x424,0742
=719.388.614,5 mm⁴
Izz₂ = I₂ + A₂d₂²
= 571.666.666,7 + 14.000x69,0742
= 638.463.854,6 mm⁴
Izz₃ = I₃ + A₃d₃²
= 675.000 + 9.000x295,9252
= 788.824.382,7 mm⁴
∑ Izz total = 21.466.76.852 mm⁴
-
Rel Girder
Inersia = 1,27x108
mm⁴
= 8,35 x103
= 300
= 1,50 x102
= 455,46
mm²
mm
mm
mm
A
L
y plat I
y balok
Gb. 6 Penampang rail girder
9
-
Titik Pusat Gravitasi balok dan rail girder
A₁y₁ + A₂y₂
ybalok dan rail =
A₁ + A₂
ybalok dan rail =
2700+(8,35×103 )
= 3,83x102 mm
y balok dan rail
dkotak
dplat I
27000 × (1,50×102 )+(8,35×103 )×(1,50×102 )
= |455,46 − (3,83E + 02)|
= |(1,50E + 02) − (3,83E + 02)|
- Inersia Balok Girder dan Rail
Izz kotak = 21.466.76.852+ 27000x(72,1 )²
Izz plat I = (1,27x108)+ (8.350)x(233)²
= 72,1mm
= 233 mm
= 2,29x109 mm⁴
= 5,81x108 mm⁴
∑ Izz total = (2,29x109) +(5,81x108) mm⁴
= 2,87 x109mm⁴
wgirder
= (∑ Izz total) / (y balok dan rail)
= (2,87 x109) mm⁴/(3,83 x102) mm
= 7,48 x106 mm³
= 7,48 x10-3m³
e. Kekuatan tarik Girder
Setelah menganalisis massa dan inersia dari girder maka kita dapat
menghitung tegangan tarik pada girder dan mengetahui angka aman pada
girder.
-
Momen lentur akibat beban merata girder (Mst)
G₁ × L
Mst maks =
8
3,0522×11
Mst maks =
8
Mst maks
-
= 4,196775
= 4.196,775
ton.m
kg.m
Momen lentur akibat beban kapasitas dan hoist (Mdyn)
Mdyn maks
Mdyn maks =
(Q + Gₒ) × (L − (b/2))2
=
2. L
(5+0,63ₒ)×(11−(0,275/2))2
2×11
10
Mdyn maks = 30,19571 ton.m
= 30.195,71 kg.m
-
Momen tambahan
Madd =
Madd =
Madd
Mst maks + Mdyn maks
7
4.196,775+30.195,71
7
= 4.913,21
kg.m
Tegangan satuan akibat momen lentur
ψ. Mst maks + μ. Mdyn maks + Madd
σ =
Wgirder
(Rudenko, N., 1966)
1 × 4.196,775 + 1,1 × 30.195,71 + 4.913,21
7,48 × 10−3
= 5,66 x106 kg/m²
= 5,66
kg/mm²
= 41 kg/mm²
σ =
σ girder
σ material SS41
Jadi SF yang pada Girder untuk tegangan tarik adalah 7,25
f. Defleksi yang terjadi pada Girder
Setelah mengetahui bahwa girder aman terhadap tegangan tarik,
selanjutnya kita menganalisis defleksi yang terjadi pada girder akibat
beban.
- Defleksi akibat beban girder
G₁ × 5 × L3
δ′ =
E × Ix × 384
(Rudenko, N., 1966)
δ′ =
δ′
-
3,0522×103 ×5×113
2,14×1010 ×2,87×109 ×10−12 ×384
= 8,61 x10-4 m
Defleksi akibat beban kapasitas dan hoist
(Gₒ + Q) × (L − b) × (L² + (L + b)²)
δ′′ =
E × Ix × 48
(Rudenko, N., 1966)
11
δ′′ =
δ′′
(0,63+5)×(11−0,275)×(112 +(11+0,275)2 )
2,14×1010 ×2,87×109 ×10−12 ×48
= 5,08 x10-3 m
Defleksi total yang terjadi pada Girder
δ = δ′ + δ′′
δ = 8,61 × 10−4 + 5,08 × 10−3
δ
= 5,94 x10-3 m
Syarat :
δ
δ
5,94x10-3m
≤ (L/700)
≤ (11/700)
≤ 15,7x10-3m
6.2 End Carriage/Saddle
Gb. 7 Saddle over head crane pre-assembly
a. Data-data awal perancangan saddle
Perancangan awal menggunakan data-data awal sebagai berikut:
Daya angkat maksimal (Q)
: 5
ton
Massa hoist (G0)
: 0,63 ton
12
L saddle
: 2,62 m
Material rangka Saddle
menggunakan SS 41,
ρ
: 7.850
kg/m³
σ
:
kg/mm²
E
:
41
2,14x1010 kg/m²
Gb. 8 Gambar rancangan saddle over head crane
b. Massa Saddle (G2)
Langkah analisis saddle sama dengan analisis pada girder. Langkah
pertama yang dilakukan adalah menghitung massa dari saddle.
Volume saddle
Massa saddle
= 0,0324356 m3
= 0,0324356 m3
= 255,6 kg
x
7.850 kg/m³
c. Reaksi Penumpu Saddle
Diagram 2. Reaksi penumpu saddle
13
Beban maksimal tiap roda Saddle
(Reaksi penumpu maks) G₁ G₂
P =
+ +
2
4
2
5,3741 3,0522 0,2556
P =
+
+
2
4
2
Beban maksimal tiap roda Saddle = 3,5779 ton
d. Inersia Penampang Saddle
Ix
= 1,57x108
mm⁴
y
= 150
mm
Wsaddle
= Ix/ y
= 1,57x108/150
= 1,05 x106 mm³
= 1,05 x10-3 m³
e. Kekuatan tarik saddle
Setelah kita mengetahui massa serta inersia saddle maka kita dapat
menganalisis kekuatan tarik yang terjadi pada saddle akibat beban terpusat
dan beban merata.
-
Momen lentur akibat beban terpusat
G₁
L
Mp maks = (( ) + Reaksi penumpu maks) ×
2
4
3,0522
) + 5,3741)
2
Mp maks = ((
×
2,62
4
Mp maks
-
= 4,51963
ton.m
= 4.519,63
kg.m
Momen lentur akibat beban merata
Mq maks =
Mq maks =
Mq maks
-
G2 × L
8
0,2556×2,62
8
= 0,083709
= 83,709
ton.m
kg.m
Momen tambahan
Madd =
Madd =
Madd
4.519,63 + 83,709
7
= 657,62 kg.m
Mp maks + Mq maks
7
14
Tegangan satuan akibat momen lentur
ψ. Mp maks + μ. Mq maks + Madd
σ =
W𝑠𝑎𝑑𝑑𝑙𝑒
(Rudenko, N., 1966)
σsaddle =
σsaddle
1×4.519,63 + 1,1×83,709 + 657,62
1,05 x10−3
= 5,02E+06 kg.m²
= 5,02 kg/mm²
σ material SS41 = 41 kg/mm²
Jadi SF yang pada saddle untuk tegangan tarik adalah 8,16
f. Defleksi yang terjadi pada saddle
Setelah kita mengetahui bahwa saddle aman terhadapa tegangan
tarik maka kita perlu mengetahui apakah saddle juga aman terhadap
defleksi yang terjadi akibat beban terpusat dan beban merata.
-
Defleksi akibat beban merata
δ′ =
G₂. 5. L³
E. I. 384
(Rudenko, N., 1966)
δ′ =
δ′
-
0,2556×5×2,62³
2,14×1010 ×1,57×108 ×10−12 ×384
= 1,78x10-5 m
Defleksi akibat beban terpusat
[(G1 /2) + Reaksi penumpu maks ] . L³
δ′′ =
E × I × 48
(Rudenko, N., 1966)
[(3,0522/2) + 5,3741 ] .2,62³
δ′′ = 2,14×1010×1,57×108 ×10−12 ×48
δ′′
= 7,67x10-4E-04 m
Defleksi total yang terjadi pada saddle
δ = δ′ + δ′′
15
δ = 1,78 × 10−5 + 7,67 × 10−4
δ
= 7,85x10-4 m
Syarat :
δ
δ
7,67x10-4 m
≤ (L/700)
≤ (2,62/700)
≤ 3,74x10-3m
6.3 Motor Penggerak
Dalam perancangan overhead crane tipe monorail ini menggunakan 3 buah
motor yaitu motor hoist, motor traversing, dan motor saddle. Daya angkat tiap
motor bergantung pada besar tahanan rata-rata yang diterima oleh motor saat
bekerja. Kecepatan gerak yang dibutuhkan juga mempengaruhi dalam pemilihan
motor, seperti daya dan juga jumlah kutub pada motor.
Gb. 9 Motor serta gearbox pada saddle over head crane
-
Data-data awal motor
Perancangan awal menggunakan data-data awal sebagai berikut:
Daya angkat maksimal (Q)
: 5 ton
Massa hoist (G0)
: 0,63 ton
16
Massa Girder (G₁)
: 3,0522 ton
Massa End Carriage (G₂)
: 0,2556 ton
Kecepatan angkat
: 4,2 m/min
Kecepatan cross travel
: 16
m/min
Kecepatan long travel (saddle)
: 20
m/min
6.3.1
Motor hoist
Daya angkat minimal untuk mengangkat beban (Q) sebesar 5.000 kg,
Q×V
N=
75 × Ƞ
diketahui :
Kecepatan (v)
Efisiensi motor (Ƞ)
: 4,2 m/min
: 0,8
= 0,07 m/sec
5.000 × 0,07
75 × 0,8
Daya minimal yang dibutuhkan untuk mengangkat beban (Q) sebesar 5.000 kg,
adalah 5,83 HP.
N=
o Oleh karena daya minimal yang dibutuhkan adalah 5,83 HP, maka kita
memperkirakan bahwa daya motor 10 HP dapat bekerja maksimal.
Spesifikasi motor dengan daya 10 HP:
output shaft (D)
: 42 mm
dia. luar kopling (A) : 160 mm = 0,16 m
tebal flens (b)
: 20 mm = 0,02 m
pole
: 6
Frekuensi (f)
: 50 hz
kecepatan putar motor
n=
n=
n
120 × f
pole
120×50
6
: 1.000 rpm
Momen Girasi
GD² kopling = 3080x(A⁴)x2b =
GD²rotor
= 0,4 kg.m²
0,0807 kg.m²
(Sularso, 1997)
17
∑GD²dyn =
GD² kopling + GD²rotor
= 0,4807
kg.m²
Torsi Awal yang dibutuhkan motor
Kita perlu mengetahui analisa kemampuan motor apakah dapat mengantisipasi
dari gabungan momen resistansi dan torsi dinamik yang terjadi.
-
Momen resistansi statik pada poros motor yaitu
N
Mst = 716,2 ×
n
(Rudenko, N., 1966)
5,83
Mst = 716,2 × 1.000
Mst = 4,1778
-
kg.m
Torsi dinamik pada gerak awal motor didapat dari rumus:
δ × GD² × n 0,975 × Q × v²
Mdyn =
+
375 × ts
n × ts × Ƞ
(Rudenko, N., 1966)
diketahui :
koefisien perhitungan efek mekanisme transmisi (δ)
waktu mulai (ts)
=1
s
efisiensi keseluruhan mekanisme (Ƞ)
= 0,8
1,15×0,4807×1.000
0,975×5.000×0,07²
Mdyn =
+ 1.000×1×0,8
375×1
Mdyn
= 1,504
= 1,15
kg.m
Maka torsi yang dibutuhkan pada awal gerak adalah:
Ms𝑡𝑎𝑟𝑡 = Mst + Mdyn
Ms𝑡𝑎𝑟𝑡 = 4,1778 + 1,504
Mstart = 5,6819
kg.m
Mmotor rated (10hp, 6pole) = 7,162
kg.m
Kriteria motor digolongkan baik apabila Torsi aktual motor lebih besar dari Torsi
yang dibutuhkan pada awal gerak.
M𝑟𝑎𝑡𝑒𝑑 > 𝑀𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡
7,162kg. m > 5,6819kg. m
18
6.3.2.
Motor traversing
Jumlah resistansi yang membebani motor,
w =
d
β × (Q + G0 ) × (μ × 2 + k)
R
(Rudenko, N., 1966)
diketahui :
o Spesifikasi roda
Max load
Diameter luar (D)
Diameter dalam (d)
: 1.500 kg
: 175 mm
: 90 mm
Q+G0 :
5.630 kg
koefisien gesek bantalan (μ) : 0,01
koefisien gesek lateral (k)
: 0,5 mm
koefisien kelembaman (β)
: 2,5
w =
90
2
2,5×(5.630)×(0,01× +0,5)
(175⁄2)
Maka jumlah resistansi yang membebani motor adalah 152,81 kg.
Daya minimal yang dibutuhkan motor,
w. V
75. Ƞ
152,81 × 0,2667
N=
75 × 0,8
N=
Maka daya yang dibutuhkan adalah 0,6792 HP.
o Menggunakan spesifikasi daya motor 1HP
output shaft (D)
: 20 mm
dia. luar kopling (A) : 112 mm = 0,112 m
tebal flens (b)
: 18 mm = 0,018 m
pole
: 4
Frekuensi (f)
: 50 hz
kecepatan putar
120 × f
n=
pole
120 × 50
n=
4
n
: 1500 rpm
19
Momen Girasi
GD² kopling = 3080x(A⁴)x2b
= 0,0174
kg.m²
GD²rotor
= 0,009
kg.m²
∑GD²dyn
= GD² kopling + GD²rotor
= 0,0264
kg.m²
Torsi Awal yang dibutuhkan motor
Kita perlu mengetahui analisa kemampuan motor apakah dapat mengantisipasi
dari gabungan momen resistansi dan torsi dinamik yang terjadi.
-
Momen resistansi statik pada poros motor yaitu
N
Mst = 716,2 ×
n
(Rudenko, N., 1966)
Mst = 716,2 ×
0,6792
1.500
Mst = 0,3243 kg.m
-
Torsi dinamik pada gerak awal motor didapat dari rumus:
δ × GD² × n 0,975 × w × v²
Mdyn =
+
375 × ts
n × ts × Ƞ
(Rudenko, N., 1966)
diketahui :
koef perhitungan efek mekanisme transmisi (δ) = 1,15
waktu mulai (ts) = 1
s
efisiensi keseluruhan mekanisme (Ƞ)
= 0,8
Mdyn =
Mdyn
1,15×0,0264×1.500
375×1
+
= 0,1305
0,975×152,81 ×0,2667²
1.500×1×0,8
kg.m
Maka torsi yang dibutuhkan pada awal gerak adalah:
M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡 = Mst + Mdyn
M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡 = 0,3243 + 0,1305
Mstart
= 0,4548
kg.m
Mmotor rated (1hp, 4pole) = 0,522
kg.m
Kriteria motor digolongkan baik apabila Torsi aktual motor lebih besar dari
Torsi yang dibutuhkan pada awal gerak.
20
M𝑟𝑎𝑡𝑒𝑑 > M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡
0,522 kg. m > 0,4548 kg. m
6.3.3.
Motor saddle
Jumlah resistansi yang membebani motor,
β × [(Q + G0 ) × (L − b)/L) + (G₁/2) + G₂ ] × [(μ × d/2) + k]
𝑤=
R
(Rudenko, N., 1966)
diketahui :
o Spesifikasi roda
Max load
: 5.000 kg
Diameter luar (D)
: 200 mm
Diameter dalam (d) : 100 mm
Q+G0
G₁
G₂
L
b
:
:
:
:
:
5.630 kg
3.052,2kg
255,6 kg
11 m
0,5 m
koefisien gesek bantalan (μ)
koefisien gesek lateral (k) : 0,5
koefisien kelembaman (β) : 2,5
𝑤=
: 0,01
mm
(11−0,5) 3.052,2
100
)+
+255,6]×[(0,01× )+0,5]
11
2
2
2,5×[(5.630×
(200⁄2)
Maka jumlah resistansi yang membebani motor adalah 178,89 kg.
Daya minimal yang dibutuhkan motor,
w×V
N=
75 × Ƞ
178,89 × 0,33
N=
75 × 0,8
Maka daya yang dibutuhkan adalah 0,9939 HP.
o Menggunakan spesifikasi daya motor 1,5 HP
output shaft (D)
: 24 mm
dia. luar kopling (A) : 125 mm = 0,125 m
tebal flens (b)
: 18 mm = 0,018 m
21
pole
Frekuensi (f)
kecepatan putar
: 4
: 50 hz
120 × f
pole
120 × 50
n=
4
n=
n
: 1.500 rpm
Momen Girasi
GD² kopling = 3080.(A⁴).2b
GD²rotor
= 0,009
kg.m²
∑GD²dyn
= GD² kopling + GD²rotor
= 0,0271
kg.m²
= 0,0361
kg.m²
Torsi Awal yang dibutuhkan motor
Kita perlu mengetahui analisa kemampuan motor apakah dapat mengantisipasi
dari gabungan momen resistansi dan torsi dinamik yang terjadi.
-
Momen resistansi statik pada poros motor yaitu
N
Mst = 716,2 ×
n
(Rudenko, N., 1966)
Mst = 716,2 ×
Mst = 0,4745
-
0,9939
1.500
kg.m
Torsi dinamik pada gerak awal motor didapat dari rumus:
δ × GD² × n 0,975 × w × v²
Mdyn =
+
375 × ts
n × ts × Ƞ
(Rudenko, N., 1966)
diketahui :
koef perhitungan efek mekanisme transmisi (δ) = 1,15
waktu mulai (ts) = 1
s
efisiensi keseluruhan mekanisme (Ƞ)
= 0,8
Mdyn =
1,15×0,0361×1.500
375×1
+
0,975×178,89×0,33²
1.500×1×0,8
Mdyn
= 0,1821
kg.m
Maka torsi yang dibutuhkan pada awal gerak adalah:
M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡 = Mst + Mdyn
M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡 = 0,4745 + 0,1821
22
Mstart
= 0,6566
kg.m
Mmotor rated (1,5hp, 4pole)
= 0,755
kg.m
Kriteria motor digolongkan baik apabila Torsi aktual motor lebih besar dari
Torsi yang dibutuhkan pada awal gerak.
M𝑟𝑎𝑡𝑒𝑑 > M𝑠𝑡𝑎𝑟𝑡
0,755 kg. m > 0,6566 kg. m
6.4 Pinyon dan Roda Gigi
Pemilihan dimensi roda gigi dimulai dengan penentuan beberapa hal,
yaitu:
o
Daya ditransmisikan P (kW)
o
Sudut tekan pahat α ( 0 )
o
Putaran poros n1 (rpm)
o
Material pinyon, roda gigi besar
o
Perbandingan reduksi i
o
Material poros
o
Jarak sumbu poros a (mm)
Gb. 10 Nama-nama bagian roda gigi
keterangan:
a
= Addendum/ tinggi kepala
b
= Dedendum/ tinggi kaki
c
= Clearance
hk
= kedalaman kerja
ht
= kedalaman keseluruhan
p
= Pitch/ jarak bagi lingkar
rf
= Fillet radius/ jari-jari fillet
t
= tebal gigi
α
= sudut tekan
23
Gb. 11 Poros, roda, gear dan pinyon pada saddle
o Data-data awal gear reduction
Perancangan gear reduction menggunakan data-data yang telah ditentukan
sebelumnya:
o Traversing
P motor
=
0,75
kW
n motor
= 1.500
rpm
v roda
= 18
m/min
D roda
= 175
mm = 0,175m
n roda
= 32,76
rpm
o Saddle
P motor
n motor
v roda
D roda
n roda
=
1,5
= 1.500
= 20
= 200
= 31,85
kW
rpm
m/min
mm = 0,2 m
rpm
24
Gb. 12 Gambar rancangan roda dan gear saddle over head crane
-
Gear reduction traversing
Perancangan gear reduction traversing dibagi dalam 2 tahap:
a) Gear box reduction
b) Gear & pinion
a) Gear box reduction
Reduksi (i)
= 20
n1
= 1.500rpm
n₂ 1
=
n₁ i
n₂
1
=
1.500 20
n2
= 75
rpm
b) Gear & pinion
 Reduksi (i) = 20
n₃ 1
=
n₂ i
n₃
1
=
75 20
n3 = 37,5 rpm

Jarak antar poros (a)

Dia. Lingkaran jarak bagi
= 150 mm
d =
d1 =
2×150
1+2
2×a
1+i
= 0,15 m
25
d1 = 100 mm
d2 =
2×150×2
1+2
d2 = 200 mm
Modul (m)
=5
Sudut tekan (α)

= 20 ⁰
Jumlah gigi
z =
z1 =
100
d
m
5
z₁ = 20
z2 =
200
5
z₂ = 40
Kelonggaran sisi (C) = 0

mm
Kelonggaran puncak
ck = 0,25 × m
ck = 0,25 × 5
ck = 1,25 mm

Diameter Kepala
dK = (z₁ + 2) × m
dk1 = (20 + 2) × 5
dK₁ = 110 mm
dk1 = (40 + 2) × 5
dK₂ = 210 mm

Diameter Kaki
df = (z − 2) × m − 2 × ck
df1 = (20 − 2) × 5 − 2 × 1,25
df₁ = 87,5 mm
df1 = (40 − 2) × 5 − 2 × 1,25
26

df₂ = 187,5 mm
Kedalaman pemotongan
H = 2 × m + ck
H = 2 × 5 + 1,25
H = 11,25 mm
Faktor Lewis
Y₁ (z1 = 20) = 0,32
Y₂ (z2 = 40) = 0,386

Kecepatan keliling
v = π × d₁ × n₂
v = π × 100 × 75
v = 0,39
m/s

Gaya tangensial
Ft =
Ft =

102 × ck
v
102×1,25
0.39
Ft = 324,84
Faktor dinamis
kg
fv =
fv =
3
3+v
3
3+0,39
fv = 0,88
o Bahan pinyon dan roda gigi besar
Kekuatan tarik (σB1 & σB2)
Kekerasan permukaan (HB1 & HB2)
Tegangan lentur diijinkan (σa1 & σa1)
: S 45 C
: 58 kg/mm²
: 200 HB
: 30 kg/mm²
Faktor tegangan kontak antara baja karbon
kH
= 0,053
kg/mm²

Beban lentur yang diizinkan persatuan lebar
F′b = σa × m × Y × fv
F′b = 30 × 5 × 0,32 × 0,88
F'’b₁
= 42,45
kg/mm
27
F′b = 30 × 5 × 0,386 × 0,88
F'’b₂
= 51,20
kg/mm

Beban permukaan yang diizinkan persatuan lebar
kH. d₁. 2. z₂
F′H =
z₁ + z₂
F′H =
0,053×100×2×40
F'H

20+40
= 7,067
kg/mm
Lebar sisi
b =
Ft
F′H
324,84
b = 7,0667
b = 45,97
mm
o Bahan poros
Kekuatan tarik (σB)
Sf₁
Sf₂
τa

≈ 46
mm
: S 55 C
: 66 kg/mm²
: 6
: 2
: 5,5 kg/mm²
Diameter poros
ds = ( 5,1 × Kt × Cb × T₁/τa)1/3
dimana :
T₁ = 9,74E + 5 × (ck/n2)
T₂ = 9,74E + 5 × (ck/n2/i)
Kt
Cb
= 16.233
= 32.467
= 1,5
=2
ds1 = ( 5,1 × 1,5 × 2 × 16.233/5,5)1/3
ds₁ = 35,61
mm ≈ 38 mm
ds2 = ( 5,1 × 1,5 × 2 × 32.467/5,5)1/3
ds₂ = 44,87
mm ≈ 50 mm
o Bahan pasak
: S 45 C
Ukuran pasak pinyon
: 12x8
kg.mm
kg.mm
28

Ukuran pasak roda gigi besar
: 14x9
Tebal antara dasar alur pasak dan dasar gigi
df₁
ds₁
sk₁ = ( ) − (( ) + t₂)
2
2
87,5
sk₁ = (
38
) − (( 2 ) + 2,4)
2
sk₁ = 22,35
mm
Syarat keamanan
b/m (6-10)
= 9,20
d/b ( >1,5)
= 2,17
sk1/m (2,2) = 4,47
(Sularso, 1997)
-
Gear reduction saddle
Perancangan gear reduction saddle dibagi dalam 2 tahap:
a) Gear box reduction
b) Gear & pinion
a) Gear box reduction
Reduksi (i)
= 20
n1
= 1.500
rpm
n₂ 1
=
n₁ i
n₂
1
=
1.500 20
n2
= 75
rpm
b) Gear & pinion
 Reduksi (i) = 2
n₃ 1
=
n₂ i
n₃ 1
=
75 2
n3 = 37,5 rpm

Jarak antar poros (a)

Dia. Lingkaran jarak bagi
= 180 mm
d =
2×a
1+i
= 0,18 m
29
d1 =
2×180
1+2
d1 = 120 mm
d2 =
2×180×2
1+2
d2 = 240 mm
Modul (m)
=8
Sudut tekan (α)

= 20 ⁰
Jumlah gigi
z =
z1 =
d
m
120
8
z₁ = 15
z2 =
240
8
z₂ = 30
Kelonggaran sisi (C) = 0
 Kelonggaran puncak
mm
ck = 0,25 × m
ck = 0,25 × 8
ck = 2
mm

Diameter Kepala
dK = (z₁ + 2) × m
dK = (15 + 2) × 8
dK₁ = 136 mm
dK = (30 + 2) × 8
dK₂ = 256 mm

Diameter Kaki
df = (z − 2) × m − 2 × ck
df1 = (15 − 2) × 8 − 2 × 2
df₁ = 100 mm
df1 = (30 − 2) × 8 − 2 × 2
30
df₂ = 220 mm

Kedalaman pemotongan
H = 2 × m + ck
H = 2×8 + 2
H = 18 mm
Faktor Lewis
Y₁ (z1 = 20) = 0,289
Y₂ (z2 = 20) = 0,358

Kecepatan keliling
v = π × d₁ × n₂
v = π × 120 × 75
v = 0,47
m/s

Gaya tangensial
Ft =
Ft =
102×2
0,47
Ft = 433,12

102 × ck
v
kg
Faktor dinamis
fv =
fv =
3
3+v
3
3+0,47
fv = 0,86
o Bahan pinyon dan roda gigi besar
Kekuatan tarik (σB1 & σB2)
Kekerasan permukaan (HB1 & HB2)
Tegangan lentur diijinkan (σa1 & σa2)
: S 45 C
: 58 kg/mm²
: 200 HB
: 30 kg/mm²
Faktor tegangan kontak antara baja karbon
kH
= 0,053
kg/mm²

Beban lentur yang diizinkan persatuan lebar
F′b = σa × m × Y × fv
31
F′b1 = 30 × 8 × 0,289 × 0,86
F'’b₁
= 59,95
kg/mm
F′b1 = 30 × 8 × 0,358 × 0,86
F'’b₂
= 74,26
kg/mm

Beban permukaan yang diizinkan persatuan lebar
kH × d₁ × 2 × z₂
F′H =
z₁ + z₂
F′H =
0,053×120×2×30
F'H

15+30
= 8,48
kg/mm
Lebar sisi
b =
b =
433,12
8,48
b = 51,08
mm
o Bahan poros
Kekuatan tarik (σB)
Sf₁
Sf₂
τa

Ft
F′H
≈ 52
mm
: S 55 C
: 66 kg/mm²
: 6
: 2
: 5,5 kg/mm²
Diameter poros
ds = ( 5,1 × Kt × Cb × T1 /τa)1/3
dimana :
T₁ = 9,74x105 × (ck/n2)
T₂ = 9,74x105 × (ck/n2/i)
Kt
Cb
= 25.973
= 51.947
= 1,5
=2
ds1 = ( 5,1 × 1,5 × 2 × 25.973/5,5)1/3
ds₁ = 41,65
mm ≈ 42 mm
ds1 = ( 5,1 × 1,5 × 2 × 51.947/5,5)1/3
ds₂ = 52,48
mm ≈ 55 mm
kg.mm
kg.mm
32
o Bahan pasak
: S 45 C
Ukuran pasak pinyon
: 12x8
Ukuran pasak roda gigi besar
: 15x10

Tebal antara dasar alur pasak dan dasar gigi
df₁
ds₁
sk₁ = ( ) − (( ) + t₂)
2
2
100
sk₁ = (
2
42
) − (( ) + 2,4)
2
sk₁ = 26,6 mm
Syarat keamanan
b/m (6-10)
= 6,5
d/b ( >1,5)
= 2,31
sk1/m (2,2)
= 3,33
(Sularso, 1997)
6.5 Bantalan/Bearing
Gb. 13 Bearing yang terpasang pada roda
33
-
Data-data awal bearing
Perancangan bearing menggunakan data-data yang telah ditentukan
sebelumnya:
Traversing
Kapasitas Angkat Maksimal (Q)
:5
ton
Massa Hoist / Troli (G0)
: 0,63 ton
Jumlah roda traversing
:4
buah
N roda
: 37,5 rpm
Saddle
Beban yang diterima tiap roda (P)
-
: 3.577,91
kg
Traversing

Poros pada roda traversing
o Reaksi @bearing
Reaksi yang terjadi pada masing tumpuan pada bearing dianalisa agar
dapat menentukan poros yang aman.
Q + G0
P=
4
5.000 + 630
P=
4
P
= 1.407,50 kg
o Momen pada bearing AB
Reaksi@𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔 × x
2
1.407,50 × 50
M=
2
M=
M
= 35.187,50 kg.mm
Panjang bantalan
𝑙>
(π × reaksi@𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔 × n)
1000 × 60 × (pv)a
diketahui :
(pv)a=faktor tekanan-kecepatan maksimal yang diizinkan pada roda gigi reduksi
(pv)a= 0,5 kg/mm2 m/s
34
𝑙>
l
= 5,5 mm
Dipilih panjang bantalan
(π × 1.407,50 × 37,5)
1000 × 60 × 0,5
23 mm, agar menyesuaikan dengan ukuran bearing.
faktor keamanan statis (fs)
faktor keamanan dinamis (fd)
Bahan poros S55C
σ
= 80 kg/mm²
τ = σ/(𝑓𝑠. 𝑓𝑑) = 3,33
=
=
6
4
kg/mm²
o Diameter poros
ds
= 47,57
10,2 × M 1⁄3
ds ≥ (
)
τ
⁄
10,2 × 35.187,50 1 3
ds ≥ (
)
3,33
mm
Dipilih diameter poros 50 mm agar menyesuaikan dengan ukuran bearing.
Syarat aman poros
Setelah kita mendapat panjang dan diameter poros maka kita perlu menelaah
kembali apakah dimensi tersebut telah masuk dalam kriteria syarat aman:
l
= 0,4 − 4,0
d
l/d
= 23/50
= 0,46
(Sularso, 1997)
Maka dapat dipastikan bahwa desain dimensi panjang dan diameter poros
tersebut aman.

Bearing traversing
Sesuai diameter poros 50 mm maka dipilih bantalan tipe 22210
d
= 50 mm
D
= 90 mm
Kapasitas nominal dinamis spesifik (C)
= 99.000 N = 10.102,04 kg
Kapasitas nominal statis spesifik (C0)
=119.000 N = 12.142,86 kg
C & C0 > reaksi pada bearing
35
o Faktor kecepatan bearing
33,3 3⁄10
fn = (
)
n roda
33,3 3⁄10
fn = (
)
37,5
fn
= 0,96
o Faktor umur bearing
fn × C
reaksi pada bearing
0,96 × 10.102,04
fh =
1.407,50
fh =
fh
= 6,93
o Umur bearing
Lh
Lh = (500 × fh)10⁄3
Lh = (500 × 6,93)10⁄3
= 316.654,274 hour = 36 tahun
o Umur keandalan
Ln = Lh . faktor keandalan
(faktor keandalan bearing 95% = 0,62)
Ln
= 196.325,65 hour
= 22
tahun
(Sularso, 1997)
-
Saddle

Poros pada saddle
o Reaksi @bearing
Reaksi yang terjadi pada masing tumpuan pada bearing dianalisa agar
dapat menentukan poros yang aman.
P𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔 =
P𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔 =
P
= 1.788,96 kg
Proda
2
3.577,92
2
36
o Momen pada bearing AB
M=
M
1.788,96 × 45
2
= 40.251,49 kg.mm
Panjang bantalan
π × reaksi@𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔 × n
1000 × 60 × (pv)a
π × 1.788,96 × 37,5
𝑙>
1000 × 60 × 0,5
𝑙>
l
= 5,5 mm
Dipilih panjang bantalan 25 mm, agar menyesuaikan dengan ukuran bearing.
faktor keamanan statis (fs)
faktor keamanan dinamis (fd)
Bahan poros S55C
σ
= 80 kg/mm²
τ = σ/(𝑓𝑠. 𝑓𝑑) = 3,33
=
=
6
4
kg/mm²
o Diameter poros
ds
= 49,75
10,2 × M 1⁄3
ds ≥ (
)
τ
⁄
10,2 × 40.251,49 1 3
ds ≥ (
)
3,33
mm
Dipilih diameter poros 55 mm, agar menyesuaikan dengan ukuran bearing.
Syarat aman poros
Setelah kita mendapat panjang dan diameter poros maka kita perlu menelaah
kembali apakah dimensi tersebut telah masuk dalam kriteria syarat aman:
l
= 0,4 − 4,0
d
l/d
= 25/55 = 0,45
(Sularso, 1997)
Maka dapat dipastikan bahwa desain dimensi panjang dan diameter poros
tersebut aman.
37

Bearing saddle
Sesuai diameter poros 50 mm maka dipilih bantalan tipe 22211
d
= 55 mm
D
= 100 mm
Kapasitas nominal dinamis spesifik (C)
=119.000 N = 12.142,86 kg
Kapasitas nominal statis spesifik (C0)
=144.000 N = 14.693,88 kg
C & C0 > reaksi pada bearing
o Faktor kecepatan bearing
33,3 3⁄10
fn = (
)
n roda
33,3 3⁄10
fn = (
)
37,5
fn
= 0,96
o Faktor umur bearing
fn × C
reaksi pada 𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔
0,96 × 12.142,86
fh =
1.788,96
fh =
fh
= 6,55
o Umur bearing
Lh
Lh = (500 × fh)10⁄3
Lh = (500 × 6,55)10⁄3
= 262.898,35 hour = 30 tahun
o Umur keandalan
Ln = Lh × faktor keandalan
(faktor keandalan bearing 95% = 0,62)
Ln
= 162.996,98 hour
= 19
tahun
(Sularso, 1997)
38
KESIMPULAN
Dari hasil analisa desain Single Girder 5 Tons Capacity 11 X Meters Spans
yang telah dilakukan maka dapat disimpulkan:

Desain girder dan saddle telah aman dari defleksi dan tegangan tarik yang
terjadi ketika mengangkat dan mengangkut SWL sejumlah 5 ton.

Spesifikasi motor untuk hoist untuk mengangkat beban maksimal 5 ton
menggunakan daya 10 hp/7,5 kW; dengan spesifikasi 6 pole dan frekuensi 50
hz. Daya motor traversing yang dibutuhkan untuk menggerakkan beban ke
kanan dan ke kiri adalah 1 hp/0,75 kW, dengan spesifikasi 4 pole dan
frekuensi 50 hz. Sedangkan daya motor pada masing-masing saddle untuk
menggerakkan beban maju dan mundur adalah 1,5 hp/1,1 kW; dengan
spesifikasi 4 pole dan frekuensi 50 hz.

Roda gigi telah memenuhi reduksi yang diinginkan dan telah memenuhi
kriteria aman desain.

Bearing yang dipakai pada roda traversing memiliki umur pakai 35 tahun dan
umur keandalan 22 tahun. Bearing yang digunakan pada roda saddle memiliki
umur pakai 30 tahun dan umur keandalaan 19 tahun.
39
DAFTAR PUSTAKA
Atmi Solo. 1995. Standar Elemen Mesin. Surakarta
Brauer Ltd. Wheels and Castors Catalogue. England
Hyundai Steel. Products Guide. Taiwan
NSK. Rolling Bearings. Jakarta
Rudenko,
N.
1969.
Materials
Handling
Equipment
2nd
ed.
Moscow: Mir Publishers
Suga,
Kiyokatsu
dan
Jakarta: Pradnya Paramita
Sularso.
1987.
Elemen
Mesin.