67

BAB III

PERANCANGAN

3.1 Data Perencananan

Kapasitas angkat = 5 𝑡𝑜𝑛

Tinggi angkat = 3 𝑚

Kecepatan angkat = 6 𝑚

𝑚𝑖𝑛= 0,1

𝑚

𝑠

Panjang perpindahan roda hoist = 5 𝑚

Gerak putar crane = 360𝑜

3.2 Perencanaan Mekanisme Pengangkat ( Hoisting )

Perencanaan mekanisme untuk gerakan pengangkat meliputi perencanaan

sebagai berikut :

Gambar 3.1 hoist pengangkat

68

1. Hook / Kait

2. Tali / rope

3. Puli

4. Drum

5. Motor penggerak

6. Rem

7. Jib / boom

8. Mekanisme slewing / gerak putar .

3.2.1 Perencanaan hook / kait

Pada perencanaan ini bahan yang dipakai untuk bahan kait adalah baja

karbon SC 42 dari JIS 5101 dengan data teknik sebagai berikut :

Gambar 3.2 hook/kait

69

Kekuatan tarik (𝜎𝑏) = 4200 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Batas mulur (𝜎𝑦 ) = 2100 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Tegangan tarik ijin (𝜎∝) = 𝜎𝑏

𝑠𝑓 ( Sf diambil dari 7, ( sularso, 1997 )

= 4200

7 = 600 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Tegangan geser ijin (𝜏𝛼) = 0.5 . 𝜎𝛼 ( sularso ,1997)

= 0.5 .600

= 300 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Diameter terkecil kait (𝒅𝟏)

Keterangan :

𝜎𝑖 = tegangan tarik ijin SC 42 = 600 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

Q = 5000 kg = 5 ton

𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 = beban sudah ditambah untuk mengantisipasi adanya tegangan

berlebih saat terjadi gerak dinamik pada saat pengangkatan

muatan yaitu = 1,2 . 𝑄 = 1,2 . 5000 = 6000 𝑘𝑔

𝜎𝑡 = 𝑄

𝐴=

𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝜋

4 . 𝑑𝐼

2 = 4 .𝑄

𝜋 .𝑑𝐼2

𝑑𝐼 = √ 4 .𝑄

𝜋 .𝜎𝑡

𝑑𝐼 = √4 .6000

𝜋 . 600= 3,57𝑐𝑚 = 35,7 𝑚𝑚

70

Mengacu pada 𝑑𝐼 yang sudah didapatkan untuk tegangan tarik ijin sebesar

600𝑘𝑔/𝑐𝑚2 didapat diameter 35,7𝑚𝑚 . agar tegangan tarik yang terjadi dibawah

600𝑘𝑔/𝑐𝑚2 maka 𝑑𝐼 harus lebih besar. maka dari itu 𝑑𝐼 diambil berdasarkan ulir

metris standarisasi belanda N 81 dengan spesifikasi M 48. berikut data tekniknya :

Diameter mayor (𝑑𝑜) = 48 𝑚𝑚

Diamater minor (𝑑𝑡) = 41,004 𝑚𝑚

Kisar ulir ( t ) = 5 𝑚𝑚

Pengecekan kekuatan pada ulir kait

Tegangan tarik pada ulir kait

Dari data teknik diatas maka dapat dihitung tegangan tarik pada ulir :

𝜎𝑡 =𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝜋 𝑑12

4

=4.𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝜋.𝑑12

𝜎𝑡 =4×6000

𝜋×4,10042 = 454.60 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

Keterangan: 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =Kapasitas muatan 6000 kg

𝑑1 = Diameter ulir dalam = 41,004 𝑚𝑚 = 4,1004 𝑐𝑚

𝜎𝑡 = Tegangan tarik pada ulir kait

Tinggi mur ( H ) = 4.𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙.𝑡

𝜋.(𝑑02− 𝑑𝜏2).𝜏𝑖 (N.Rudenko hal 86)

= 4.6000.0.5

3.14 . (4.82−4,10042).300

= 12000

5868,55

= 2,04 cm

71

Jumlah ulir ( Z )

Dimana :

Z = 𝐻

𝑡

= 2.04

0.5

= 4,08 ≈ 5 𝑙𝑖𝑙𝑖𝑡𝑎𝑛

Dimensi kait ( hook ) :

Secara geometris dimensi kait dapat dihitung berdasarkan gambar 3.3 :

Gambar 3.3

Diameter batang untuk bantalan kait (𝑑2)

𝑑2 = 1.2 . 𝑑1

= 1.2 . 41,004 mm

= 49,2 mm

Diameter leher kait (𝑑3)

𝑑3 = 1.3 . 𝑑1

= 1.3 . 41,004

72

= 53,3 mm

Dimeter lubang kait ( a )

a = 2.5 . 𝑑1

= 2.5 . 41,004

= 102,5 mm

Tinggi penampang batang tirus I - II ( H )

H = 2.4 . 𝑑1

= 2.4 . 41,004

= 98. 4 mm

Jarak lengkung kait (𝑎2)

𝑎2 = 2 . 𝑑1

= 2. 41.004

= 82 mm

Lebar batang tirus kait bagian dalam penampang I - II (𝑏1)

𝑏2 = 2.2 . 𝑑1

= 2.2 . 41,004

= 90.2 mm

Lebar tirus bagian luar penampang I-II (𝑏2)

𝑏2 = 0.9 . 𝑑1

= 0.9 . 41,004

= 36,9mm

Lebar batang tirus kait bagian dalam penampang III-IV (𝑏1)

𝐵1 = 2.1 . 𝑑1

73

= 2.1 . 41,004

= 86,1 mm

Lebar batang tirus kait bagian dalam penampang III-IV (𝑏2)

𝑏2 = 0.9 . 𝑑1

= 0.9 .41,004

= 36,9 mm

Lebar ujung kait ( h )

h = 1.2 . 𝑑1

= 1.2 . 41,004

= 49,2 mm

Panjang ulir maksimal (𝐿1)

𝐿1 = 1.4 . 𝐿1

= 1.4 . 41,004

= 57,4 mm

Tinggi penampang batang tirus III-IV( h )

h’ = 2 . 𝑑1

= 2. 41,004

= 82 mm

Panjang dari leher kait ke titik pusat (𝐿3)

𝐿3 = 5 . 𝑑1

= 5 . 41,004

= 205 mm

Tinggi ulir maksimal(𝐿4)

𝐿4 = 0.5 . 𝑑1

74

= 0.5 . 41,004

= 20 mm

Panjang ujung kait dari titik pusat (𝐿5)

𝐿5 = 1.5 . 𝑑1

= 1.5 . 41,004

= 61,5 mm

Pengecekan tegangan yang bekerja pada dudukan penampang kait I-II

Menentukan nilai F , 𝑒1, 𝑒2, pada penampang I – II

Luas penampang 𝐹𝐼−𝐼𝐼

𝐹𝐼−𝐼𝐼 = ℎ2

. (𝑏1 + 𝑏2 )

= 98,4

2 . ( 90,2 + 36,9)

= 6253,32 𝑚𝑚2

Nilai (𝑒1)

𝑒1 = ℎ

3 . 2 .𝑏1+ 𝑏2

𝑏1+ 𝑏2

= 98,4

3 . 2 .90,2+36,9

90,2+36,9

= 56,8 mm

Nilai (𝑒2 )

𝑒2 =

ℎ

3 .

𝑏1+2.𝑏2𝑏1+𝑏2

= 98,4

3 .

90,2+2 .36,9

90,2+36,9

= 42,32𝑚𝑚

75

Nilai ( r )

r = 𝑎

2+ 𝑒1

= 102,5

2+ 56,8

= 108,05 𝑚𝑚

Nilai ( x )

x = − 1 + 2𝑟

(𝑏1+ 𝑏2).ℎ [{𝑏2 +

𝑏1− 𝑏2

ℎ ( 𝑒2 + 𝑟 )} 𝑙𝑛.

𝑟+ 𝑒2

𝑟− 𝑒1− ( 𝑏1 − 𝑏2)]

−1 + 2 .108,05

(90,2+36,9 ). 98,4[{36,9 +

90,2−36,9

98,4 ( 42,32 + 108,05)} 𝑙𝑛.

108,05+42,32

108,05−56,8−

( 90,2 − 36,9)]

= − 1 + 0,017 [ 126,71 − 53,3 ]

= −1 + 1,24797 = 0,24797 = 0,25

Tegangan tarik pada dudukan kait bagian dalam (𝝈𝟏) penampang

𝜎1=

𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙𝑓

.1

𝑥 .

2 .𝑒1𝑎

( N. Rudenko, hal 88 )

𝜎𝐼𝐼=

𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝑓 .

1

𝑥 .

𝑒1𝛼2

+ℎ

( N. Rudenko, hal 88)

Dimana :

F = luas penampang kritis

𝑒1 = jarak dari titik pusat penampang kesisi dalam

𝑒2 = jarak dari titik pusat penampang kesisi luar

x = faktor yang tergantung dari bentuk penampang dan lengkungan dari

batang

76

Tegangan tarik pada bagian dalam penampang I

𝜎1=

𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹 .

1

𝑥 .

2 .𝑒1𝑎

= 6000

6253,32 .

1

0,25 .

2 .56,8

102,5

= 4, 25 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

= 425 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Tegangan tekan pada bagian terluar penampang II

𝜎II = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹 .

1

𝑋 .

𝑒1𝑎

2+ ℎ

= 6000

6253,32 .

1

0,25 .

56,8102,5

2+ 98,4

= 1,46 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

= 146 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Dari hasil perhitungan diatas bahwa tegangan tarik pada bagian terdalam dan

tegangan tekan bagian terluar penampang I – II masih berada dibawah tegangan

bahan yang diijinkan yaitu 600 𝑘𝑔/𝑚𝑚2. 𝜎𝐼 , 𝜎𝐼𝐼 ≤ 𝜎𝛼 ( 𝑠𝑎𝑓𝑒 ).

Tegangan geser yang terjadi pada penampang I – II

𝜏𝐼−𝐼𝐼 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹𝐼−𝐼𝐼

= 6000

6253,32

= 0,95 𝐾𝑔/𝑐𝑚2

= 95 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

77

Dari hasil perhitungan diatas diketahui bahwa tegangan geser yang terjadi

pada penampang I-II masih dibawah tegangan geser bahan yang diijinkan yaitu

300 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 . 𝜏𝐼−𝐼𝐼 ≤ 𝜏𝑏𝑎ℎ𝑎𝑛 (𝑠𝑎𝑓𝑒).

Menentukan harga F, 𝒆𝟏,𝒆𝟐, pada penampang III – IV

Luas penampang F = 𝐹𝐼𝐼𝐼−𝐼𝑉

𝐹𝐼𝐼𝐼−𝐼𝑉 = ℎ

2 . (𝑏1 + 𝑏2)

= 82

2 . ( 86,1 + 36,9 )

= 41 .123

= 5043 𝑚𝑚2

Nilai (𝑒1)

𝑒1 = ℎ

3 .

2.𝑏1+ 𝑏2

𝑏1+ 𝑏2

= 82

3 .

2.86,1+36,9

86,1+36,9

= 27,3 .1,7

= 46,41 𝑚𝑚

Nilai (𝑒2)

𝑒2 = ℎ

3 .

2.𝑏1+ 𝑏2

𝑏1+ 𝑏2

= 82

3 .

86,1+2.36,9

86,1+36,9

= 27,3 . 1,3

= 35,49 𝑚𝑚

Nilai ( r )

78

r = 𝑎

2+ 𝑒1

= 102,5

2+ 46,41

= 97,66

Nilai ( x )

x = −1 + 2𝑟

(𝑏1+ 𝑏2).ℎ [{𝑏2 +

𝑏1+𝑏2

ℎ ( 𝑒2 + 𝑟 )} 𝑙𝑛.

𝑟+𝑒2

𝑟−𝑒1 (𝑏1 + 𝑏2)]

= −1 +2.97,66

(86,1+36,9).82 [{36,9 +

86,1−36,9

82 ( 35,49 + 97,66)} 𝑙𝑛.

97,66+35,49

97,66−46,41−

(86,1 − 36,9)]

= −1 + 0,019 [ 161,547 − 49,2 ]

= −1 + 2,13

= 1,13

Tegangan tarik pada bagian terdalam penampang III

𝜎𝐼𝐼𝐼 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹 .

1

𝑥 .

2.𝑒1

𝑎

= 6000

5043 .

1

0,3 . 2 .46,41

102,5

= 3,58 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

= 358 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Tegangan tekan pada bagian terdalam penampang IV

𝑒𝐼𝑉 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹 .

1

𝑥 .

𝑒1𝑎

2+ ℎ

= 6000

5043 .

1

0,3 .

46,41102,5

2+ 82

= 1,38 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

= 138 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

79

Dari hasil perhitungan diatas diketahui tegangan tarik pada bagian terdalam

dan tegangan tekan bagian luar penampang III – IV dibawah tegangan bahan yang

di ijinkan yaitu 600 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 . 𝜎1,𝜎2, ≤ 𝜎𝛼 ( 𝑠𝑎𝑓𝑒 ).

Tegangan geser yang terjadi pada penampang III – IV

𝜏𝐼𝐼𝐼−𝐼𝑉 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝐹𝐼𝐼𝐼−𝐼𝑉

= 6000

5043

= 1,18 𝐾𝑔/𝑐𝑚2

= 118 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Dari hasil perhitungan diatas diketahui bahwa tegangan geser yang terjadi

pada penampang III-IV masih dibawah tegangan geser bahan yang diijinkan yaitu

300 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 . 𝜏𝐼𝐼𝐼−𝐼𝑉 ≤ 𝜏𝑏𝑎ℎ𝑎𝑛 (𝑠𝑎𝑓𝑒).

Jadi perancang kait (hook) dengan material baja karbon cor SC 42 standart

JIS 5101 aman ( safe ) untuk digunakan.

3.2.2 Bantalan kait

Bantalan kait terletak pada kait (hook) dengan batang lintang ( croospiece ).

Dengan diameter 50 mm maka dimensi bantalan yang dipakai untuk pengait ini

adalah :

Table 3.1. bantalan peluru dorong untuk kait (Rudenko,1964)

80

Dimensi bantalan :

𝑑1 = 50 𝑚𝑚 𝐷1 = 100 𝑚𝑚

𝑑4 = 52 𝑚𝑚 𝐾 = 36 𝑚𝑚

𝑑5 = 75 𝑚𝑚 𝑅 = 75 𝑚𝑚

D = 92 𝑚𝑚 𝑟 = 1,5 𝑚𝑚

3.2.3 Perancangan Crosspiece (Gantungan Kait )

Batang lintang ( crosspiece ) berfungsi sebagai rumah kait yang dilengkapi

dengan sakel yang terbuat dari plat baja.

Gambar 3.4 penampang batang lintang untuk kait.

Momen maksimum

Momen maksimum dapat dihitung dengan rumus :

𝑀𝑚𝑎𝑘𝑠𝑖𝑚𝑢𝑚 = 𝑄 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

4 . ( 𝐿 − 0,5 . 𝐷1 ) ( N. Rudenko, hal 98 )

Dimana :

L = panjang batang lintang ( crosspiece ) = 200 mm ( dirancang )

𝐷1 = diameter luar dudukan cincin kait = 110 mm ( dirancang )

Dengan adanya beban tambahan kait yaitu 30 kg maka 6000+30 = 6030

81

𝑀𝑚𝑎𝑘𝑠𝑖𝑚𝑢𝑚 = 6030

4 . ( 200 − 0,5 . 110 )

= 1507,5 . 145

= 218,587 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Momen perlawanan ( W )

𝑊 = 1

6 . ( 𝑏 − 𝑑1). ℎ2

Dimana :

b = lebar batang tirus = 150 mm ( dirancang )

h = tinggi batang lintang = 75 mm ( dirancang )

𝑑1 = diameter lubang dalam untuk batang kait = 50 mm

Maka

𝑊 = 1

6 . ( 150 − 50 ). 752

= 0,16 .100 . 5625

= 90000 𝑚𝑚3

Unit stress pada batang lintang ( crosspiece ) , (𝝈𝒃𝒆𝒏𝒅)

𝜎𝑏𝑒𝑛𝑑 = 𝑀𝑚𝑎𝑘𝑠

𝑊 ( N.Rudenko, hal 104 )

= 218,587

90000

= 2,42 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Dari data perhitungan tegangan batang lintang diatas, bahan batang

lintang adalah baja karbon untuk kontruksi mesin S55C standard JIS G 4051

dengan data teknik sebagai berikut

82

Kekuatan (𝜎𝑏) = 80 Kg/mm2

Batas mulur (𝜎𝑦) = 60 Kg/mm2

Tegangan ijin (𝜎𝛼) = 𝜎𝑏

𝑠𝑓 ( 𝑆𝑓 diambil 6, Sularso hal 30)

= 80

6 = 13,33 Kg/mm2

Momen Lentur Pada Poros Batang Lintang (Trunion)

Gambar 3.4 poros batang lintang

Besarnya momen lentur

M2 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

2 𝑆1+ 𝑆2

2

S1 = Tebal sakel = 20 mm (dirancang)

S2 = Tebal pelat = 5 mm (dirancang)

d = diameter poros batang lintang = 60 mm (dirancang)

M2 = 6030

2 20 + 5

2

= 3015 . 12,5

= 37687 Kg/𝑚𝑚2

83

Unit stress pada poros batang lintang (Trunion)

𝜎bend = 𝑀2

𝑊𝑡𝑟 (N.Rudenko, hal 104)

Dimana :

𝑤𝑡𝑟 = momen tahanan pada trunion = 0,1 ∙ 𝑑3

= 0,1 ∙ 603 = 21600 mm2

𝜎bend = 𝑀2

𝑊𝑡𝑟

= 37687

21600

= 1,74 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Pemilihan bahan untuk batang lintang ( crosspiece )

Berdasarkan data perhitungan, maka dapat diambil material batang lintang

adalah baja karbon untuk kontruksi mesin S 55 C standard JIS G 4051. Dengan

data teknik sebagai berikut :

Kekuatan (𝜎𝑏) = 80 Kg/mm2

Batas luhur (𝜎𝑦) = 60 Kg/mm2

Tegangan ijin (𝜎𝛼) = 𝜎𝑏

𝑠𝑓 ( 𝑆𝑓 diambil 6, Sularso, hal 30 )

= 80

6 = 13,33 Kg/mm2

84

Tegangan yang terjadi pada bidang lintang masih berada dibawah

tegangan ijin bahan, sehingga perancangan batang lintang ini aman (safe) untuk

digunakan.

Pelat penyangga batang lintang ( sakel )

Gambar 3.6 pelat sakel

b = lebar sakel = 170 mm ( dirancang )

s = tebal sakel = 20 mm

d = diameter lubang untuk poros batang lintang pada sakel

= 60 mm ( dirancang )

R = jari – jari sisi luar = 50 mm

Pemeriksaan tegangan yang terjadi pada plat penyangga batang

lintang.

a .Tegangan tarik penampang AI - BI

𝜎𝜏𝑙 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

2 ∙ 𝑏 ∙ 𝑠

= 6030

2∙170∙20

= 0.88 Kg/mm2

85

b. Tegangan tarik penampang AII - BII

𝜎𝜏𝐼𝐼 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

2 ∙ 𝑏−𝑑 ∙ 𝑠

= 6030

2 ∙170−60 ∙20

= 1,36 Kg/mm2

c. tekanan satuan pada penampang ( P )

P = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

2 . 𝑑 .(𝑠1+ 𝑠2)

= 6030

2 ∙60 ∙ 25

= 2,0 Kg/𝑚𝑚2

d. Tegangan satuan pada permukaan dalam (𝜎𝐴3 )

𝜎𝐴3 = 𝑝 ∙ [(2 ∙𝑅)2+ 𝑑2]

(2 ∙𝑅)2−𝑑2 ( N. Rudenko, hal 101 )

= 2,0 ∙ [(2 ∙50)2+ 602]

(2 ∙50)2−602

= 34000

5100

= 4,31 Kg/mm2

e. Tegangan satuan pada permukaan luar (𝜎𝐵3 )

𝜎𝐵3 = 𝑝 ∙2. 𝑑2

(2 ∙𝑅)2− 𝑑2 ( N. Rudenko, hal 101 )

= 2,0 ∙2 . 602

(2 ∙50)2−602

= 27200

6400

= 4,25 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

86

Berdasarkan perhitungan tegangan yang terjadi pada sakel, maka dipilih

material sakel yaitu baja karbon untuk konstruksi mesin S 55 C standard JIS G

4051, dengan data teknik :

Kekuatan tarik (𝜎𝑏) = 80 Kg/mm2

Batas mulur (𝜎𝑦) = 60 Kg/mm2

Tegangan ijin (𝜎𝛼) = 𝜎𝑏

𝑠𝑓 ( 𝑆𝑓 diambil 6, Sularso, hal 30)

= 80

6 = 13,33 Kg/mm2

Dalam hal ini tegangan satuan permukaan luar dan dalam pada sakel masih

berada dibawah tegangan ijin bahan , sehingga perancangan sakel ini aman ( safe )

untuk digunakan.

3.2.4. Pemilihan tali ( roop )

Diketahui bahwa beban kejut yang terjadi adalah 6030 kg adanya

penambahan beban dari crossspiece dan sakel 34 kg maka 6030 + 34 = 6064

kg. maka pully yang dipakai menggunakan sistem puli majemuk sesuai

dengan gambar dibawah ini

Gambar 3.7 sistem skeve ( N.Rudenko, 1964)

87

Tegangan maksimum pada tali ( S )

𝑆𝑚𝑎𝑥 = 𝑄𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝑛 ∙𝜂 ∙ 𝜂1 ( N. Rudenko, hal 41 )

dimana :

n = jumlah muatan puli yang menyangga muatan = 3

𝜂 = efisiensi puli = 0,971 ( N.Rudenko tabel 8,hal 41)

𝜂1 = efisiensi yang disebabkan kerugian tali akibat kekakuanya

ketika mengangkat / menggulung pada drum diasumsikan 0,98.

𝑆𝑚𝑎𝑥 = 6064

3∙0,971∙0,98

= 6064

2,85474

= 2124,18 𝑘𝑔

Luas penampang tali ( A114 )

Tali yang dipilih ini tali baja dengan tipe 6 x 19 = 114 + 1c ( Core)

A114 = 𝑆𝑚𝑎𝑥𝜎𝑏𝑘

∙ 𝑑

𝐷𝑚𝑖𝑛 ∙50000

( N. Rudenko, hal 39)

Dimana :

𝜎𝑏 = tegangan tali putus tali 130 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 (N. Rudenko, tabel 12 hal 44)

k = Faktor keamanan crane trolly = 4 ( N. Rudenko, tabel 7 hal 42)

𝐷𝑚𝑖𝑛

𝑑 = 23 ( jumlah lengkung tali = 3 ), ( N. Rudenko, tabel 7 hal 38)

A114 = 2124,18180

4−

1

23 ∙50000

= 1,97 cm2

= 19,7 mm2

88

Diameter satu kawat tali ( wire)

𝛿 = √4 ∙𝐴 114

𝜋 ∙𝑖 ( Syamsir A.muin hal 63 )

Dimana :

I = jumlah kawat ( wire ) = 114

𝛿 = √4 ∙𝐴 114

𝜋 ∙𝑖

= √4.19,7

𝜋 .114

= 0,14 mm

Diameter tali (d )

d = 𝛿 ∙ 𝑖

= 114 ∙ 0,14

= 15,96 mm

d = Menurut United Work, Roterdam Holland diameter tali standart adalah

Diameter 15,96 mm = 16,6 mm ( Syamsir A. Muin Tabel. 2,.10, hal. 67 )

Dengan data teknik sebagai berikut :

Berat tali permeter .: 0,90 kg/mm

Beban patah actual : 12500 kg/mm2

Tegangan patah : 140 / 159 kg/mm2

Pengecekan tali

Gaya maksimum yang dijinkan tali :

𝑠𝑖𝑗𝑖𝑛 = 𝑝𝑏

𝑘 k = 5,5 faktor keamanan operasional crane

trolly. (N. Rudenko.tabel 9 hal. 42 )

89

𝑠𝑖𝑗𝑖𝑛 = 12500

5,5

= 2272,72 kg

Gaya pada tali yang sebenarnya adalah 2124,18 𝑘𝑔 dan masih dibawah

batas gaya yang dijinkan yaitu 2272,72 𝑘𝑔 sehingga perancangan tali dengan tipe

6 x 19 + 1c berada dalam kondisi sangat aman ( safe ) untuk digunakan.

Pengecekan tegangan yang terjadi pada tali akibat pembebanan

Tegangan ijin (𝜎𝑖𝑗𝑖𝑛) = 𝜎𝑏

𝑘

= 140

5,5 = 23,63 kg/mm2

Tegangan tarik tali baja

σ = S

A114 ( Syamsir A.muin hal 64 )

= 2124,18

1,97

= 1078,26 kg/cm2 = 10,7826 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Dari pengecekan diatas diketahui bahwa tegangan yang sebenarnya terjadi

akibat pengangkatan beban ternyata masih dibawah tegangan yang dijinkan

sehingga tali aman ( safe ) untuk digunakan.

Umur tali (U)

Menentukan faktor m ( modul ) tergantung pada pembengkokan tali selama

periode pemakaian operasionalnya.

𝜎 = Tegangan tarik sebenarnya pada tali = 10,7826 kg/𝑚𝑚2

C = Faktor tergantung pada tali = 1,08 kg/𝑚𝑚2

(Syamsir A.Muin tabel 2.26 hal. 103 )

c1 = Faktor tergantung diameter tali = 0,97 kg/𝑚𝑚2

90

( Syamsir A. Muin, Tabel. 2.27 hal. 103 )

c2= Faktor tergantung bahan tali = 1 kg/𝑚𝑚2

(Syamsir A. Muin, Tabel. 2.28 hal. 103 )

Maka modul (m ) dapat dihitung .

m = 𝐷𝑚𝑖𝑛

𝑑

𝜎𝑠𝑒𝑏∙𝑐 ∙𝑐 1 ∙ 𝑐2

= 23

10,7826 ∙1,08 ∙0,97 ∙ 1

= 2,04

Jumlah bengkokan tali selama periode pemakaian ( z ) dapat dicari dengan

modul m = 2,04 ( Syamsir A. Muin, tabel 2.25 hal. 102 ),

maka ( m ).dari tabel :

m = 2,04 z = 349000

Umur tali dapat dihitung dengan rumus :

Z1= a - Z2 ∙ U ∙ 𝛽 ( Syamsir A. Muin, hal. 106 )

Sehingga :

U = 𝑍1

𝛼 ∙ 𝑍2 ∙ 𝛽 ( Syamsir A. Muin, hal. 106 )

dimana :

a = Jumlah rata - rata persiklus perbulan = 3400

( Syamsir A. Muin, Tabel 2.31 hal. 105 )

Z1 = Jumlah bengkokan tali selama periode pemakaian = 349000

Z2 = Jumlah bengkokan berulang persiklus = 3

( Syamsir A. Muin, Tabel 2.31 hal. 105 )

91

𝛽 = Faktor perubahan daya tahan tali =.0,3

(Syamsir A. Muin, Tabel 2.31 hal. 105 )

maka,

Nilai (U) :

U = 349000

3400 ∙3 ∙0,3

= 349000

3060

= 114,05 = 114 bulan

3.2.5 Perancangan pully

Dalam perencanaan ini bahan pully terbuat dari cor ( besi kelabu atau baja).

Puli yang direncanakan terdiri dari beberapa puli tetap dan puli bergerak termasuk

pada sistem puli yang menguntungkan pada daya.

Gambar 3.7 pully

Diameter yang akan dirancang sebagai berikut :

𝐷𝑚𝑖𝑛 ≥ 𝑒1. 𝑒2. 𝑑 ( N.Rudenko, tabel 7 hal 38 )

Dimana :

d = diameter tali = 15,96 mm

𝑒1 = faktor tergantung alat angkat dan kondisi operasi = 20

𝑒2 = faktor tegantung kontruksi tali = 0,99 = 1

Maka :

92

𝐷𝑚𝑖𝑛 ≥ = 20 . 1 .15,96

= 319,2 mm

Diameter

Tali

a b C E h T r r1 r2 r3 r4

4.8 22 15 5 0.5 12.5 8 4.0 2.5 2.0 8 8 6.2 22 15 5 0.5 12.5 8 4.0 2.5 2.0 8 8 8.7 2B 20 6 1.0 15.0 8 5.0 3.0 2.5 9 8 11.0 40 30 7 1.0 25.0 10 8.5 4.0 3.0 12 8 13.0 40 30 7 1.0 25.0 10 8.5 4.0 3.0 12 8 15.0 40 30 7 1.0 25.0 10 8.5 4.0 3.0 12 8 19.5 55 40 10 1.5 30.0 15 12.0 5.0 5.0 17 10 24.0 65 50 10 1 5 37.0 18 14.5 5.0 5.0 20 15 28.0 80 60 12 2.0 45.0 20 17.0 6.0' 7.0 25 15 34.5 90 70 15 2.0 55.0 22 20.0 7.0 8.6 28 20 39.0 110 85 18 2.9 65.0 22 25.0 9.0 10.0 40 30

Tabel 3.2 roda pully untuk kawat baja ( N.Rudenko, hal 71 )

Dengan menggunakan interpolasi untuk d = 15,96 mm di dapat :

a = [15,96−15,0

19,5−15,0] (55 − 40) + 40 = 43,19 mm ( Syamsir.A.Muin ,hal 132 )

maka dengan cara yang sama diperoleh ukuran ukuran utama pully lainya :

b = 33.53 r = 10,719

c = 8,9 r1= 4,366

e = 1,183 r2= 3,732

h = 28,17 r3= 15,17

I = 11,83 r4= 8,732

Pengecekan pully terhadap tekanan bidangnya dengan persamaan berikut :

P = 𝑄

𝑙 .𝑑 ( 𝑘𝑔/𝑐𝑚2) ( Syamsir.A.Muin, hal 80 )

Tergantung pada kecepatan keliling yaitu 0,1 m/s dengan tekanan bidang yang

diijinkan P̅ = 75 kg/cm2.

93

Maka :

P = 𝑄

𝑙 .𝑑=

2124,18

1×319,2= 66,58 kg/cm2.

Maka dengan demikian tekanan bidang pada pully 66,58 kg/cm2 karena tekanan

bidang yang terjadi P = 66,58 𝑘𝑔/𝑐𝑚2 ≤ P̅ = 75𝑘𝑔/𝑐𝑚2 maka pully ( safe )

untuk digunakan .

3.2.6 Drum

Drum pada operasi pengangkatan untuk menggulung tali. Untuk drum yang

digerakan mesin maka drum dilengkapi dengan air spiral ( helical grove )

sehingga tali akan tergulung secara merata dan mengurangi gesekan sehingga

keausan berkurang.

Berdasarkan diamater rope maka dapat diperoleh ukuran dan dimensinya sesuai

dengan tabel dibawah ini :

Tabel 3.3 alur drum ( Rudenko 1964 hal 74 )

94

Berdasarkan tabel diatas diketahui :

d = 15,96 mm

S2 = 23,05 mm

C𝟐 = 4,34 mm

R2 = 1,67 mm

Diameter drum :

D = 𝑑

𝐷𝑚𝑖𝑛 . 𝑑

= 23 . 15,96

= 367 mm

Jumlah lilitan tali pada drum ( z )

z = 𝐻 .𝑖

𝜋 .𝐷𝑑𝑟𝑢𝑚 + 2 ( N.Rudenko, hal 74 )

dimana :

H = tinggi angkat muatan = 3 m

untuk pully majemuk dengan empat bagian menurut. ( N.Rudenko,hal 65 )

diketahui :

i = 2 l = 2 h

e = 2v 𝜂 = 0,94

z = 3000 .2

3,14 .367+ 2

= 7,20 = 8 lilitan

Panjang alur spiral ( l ) :

l = z . s

= 8 . 23,05

= 184,4 mm

95

Panjang keseluruhan ( L ) :

𝑙1 = 300 ( 𝑑𝑖𝑟𝑒𝑛𝑐𝑎𝑛𝑎𝑘𝑎𝑛 )

L = [ 2𝐻𝑖

𝜋 .𝐷 + 12] . 𝑠. 𝑙1 ( N.Rudenko, hal 75 )

= [2 .3000.2

3,14 .367+ 12] .23,05 + 300

= 816,624 mm

Tebal dinding drum ( w ) ini menggunakan rumus empiris :

W = 0,02 . D + ( 0,6 sampai dengan1,0)

= 0,02 .367 + 10

= 17,34 mm

Tegangan tekan yang terjadi pada drum ( 𝝈𝒄𝒐𝒎𝒑 )

𝜎𝑐𝑜𝑚𝑝 = 𝑆𝑚𝑎𝑥

𝑤 .𝑆2 ( N.Rudenko, hal 82 )

= 2124,18

17,34 .23,05

= 5,314 kg/mm2 = 531,4 kg/cm2

Material yang digunakan adalah (C4) 15 ( besi cor ) dengan nilai 𝜎𝑐𝑜𝑚𝑝 yang

diizinkan untuk kelas (C4) 15-23 (besi cor) sampai 1000 𝑘𝑔/𝑐𝑚2. Jadi drum yang

dirancang terhitung aman karena 𝜎𝑐𝑜𝑚 < 𝜎𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑖𝑧𝑖𝑛.

3.2.7 Motor penggerak

Daya motor yang dibutuhkan untuk mengangkat adalah sebagai berikut :

N = 𝑆𝑤 .𝑉

75 .𝜂𝑡𝑜𝑡 ( N.Rudenko, hal.234 )

Dimana :

Sw = gaya tarik maksimum tali yang bekerja pada drum = 2124,18 kg

V = kecepatan angkat direncanakan v = 6 m/menit = 0,1 m/detik

𝜂𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 = efisiensi mekanis 0,8 ( N.Rudenko hal 299)

96

Maka :

N = 2124,18 .0,1

75 .0,8

= 3,54 HP

Dengan adanya beban saat awalan start motor sebesar 1,25% maka 𝑁𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 pada

saat awalan start membutuhkan daya sebesar :

𝑁𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 = 1,25 × 𝑁 = 1,25 × 3,54 = 4,42 𝐻𝑃

Dari hasil daya motor yang didapatkan dan pada katalog yang ada , maka dipilih

motor dengan N = 6 HP untuk elektro motor dengan putaran (n) = 980 rpm.

3.2.8 Rem

Pada pesawat pengangkat ini rem tidak hanya dipergunakan untuk menahan

beban juga untuk menahan beban, dalam tipe rem yang dipakai adalah rem

kerucut ( conic brake ). Karena rem dipasang pada poros motor maka mencari

daya statik rotor terlebih dahulu :

Gambar 3.8 rem dalam motor hoist

𝑁𝑏𝑟 = 𝑄 . 𝑉 .𝜂

75 ( N.Rudenko, hal 292 )

Dimana :

𝑁𝑏𝑟 = daya pengereman statik

97

SW = gaya tarik maksimum tali 2124,18 kg

V = kecepatan angkat 0,1 m/s

𝜂 = efisiensi total mekanis 0,8

Maka :

𝑁𝑏𝑟 = 2124,18 . 0,1 . 0,8

75= 2,26 HP

Momen statik yang diakibatkan beban pada poros rem saat

pengereman

𝑀𝑠𝑡𝑎𝑡𝑖𝑘 = 71620 .𝑁𝑏𝑟

𝑛𝑏𝑟 ( N.Rudenko, hal 292 )

𝑛𝑏𝑟 = kecepatan poros pengereman

V = 𝜋 . 𝐷 .𝑁

1000.60

0,1 = 𝜋 . 367.𝑁

1000.60

n = 0,1

0,0192161= 5,204 𝑅𝑃𝑀

maka :

𝑀𝑠𝑡𝑎𝑡𝑖𝑘 = 71620 .2,26

5,204

= 31103,22 kg.cm

= 311,0322 kg.m

Momen dinamik

𝑀𝑑𝑖𝑛𝑎𝑚𝑖𝑘 = 𝜎 . 𝐺𝐷2 . 𝑛

375 . 𝑡𝑏𝑟+

0,975 . 𝑄 . 𝑉2 .𝜂

𝑛 . 𝑡𝑏𝑟 ( N.Rudenko, hal 293 )

𝐺𝐷2 = momen girasi akibat komponen pada poros motor diamaeter

luar = 200 mm ,diameter dalam 40 mm, momen inersia=

0,01𝑘𝑔. 𝑚/𝑠2 ( N.Rudenko, tabel hal 295 )

𝛿 = koefisien yang memperhitungkan pengaruh komponen tranmisi

98

mekanis 1,1 s/d 1,25 ( N.Rudenko, hal 290 )

𝑡𝑏𝑟 = waktu pengereman untuk mekanisme pengangkat 1 detik karena V

= < 12 m/men ( N.Rudenko ,hal 294 )

G = beban penuh muatan 6064 kg

V = 6 m/min = 0,1 m/s

𝜂 = efisiensi total 0,8

n = putaran motor 980 rpm

maka :

𝑀𝑑𝑖𝑛𝑎𝑚𝑖𝑘 = 1,15 . 0,01 . 980

375 . 1+

0,975 . 6064 . (0,01)2 .0,8

980 . 1

= 0,03053 kg.m

Momen gaya yang diperlukan untuk pengereman

𝑀𝑏𝑟 = 𝑀𝑠𝑡𝑎𝑡𝑖𝑘 + 𝑀𝑑𝑖𝑛𝑎𝑚𝑖𝑘

𝑀𝑏𝑟 = 311,0322 + 0,03053 = 311,06273

Jadi untuk gaya pengereman didapat sebesar 311,06273 kg.m

Menentukan gaya untuk mengerem :

𝐹𝑅 = 𝑀𝑏𝑟𝑎𝑘𝑒

𝐷𝑘𝑎𝑛𝑣𝑎𝑠 . 𝜂

Dimana 𝜂 = 0,45 – 0,35 ( N.Rudenko, tabel hal 144 )

Diameter kanvas = 200 mm = 20 cm (data)

Lebar kanvas b = 25 mm = 2,5 cm (data)

Tebal t = 5 mm (data)

𝛼 = 230 ( sudut berkisar 150 – 250 ) ( N.Rudenko, hal 205 )

Maka :

𝐹𝑅 = 311,06273

20 .0,45

99

= 34,56 kg

Mencari gaya normal untuk pengereman pada rem kerucut

𝐹𝑁 = 𝐹𝑟

2 .sin 𝛼 ( jurnal tugas akhir univ.mercu buana )

= 34,56

2 . 0,39

= 44,30 kg

Gaya gesek rem

𝐹𝑔𝑟 = 𝜇 . 𝐹𝑁

= 0,45 . 44,30

= 19,935 kg

Mencari tekanan kontak permukaan ( P ) disc rem

P = 𝐹𝑔𝑟

𝐴

A = luas permukaan kontak kanvas rem

Maka :

A = 𝜋 . 𝐷𝑘𝑎𝑛𝑣𝑎𝑠 . 𝑏

= 3,14 . 20 . 2.5

= 157 𝑐𝑚2

Sehingga

P = 𝐹𝑔𝑟

𝐴

= 19,935

157

= 0,126 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

Jadi tekanan yang terjadi pada bahan rem terhitung aman karena tidak

melebihi tekanan satuan aman yaitu 2 𝑘𝑔/𝑐𝑚2 bahan yang dipakai asbes yang

dilapisi jalinan serat kuningan.

100

3.3 Boom / jib

Pada perencanaan boom / lengan crane ini digunakan adalah tipe girder

tunggal profil yang dipilih menggunakan profil I dengan pengangkat /hoist yang

bergerak pada rel seperti gambar 3.9

Gamabr 3.9 boom / jib

Pada gambar diatas diketahui beban terberat terdapat pada ujung boom/ jib

untuk lengan boom material yang dipakai adalah baja struktural ASTM 441

dengan 𝜎𝑡 = 729,462 𝑚𝑝𝑎 ( 𝑠𝑜𝑓𝑡𝑤𝑎𝑟𝑒 𝑎𝑢𝑡𝑜𝑑𝑒𝑠𝑘 𝑖𝑛𝑣𝑒𝑛𝑡𝑜𝑟 2013 ) . berikut ini

adalah perhitungan pada boom / jib :

Gambar 3.10 pembebanan kantilever

101

mencari momen bending

L = panjang boom 5500 mm

P = gaya yang bekerja pada boom 6064 kg

Menurut hukum newton III yaitu aksi = reaksi, jadi dapat diketahui gaya

yang bekerja pada boom = besarnya reaksi yang diterima dari tumpuan.

Dimana: RB = reaksi pada tumpuan B

MB = momen bending

Maka ,

RB = 6064 kg

MB = L × P

= 5500 × 6064

=33352000 kg.mm ( Thimosenko hal 256 )

Gaya geser yang terjadi

D = - RB

D = - 6064 kg ( arah gaya kebawah )

D = gaya yang mengakibatkan geser pada penampang

Mencari tahanan bending

𝜎 ̅b = 729,462

𝑠𝑓=

729,462

7= 104,21 𝑚𝑝𝑎 = 1062,283 𝑘𝑔/𝑐𝑚2 = 10,62283 𝑘𝑔

𝑚𝑚2

�̅�𝑠 = 0,5 × 𝜎𝑏 = 0,5 × 10,62283 = 5,311415𝑘𝑔

𝑚𝑚2

Dimana :

𝜎 b = 𝑀𝐵

𝑊 ( Thimosenko hal 256 )

Dimana :

W = tahanan

102

MB = momen bending

Maka ,

W = 𝑀𝐵

�̅�𝑏=

33352000

10,62283= 3139652 𝑚𝑚3 = 3139,652 𝑐𝑚3

Gambar 3.11

Karena tahanan lentur yang didapat adalah w = 3139,652 𝑐𝑚3maka dipilih

tahanan yang lebih besar untuk pemilihan profil baja yaitu dengan nilai w = 4012

dengan data teknik sebagai berikut :

Gambar 3.13 profil I

103

h = 623 mm

b = 229 mm

tw = 14 mm

tf = 24,9 mm

r = 12,7 mm

A = 19567,453 𝑚𝑚2 ( tabel software autodesk )

Menghitung tegangan bending : ( Thimosenko hal 256 )

𝜎𝑏 = 𝑀𝐵

𝑊=

33352000

4012000= 8,31 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Menghitung tegangan geser :

𝜎𝑠 = 𝐷

𝐴=

6064

19567,453 = 0,309902367 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Menghitumg inersia pada penampang profil

Gambar 3.14 profil I

Keterangan :

b = lebar ( mm )

h = tinggi ( mm )

A = luas penampang ( 𝑚𝑚2)

I = momen inersia ( 𝑚𝑚4)

104

𝐴1 = 𝑏1 × ℎ1 = 229 × 24,9 = 5702,1 𝑚𝑚2

𝐴2 = 𝑏2 × ℎ2 = 14 × 573,2 = 8024,8 𝑚𝑚2

𝐴3 = 𝑏3 × ℎ3 = 229 × 24,9 = 5702,1 𝑚𝑚2

𝑌1 = ℎ3 + ℎ2 + ( 1

2. ℎ1)24,9 + 573,2 + (

1

2. 24,9 ) = 610,55 𝑚𝑚

𝑌2 = ℎ3 + 1

2 . ℎ2 = 24,9 + (

1

2 .573,2 ) = 311,5 𝑚𝑚

𝑌3 = 1

2 . ℎ3 =

1

2 .24,9 = 12,45 𝑚𝑚

Ix𝑐1 =1

12 × 𝑏1 × ℎ1

3 =1

12 × 229 × 24,93 = 294613,2517 𝑚𝑚4

Ix𝑐2 =1

12 × 𝑏2 × ℎ2

3 =1

12 × 14 × 573,23 = 219717847 𝑚𝑚4

Ix𝑐3 =1

12 × 𝑏3 × ℎ3

3 =1

12 × 229 × 24,93 = 294613,2517 𝑚𝑚4

Ix = (Ix𝑐1 + (𝐴1 × 𝑦12)) + (Ix𝑐2 + (𝐴2 × 𝑦2

2)) + (Ix𝑐3 +

(𝐴3 × 𝑦32))

= (294613,2517 + (5702,1 × 610,552)) + (219717847 +

(8024,8 × 311,52)) + (294613,2517 + (5702,1 × 12,452))

= 2125873857 + 998382246,8 + 1178453,007

= 3125434557 𝑚𝑚4 = 312543,4557𝑐𝑚4

Menghitung defleksi pada boom

𝛿′ = 𝐹.𝐿3

3.𝐸 .𝐼

E = modulus elastisitas baja ASTM 441 = 2088103,481 𝑘𝑔/𝑐𝑚2

F = gaya pada boom, kg

L = panjang boom, meter

I = momen inersia penampang, 𝑐𝑚4

105

𝛿′ = 𝐹. 𝐿3

3. 𝐸 . 𝐼

= 6064 .5503

3 .2088103,481 .312543,4557

= 0,52 cm

Menurut (N.Rudenko hal. 313) untuk 𝛿′ ijin pada kerangka crane kantilever

pada jangkuan maksimum harus tidak boleh melebihi 𝛿′ < 1

300 𝑙 ( L jangkauan

crane ) maka :

𝛿′ = 1

300 . 𝑙

= 1

300 .550

= 1,84 cm

Jadi ditinjau dari tegangan bending dan geser yang terjadi pemilihan profil

terhitung aman karena 𝜎𝑏 = 8,31 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 < 𝜎𝑏 = 10,62283 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 ditinjau

dari tegangan geser yang terjadi 𝜎𝑠 = 0,309902367 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 < 𝜎𝑠 =

5,311415 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 dan defleksi pada boom ternilai aman karena defleksi yang

terjadi adalah 𝛿′ = 0,52 𝑐𝑚 < 𝛿′ = 1,84 𝑐𝑚 maka boom ( safe ) untuk

digunakan.

3.4 Mekanisme slewing

Mekanisme slewing berfungsi untuk memutar komponen crane maupun

yang diangkat untuk memperluas daerah kerja yang dipakai ini adalah crane

berputar pada poros pemutar pusat yang dipasang mati pada komponen tak

berputar, gear putar berbentuk lingkaran dipasang pada pilar crane.

106

Gambar 3.15 Mekanisme Slewing

Momen tekan terhadap peputaran akibat gaya gesek

𝑀 = ( 𝑄 + 𝐺1 + 𝐺𝑔 ) . 𝐾 .𝑅𝑠

𝑅 𝛽𝐼 ( N.Rudenko, hal 277 )

Dimana :

Q = bobot muatan = 6064 kg

𝐺1 = bobot struktur putar = 2500 kg

𝐺𝑔 = bobot pengimbang = 0

K = koefisien gesek gelinding bantalan rol pemutar = 0,05

(jurnal,universitas sumatra utara)

𝑅𝑠 = jari jari jalur lintasan = 425 mm = 0,425 m

R = jari jari rol perputaran = 30 mm = 0,03 m

𝛽1 = faktor yang memperhitungkan tambahan akibat gaya gesek pada

nap atau akibat luncuran lateral rol pada jalur ( untuk rol silindris ) = 1,2-

1,3

107

Maka :

𝑀 = ( 6064 + 2500 + 0 ) .0,05 .0,425

0,03 1,3

= 7786,01 kg.m

Kecepatan putar pada slewing

V = 𝜋 .𝐷.𝑛

1000.60

Dimana :

V = kecepatan linier = m/s

D = diameter lingkar gear = mm

n = kecepatan putar crane = rpm

V = 𝜋 .850 .𝑛

1000.60

0,1 = 0,04451 . n

n = 0,1

0,04451 = 2,2 rpm

Motor penggerak

N = 𝑀 .𝑛𝑐𝑟

71620 .𝜂 ( N.Rudenko, hal 281 )

Dimana :

N = daya motor

M = momen tekan terhadap gaya gesek

𝑛𝑐𝑟 = kecepatan putar crane

𝜂 = efisiensi penggerak

Maka :

N = 7786,01 . 2,2

71620 .0,85 = 0,28 HP

Maka dipilih motor penggerak dengan daya motor = 1,2 HP = 0,9 kw .

Perbandingan transmisi sementara

108

i = 𝑛𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

𝑛

dimana =

i = perbandingan reduksi ( reduksi ijin roda gigi lurus 1:7 )

( sularso hal, 216 )

𝑛𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 = putaran motor yang sudah direducer 14 rpm

n = kecepatan putar crane dalam 2,2 rpm

i = 𝑛𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

𝑛

= 14

2,2

= 6,36

Menentukan diameter sementara

Dimana :

𝑛1 = 14 rpm

𝑛2 = 2,2 rpm

𝐷2 = 850 (direncanakan)

𝑛1

𝑛2= 𝐷2

𝐷1 → 14

2,2=

850

𝐷1

14 = 2,2 × 850

= 1870

𝐷1 = 1870

14

= 133,57 = 134 mm

Menentukan jumlah gigi ( Z )

m = modul dipilih 6

𝛼 = jarak sumbu poros diambil 20°

𝑍1 = 𝐷1

𝑚 ( sularso, hal 248 )

109

= 134

6

= 22,33

Perbandingan 22,33 : 141,67 ( i : 6,143) merupakan bilangan perbandingan

tidak bulat. Perbandingan untuk pembulatan jumlah gigi dapat dicari dengan

mencari nilai perbandingan yang mendekati perbandingan sebelumnya maka

dipilih nilai (140:28)untuk 𝑍2 : 𝑍1( I : 5) sehingga 𝑍1 = 𝑍2

𝑖=

140

5= 28.

𝑍2 =𝐷2

𝑚

= 850

6 ( sularso, hal 248 )

= 141,67 = 140

Maka faktor bentuk gigi 𝑌1 𝑑𝑎𝑛 𝑌2 dapat ditentukan pada (tabel 6.5 sularso

hal.240).ditinjau dari jumlah 𝑍1 dan 𝑍2.

Menentukan diamater lingkar jarak ( roda gigi standart )

𝑑01 = 𝑧1 × 𝑚 ( sularso, hal 248 )

= 28 × 6

= 168 mm

𝑑02 = 𝑍2 × 𝑚

= 140 × 6

= 840 mm

𝑎0 = 168+840

2= 504 𝑚𝑚

Menentukan diameter kepala

𝑑𝑘1 = ( 𝑍1 + 2 ). 𝑚 ( sularso, hal 248 )

= ( 28 + 2 )6

= 180 mm

110

𝑑𝑘2 = ( 𝑍2 + 2 ). 𝑚

= ( 140 + 2 )

= 852 mm

Menentukan diameter kaki

Dimana 𝐶𝑘 ( kelonggaran puncak diambil 0,25 ) maka 0,25 × 6 = 1,5

𝑑𝑓1 = ( 𝑍1 − 2) × m – 2 × 𝑐𝑘 ( sularso, hal 248 )

= ( 28 − 2) × 6 – 2 × 1,5

= 153 mm

𝑑𝑓2 = ( 𝑍2 − 2) × m – 2 × 𝑐𝑘

= ( 140 − 2) × 6 – 2 × 1,5

= 825 mm

H= 2× 𝑚 + 𝑐𝑘

= 2 × 6 + 1,5

= 13,5 mm

Menentukan kecepatan keliling 𝑫𝟏 dan gaya tangensial

V = π .D1 .n

1000.60

= π. D1 .14

1000.60= 0,12 m/s

Ft = 102 .𝑝𝑑

𝑉

= 102 . 0,9

0,12= 765 𝐾𝐺

Faktor dinamis karena V kurang dari 20 % maka :

𝑓𝑣 = 6

6+13,25= 0,312

Perancangan gear menggunakan material SNC3 dengan berikut data tekniknya :

- Kekuatan tarik 𝜎𝑏1 = 95 𝑘𝑔/𝑚𝑚2 (sularso tabel 6.7 hal 241)

111

- Kekuatan permukaan sisi gigi 𝐻𝑏1 = 295

- Tegangan lentur ijin = 40 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

- Faktor tegangan kontak diambil antara besi cor nikel dan besi cor nikel maka

KH = 0,186 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Maka :

𝐹𝑏1 = 𝜎𝑏1 × 𝑚 × 𝑦1 × 𝑓𝑣

= 40 × 6 × 0,352 × 0,312 = 26,36𝑘𝑔/𝑚𝑚2

𝐹𝑏2 = 𝜎𝑏2 × 𝑚 × 𝑦2 × 𝑓𝑣

= 40 × 6 × 0,456 × 0,312 = 34,15 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

𝐹𝐻 = 𝐾𝐻 × 𝐷01 ×2 × 𝑍2

𝑍1+𝑍2

= 0,186 × 168 ×2×140

28 +140= 52,08 𝑘𝑔/𝑚𝑚2

Lebar sisi b = Ft / 𝐹𝑚𝑖𝑛 = 765

52,08= 14,68 𝑚𝑚

Menentukan pasak

Diameter poros : 18 mm ( data spesifikasi motor )

Pasak yang dipakai yaitu 6 x 6 dengan 𝑡1 = 3,5 𝑚𝑚 𝑡2 = 2,8 𝑚𝑚

( sularso,tabel 1.8 hal.10 )

maka :

𝑆𝑘1 = (𝑑𝑓1

2) − {(

𝑑𝑠1

2) + 𝑡2}

= (153

2) − {(

18

2) + 2,8}

= 67,7mm

Jadi dari perhitungan diatas diketahui jumlah gigi 𝑍2 pada gear 2 = 140

jumlah gigi 𝑍1 gear 1 = 28. Diameter lingkar jarak 𝑑01 = 168 mm diameter lingkar

jarak 𝑑02 = 840 mm dengan 𝛼 jarak sumbu = 504 𝑚𝑚. diameter kepala 𝑑𝑘1 =

112

180 𝑚𝑚 diameter kepala 𝑑𝑘2 = 852 𝑚𝑚. diameter kaki 𝑑𝑓1 = 153 𝑚𝑚 diameter

kaki 𝑑𝑓2 = 825 𝑚𝑚. kedalaman pemotongan (H) = 13,5 mm. Lebar sisi (b) =

14,68mm. dan perbandingan gigi 1: 5 perbandingan untuk roda gigi standart 1:7.

dari perhitungan diatas untuk pemilihan bahan SNC3 terhitung aman safe untuk

digunakan.