## PERANCANGAN DAN ANALISIS KEKUATAN STATIS PADA FIXED- PORTABLE HYDRAULIC SCISSOR CAR LIFT PLATFORM DENGAN KAPASITAS 2 TON
Igor Vinicius De Souza Lima 1,* , J Victor Tuapetel 1 , Achmad Zaki Rahman 1 1 Program Studi Teknik Mesin, Institut Teknologi Indonesia Jln. Raya Puspiptek Serpong, Tangerang Selatan, Banten, 15320
E-mail: igorlima471@gmail.com Diterima: 18-08-2021 Direvisi: 20-09-2022 Disetujui: 01-12-2022

## ABSTRAK
Banyaknya jumlah kendaraan (mobil) yang ada pada saat ini menyebabkan meningkatnya permintaan akan pelayanan dan perawatan kendaraan. Diperlukan ketersediaan peralatan yang menghasilkan efektivitas dan efisiensi dalam perawatannya. Model scissor lift dipilih karena sifatnya yang portabel dan tidak memerlukan banyak ruang untuk digunakan di bengkel-bengkel. Dilakukan perancangan sebuah alat angkat yang menggunakan sistem hidrolik tipe scissor lifting yang dapat digunakan secara fixed-portable untuk kendaraan jenis MPV atau kendaraan dengan berat di bawah 2 ton. Platform yang dirancang kemudian dihitung dan dianalisis kekuatan strukturnya menggunakan software FUSION 360 dan FTOOL. Hasil perhitungan menunjukkan bahwa Tegangan Total ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 ) lebih kecil dari Tegangan Ijin ( 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) maka material memenuhi syarat kekuatan ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) dan dinyatakan aman. Dari hasil simulasi FEA Stress Von Mises , Tegangan total pada struktur lebih kecil dari Tegangan Material. Dikarenakan perhitungan menggunakan SF = 1,5 dan safety factor dari hasil simulasi lebih besar dari safety factor yang digunakan pada perancangan, maka desain memenuhi syarat kekuatan dan dinyatakan aman.
Kata kunci: Scissor car lift, faktor keamanan , Solidworks, FTOOL

## ABSTRACT
The large number of vehicles (cars) currently available causes an increase in demand for vehicle services and maintenance. Required availability of equipment that results in effectiveness and efficiency in its maintenance. The scissor lift model was chosen because it is portable and does not require much space for use in workshops. The design of a lifting device that uses a scissor lifting type hydraulic system that can be used fixed-portable for MPV type vehicles or vehicles weighing under 2 tons was carried out. The designed platform is then calculated and analyzed for its structural strength using FUSION 360 and FTOOL software. The calculation results show that the total stress ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 ) is less than the permissible  stress ( 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) , then the material meets the strength requirements ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) and is declared safe. From the FEA Stress Von Mises simulation results, the total stress on the structure is smaller than the material stress. Due to the calculation using SF = 1.5 and the safety factor from the simulation results is greater than the safety factor used in the design, the design meets the strength requirements and is declared safe.
Keywords : scissor car lift, safety factor, Solidworks, FTOOL

## SINTEK JURNAL: Jurnal Ilmiah Teknik Mesin
ISSN: 2088-9038, e-ISSN: 2549-9645
Homepage: http://jurnal.umj.ac.id/index.php/sintek

## 1. PENDAHULUAN
Banyaknya jumlah kendaraan (mobil) yang ada pada saat ini menyebabkan meningkatnya permintaan akan pelayanan dan perawatan kendaraan. Diperlukan ketersediaan peralatan yang menghasilkan efektivitas dan efisiensi dalam perawatannya. Model scissor lift dipilih karena sifatnya yang portabel dan tidak memerlukan banyak ruang untuk digunakan di bengkel-bengkel.  Mengangkat  mobil  dengan car  lift akan  memberikan  keleluasaan  kepada mekanik  di  bengkel  untuk  bergerak secara maksimal di bawah kendaraan saat memperbaiki kerusakan. Hal ini dikarenakan hampir seluruh komponen yang ada di bawah kendaraan dapat dilepas dan digerakkan dengan mudah. Selain itu, mekanik dapat berdiri dan berjalan di bawah kendaraan sehingga proses perbaikan menjadi lebih mudah dilakukan serta menghemat waktu perbaikan.
Berdasarkan masalah di atas untuk meningkatkan efektivitas dan efisiensi dalam perawatan kendaraan khususnya pada bagian bawah kendaraan maka akan dilakukan perancangan sebuah alat angkat yang menggunakan sistem hidrolik tipe scissor lifting yang dapat digunakan secara fixed-portable untuk kendaraan jenis MPV atau kendaraan dengan berat di bawah 2 ton. Ukuran 2 ton ditentukan berdasarkan  tipe-tipe mobil yang umum digunakan di Indonesia.

## 2. METODE PENELITIAN
Penelitian ini ditulis melalui tiga metode, yaitu studi literatur, perhitungan secara manual, dan desain yang dilakukan dengan bantuan engineering software. Studi literatur dilakukan melalui pencarian referensi yang serupa dengan topik penelitian yang sedang ditulis. Referensi tersebut berasal dari berbagai jurnal, skripsi, dan buku textbook . Setelah proses pengumpulan data selesai, maka dilanjutkan dengan menghitung komponen permesinan dengan menggunakan persamaan-  persamaan yang sesuai dengan topik yang akan ditulis. Setelah hasil dari perhitungan secara manual didapat, kemudian hasil tersebut dikonversikan menjadi dimensi untuk didesain pada engineering software guna membuat tampilan 3 Dimensi.

## 3. HASIL DAN PEMBAHASAN

## 3.1 Spesifikasi Perancangan
Data yang akan digunakan ditunjukkan pada Tabel 1.
Tabel 1. Data Perancangan

## 3.2 Komponen yang akan dirancang
Gambar  1  merupakan contoh beberapa komponen yang akan dirancang.
Gambar 1. Komponen yang akan dirancang
Keterangan:
1. Platform atas (rangka atas)
2. Platform bawah (rangka bawah) 3. Rails 4. Poros-poros batang 5. Batang (rangka tengah)
6. Poros bearing
7. Bearing

## 3.3 Bahan yang digunakan
Bahan yang dipilih untuk struktur utama peralatan ( platform dan batang) adalah baja ASTM A36. Bahan tersebut dipilih karena
No Uraian Keterangan 1 Kapasitas 1500 X 2220 X 1800 mm 2 Dimensi maksimal Hidrolik 3 Sistem Profil Baja Kanal UNP, Pipa Persegi 4 Struktur 1800 mm 5 Tinggi maksimal 1500 X 2220 X 1800 mm
umum digunakan untuk konstruksi dan memiliki tingkat resistensi yang tinggi. Selain itu, ia juga memenuhi sifat mekanik yang diperlukan untuk konstruksi platform dan salah satu baja paling umum yang berkaitan dengan baja karbon struktural sehingga biayanya rendah dan mudah diakses. Sifat mekaniknya yaitu: Tegangan Luluh (250 MPa), Modulus Elastisitas Longitudinal (200 GPa), dan Batas Putus Tarik (450 MPa). Nilai Faktor keamanannya yaitu (SF=1,5) [1,2].
Untuk membantu perhitungan, harus ditentukan terlebih dahulu tegangan normal yang diizinkan ( 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) dan tegangan geser yang diizi nkan (τi) persamaan 1 dan 2 [3-6].
𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 𝛿𝛿 𝑌𝑌 𝑆𝑆𝑆𝑆 = 250 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑡𝑡 1 , 5 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 (1)
τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 𝛿𝛿 𝑖𝑖 𝑆𝑆𝑆𝑆 = 166 , 7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑡𝑡 1 , 5 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 (2)

## 3.4 Perhitungan
Pada penjelasan selanjutnya, perhitungan yang akan dilibatkan hanya Profil Baja UNP atau platform utama. Bagian lain pada platform atas tidak dimasukkan dalam bagian perhitungan. Kanal UNP/U-beam baja ASTM A36, profil, dan material yang dipilih harus memenuhi syarat kekuatan [7].
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝛿𝛿 𝑏𝑏 + 𝛿𝛿 𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 (3)
Berarti bahwa jumlah tegangan akibat penerapan beban pada platform ( 𝛿𝛿 𝑏𝑏 ) ditambah dengan tegangan yang berasal dari berat peralatan itu sendiri ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡 ). Agar platform tidak runtuh, tegangan total ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 ) harus lebih kecil dari tegangan yang diizinkan ( 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) dari material. Profil Kanal UNP yang digunakan berukuran 380 x 102x 14 mm dengan panjang 1500 mm. Karena posisi Profil Baja Kanal UNP yang digunakan ini posisinya berbeda, maka harus ditentukan terlebih dahulu: I = momen inersia dan W = modulus resistansi [8].
Pada Gambar 2 dapat dilihat dimensi dan posisi platform yang dibuat di Solidworks. Dengan menggunakan dimensi maka nilai I = momen inersia bisa didapatkan menggunakan aplikasi FTOOL.
Gambar 2. Section Properties profil baja kanal UNP
Untuk menghitung C1 dan C2 didapatkan dari persamaan 4 dan 5 [5,8].
𝐶𝐶 1 = 𝑦𝑦 1 𝐴𝐴 1 +2𝑦𝑦 2 𝐴𝐴 2 𝐴𝐴 1 +2𝐴𝐴 2 = (4)
(7 𝑚𝑚𝑚𝑚 )(4928 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) + 2(51 𝑚𝑚𝑚𝑚 )(1428 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) (4928 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) + 2(1428 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) = 23,14 𝑚𝑚𝑚𝑚
𝐶𝐶 2 = 𝑏𝑏 − 𝐶𝐶 1 = 102 𝑚𝑚𝑚𝑚 − 23,14 𝑚𝑚𝑚𝑚
= 78,86 𝑚𝑚𝑚𝑚 (5)
Sekarang  W = modulus resistansi 𝑊𝑊 1 , 𝑊𝑊 2 sudah dapat dihitung menggunakan persamaan 6 [9].
Jika Momen Inercia 𝐼𝐼 = 6,0572 𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4 Nilai W = modulus resistansi 𝑊𝑊 1 , 𝑊𝑊 2 , maka untuk bagian atas dan bawah balok masing- masing adalah:
𝑊𝑊 1 = 𝐼𝐼 𝐶𝐶 1 = 6 , 0572𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4
23 , 14 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 261763,2 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 (6)
𝑊𝑊 2 = 𝐼𝐼 𝐶𝐶 2 = 6 , 0572𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4
78 , 86 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 76810 𝑚𝑚𝑚𝑚 3
(7)
Jadi, untuk perhitungan selanjutnya diperlukan nilai (Mmax) yang terjadi pada platform untuk menghitung tegangan ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 ) yang menentukan tegangan maksimal yang terjadi pada platform dengan menggunakan persamaan 8 [ 10,11].
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 (8)

## a. Perhitungan Tegangan Maksimal
Perhitungan akan dilakukan menggunakan program  FTOOL dan dapat disederhanakan serta diilustrasikan sebagaimana ditunjukkan pada Gambar 3.
Gambar 3. Diagram Beban Terdistribusi
Saat platform sedang diukur untuk beban total 2000 kg, beban yang akan bekerja pada setiap platform adalah 1000 kg ditambah beban yang terjadi karena berat platform itu sendiri seperti berikut:
𝐹𝐹 𝑚𝑚 = 𝑚𝑚 1 𝑥𝑥𝑥𝑥 = 1000 𝑘𝑘𝑥𝑥 𝑥𝑥 9,8 𝑚𝑚 𝑠𝑠2 = 9800 𝑁𝑁 (9) 𝐹𝐹 𝑏𝑏 = 𝑚𝑚 2 𝑥𝑥𝑥𝑥 = 96,22 𝑘𝑘𝑥𝑥 𝑥𝑥 9,8 𝑚𝑚 𝑠𝑠2 = 943 𝑁𝑁 (10)
𝐹𝐹 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝐹𝐹 𝑚𝑚 + 𝐹𝐹 𝑏𝑏 (11)
=  9800 𝑁𝑁 + 943 𝑁𝑁 = 10743 𝑁𝑁
Karena pembebanan merata maka 𝐹𝐹 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 harus dibagi dengan panjang platform sehingga:
𝐹𝐹 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 10743 𝑁𝑁 1 , 5 𝑚𝑚 = 7162 𝑁𝑁 𝑚𝑚 (12)

## b. Tegangan geser maksimal (τmax)
Diagram gaya geser ditunjukkan pada Gambar 4.
Gambar 4. Diagram Gaya Geser

## c. Momen maksimal (M max)
Diagram momen maksimal ditunjukkan pada Gambar 5.
Gambar 5. Diagram Momen Maksimal
Besaran (M max) pada platform adalah (M max) = 2,0 KN.m atau demikian untuk perhitungan selanjutnya dikonversi menjadi (M max) = 2000 N.m = 2000000 N.mm.
Dengan telah diketahuinya besaran-besaran penampang, maka tegangan maksimal dari persamaan 13 dan 14 dapat dihitung [12]:
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 1 (13)
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 2 (14)
Tegangan maksimal penampang dimana terjadi momen lentur maksimal, tegangan tarik terbesar terjadi di bawah balok 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 dan tegangan tekan terbesar terjadi di atas balok 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 . Maka dari persamaan di atas kita didapatkan nilai berikut [12]:
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 2 = 2000000 𝑁𝑁 . 𝑚𝑚𝑚𝑚 78809 , 5 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 =  25,4 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 1 = 2 000000 𝑁𝑁 . 𝑚𝑚𝑚𝑚 261763 , 2 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 = 7,64 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Dengan mengetahui tegangan akibat aplikasi beban dan tegangan akibat beban itu sendiri, tegangan total yang bekerja pada meja platform telah diketahui. Agar struktur tidak runtuh maka harus disesuaikan dengan persamaan 15, [13]:
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 + 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 (15) 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 25,4 𝑁𝑁 𝑚𝑚 2 + 7,64 𝑁𝑁 𝑚𝑚 2 =   33,04 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Tegangan maksimal telah ditentukan dari beban terbagi rata dan tegangan total yang bekerja pada platform dan dengan hasil di atas 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 33,04 Mpa lebih kecil dari tegangan ijin 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 Mpa .

## d. Perhitungan Rangka Tengah
Untuk dimensi batang akan digunakan profil persegi panjang berongga dan solid. Tabung yang dipilih adalah baja ASTM A36 dengan penampang dimensi 80x60x5 mm dan panjang 1450 mm sehingga memenuhi kebutuhan untuk mendukung permintaan yang diterapkan. Untuk dimensi batang, perhitungan yang akan dilakukan adalah sebagai berikut:
 Reaksi pada tumpuan struktur.
 Elaborasi diagram gaya normal, geser, dan momen lentur untuk batang.
 Melakukan perhitungan tegangan maksimal
Meskipun ada enam belas batang di seluruh peralatan (dua platform ), hanya diperlukan analisis pada satu batang karena beban yang dialami platform adalah beban terdistribusi sehingga pembebanan yang dialami pada batang lain adalah sama. Untuk menentukan kekuatan batang dalam proses pengangkatan beban, analisis statis dilakukan pada semua struktur. Perhitungan kekuatan batang serta hasil yang diperoleh untuk gaya geser, momen lentur, dan tegangan stress pada batang ditunjukkan di bawah ini. Sketsa pembebanan platform scissor car lift ditunjukkan pada Gambar 6.
Gambar 6. Sketsa pembebanan platform scissor car lift

## e. Distribusi beban pada batang ACE
Analisis akan dilakukan pada salah satu batang yang  ada pada rangkah tengah, yaitu batang ACE. Diketahui:
Beban pada Rangka:
𝐹𝐹𝑀𝑀 = 10743 𝑁𝑁
Beban berat batang: 𝐹𝐹𝑏𝑏 = 14,8 𝑥𝑥 8 = 118,4 𝑘𝑘𝑥𝑥 𝑥𝑥 9,8 = 1160,32 𝑁𝑁 (16)
Beban Total:
𝐹𝐹 𝑝𝑝𝑏𝑏 = 10743 𝑁𝑁 + 1160,32 𝑁𝑁 = 11903,32 𝑁𝑁 (17)
Reaksi pada batang ACE ditunjukkan pada Gambar 7.

## f. Reaksi 𝑹𝑹 𝑨𝑨 , 𝑹𝑹 𝑬𝑬 , 𝑹𝑹 𝑪𝑪
Gambar 7. Reaksi pada batang ACE
𝑅𝑅 𝐴𝐴 = 𝐹𝐹 𝑝𝑝𝑝𝑝 2 = 5951,66 𝑁𝑁 (18)
𝑅𝑅 𝐸𝐸 = 𝑅𝑅 𝐴𝐴 = 5951,66 𝑁𝑁 (19)
𝑅𝑅 𝐶𝐶 = 𝑅𝑅 𝐴𝐴 + 𝑅𝑅 𝐸𝐸 (20)
= 2 . 5951,66 𝑁𝑁 = 11903,32 𝑁𝑁
g. Reaksi 𝑹𝑹 𝑨𝑨𝑨𝑨 , 𝑹𝑹 𝑬𝑬𝑨𝑨 , 𝑹𝑹 𝑪𝑪𝑨𝑨 dan 𝑹𝑹 𝑨𝑨𝑨𝑨 , 𝑹𝑹 𝑬𝑬𝑨𝑨 , 𝑹𝑹 𝑪𝑪𝑨𝑨
Perhitungan gaya reaksi ditunjukkan pada Tabel 2.

## Tabel 2. Perhitungan Reaksi

## h. Momen maksimal
Dihitung berdasarkan persamaan 21, 22, dan 23, [14,15].
𝑀𝑀 𝐴𝐴 = 𝑅𝑅 𝐶𝐶𝐶𝐶 𝑥𝑥 725 𝑚𝑚𝑚𝑚 − 𝑅𝑅 𝐸𝐸𝐶𝐶 𝑥𝑥 1450 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 14,5 𝑁𝑁𝑚𝑚𝑚𝑚 (21)
𝑀𝑀 𝐶𝐶 = 𝑅𝑅 𝐸𝐸𝐶𝐶 𝑥𝑥 725 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 2266741,5 𝑁𝑁𝑚𝑚𝑚𝑚 (22)
𝑀𝑀 𝐸𝐸 = 𝑅𝑅 𝐶𝐶𝐶𝐶 𝑥𝑥 725 𝑚𝑚𝑚𝑚 − 𝑅𝑅 𝐴𝐴𝐶𝐶 𝑥𝑥 1450 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 14,5 𝑁𝑁𝑚𝑚𝑚𝑚 (23)
Momen maksimal yang terjadi adalah momen MC = 2266741,5 Nmm.

## i. Tegangan Maksimal
Dihitung berdasarkan persamaan 3 dan 8.
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑊𝑊 = 226671 , 5 𝑁𝑁 . 𝑚𝑚𝑚𝑚 28270 , 82 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 =  80,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 𝑚𝑚𝑀𝑀𝑘𝑘𝑀𝑀 80,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Dapat disimpulkan bahwa profil yang dipilih mampu  mendukung permintaan beban yang akan diangkat, dihitung sesuai persamaan 24 dan 25, [16,17].
τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = V 𝐴𝐴 = 11903 , 32 𝑁𝑁 13570000 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 = 8,172 𝑥𝑥 10 −4 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
(24)
τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 maka − 8,172 𝑥𝑥 10 −4 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 112 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 (25)
Dengan demikian, dapat disimpulkan bahwa profil yang dipilih mampu mendukung permintaan peralatan akan diserahkan.

## k. Perhitungan Rangka Bawah
Perhitungan yang akan dilakukan pada rangka bawah hanya profil  UNP atau platform utama, sedangkan bagian lain tidak. Material yang digunakan adalah  baja ASTM A36. Profil dan material yang dipilih harus memenuhi syarat kekuatan dan gagasan di balik pemilihan profil baja kanal UNP menjadi rangka bawah, sesuai persamaan 3.
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖
Posisi baja kanal UNP ini berbeda, tetapi nilai  I = momen inersia  dan W = modulus resistansi sama dengan baja kanal UNP platform atas. Section properties profil baja kanal UNP ditunjukkan pada Gambar 8.
Gambar 8. Section Properties profil baja kanal UNP
Dari gambar 8  di atas dapat dilihat bahwa nilai W= modulus resistansi 𝑊𝑊 1 , 𝑊𝑊 2 tidak dapat ditentukan. Oleh karena itu, harus ditentukan terlebih dahulu sentroid C 1 dan C 2 untuk bisa menghitung nilai W = modulus resistansi dihitung dengan menggunakan persamaan 4 dan 5, [5,14].
𝐶𝐶 1 = 𝑦𝑦 1 𝐴𝐴 1 +2𝑦𝑦 2 𝐴𝐴 2 𝐴𝐴 1 +2𝐴𝐴 2 = ( 7 𝑚𝑚𝑚𝑚 )( 4928𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) +2 ( 51 𝑚𝑚𝑚𝑚 )( 1428 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) ( 4928𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) +2 ( 1428 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 ) = 23,14 𝑚𝑚𝑚𝑚 Perhitungan Reaksi Pada Batang Ace Reaksi Ra Rc Re Besaran (N) 5951.66  11903.32 5951.66 Cos() 45 30 15 Ray 3126.54  918.05218 - 4521.40416 Rcy 6253.08  1836.1044 - 9042.80833 Rey 3126.54  918.05218 - 4521.40416 Sin() 45 30 15 Rax 5064.29 - 5880.4283  3870.29213 Rcx 10128.6 - 11760.857  7740.58425 Rex 5064.29 - 5880.4283  3870.29213
𝐶𝐶 2 = 𝑏𝑏 − 𝐶𝐶 1 = 102 𝑚𝑚𝑚𝑚 − 23,14 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 78,86 𝑚𝑚𝑚𝑚
Selanjutnya sudah bisa dihitung W = modulus resistansi 𝑊𝑊 1 , 𝑊𝑊 2 dengan menggunakan rumus berikut:
Jika Momen Inersia 𝐼𝐼 = 6,0572 𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4 , maka Nilai W = modulus resistansi 𝑊𝑊 1 , 𝑊𝑊 2 untuk bagian atas dan bawah balok masing-masing, dapat dihitung sesuai persamaan 6 dan 7.
𝑊𝑊 1 = 𝐼𝐼 𝐶𝐶 1 = 6 , 0572𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4
23 , 14 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 261763,2 𝑚𝑚𝑚𝑚 3
𝑊𝑊 2 = 𝐼𝐼 𝐶𝐶 2 = 6 , 0572𝑥𝑥 10 6 𝑚𝑚𝑚𝑚 4 78 , 86 𝑚𝑚𝑚𝑚 = 76810 𝑚𝑚𝑚𝑚 3
Jadi, untuk perhitungan selanjutnya diperlukan nilai (Mmax) yang terjadi pada platform untuk menghitung tegangan ( 𝜎𝜎 max) guna menentukan tegangan maksimal yang terjadi pada platform dengan  menggunakan persamaan 8.
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤

## l. Perhitungan tegangan maksimal
Kanal UNP bagian bawah dibebani oleh beban dari batang-batang pada rangka tengah F1 dan F2 dengan jarak 1400 mm dari F1 ke F2. Perhitungan dilakukan untuk mengetahui apakah hal tersebut dapat ditoleransi sehingga struktur tidak runtuh saat mengalami pembebanan. Perhitungan akan dilakukan menggunakan program FTOOL dan dapat disederhanakan serta diilustrasikan sebagai berikut pada Gambar 9.
Gambar 9. Diagram pembebanan FTOOL
Pembebanan yang terjadi pada struktur adalah jumlah beban yang disebabkan oleh beban pada platform atas, beban karena berat platform itu sendiri, dan berat batang-batang
dari rangka tengah. Pada analisis yang akan dilakukan di software FTOOL beban yang terjadi pada baja kanal UNP platform bawah dibagi menjadi dua, yaitu F1 dan F2.
𝐹𝐹 1 = 5,95 𝐾𝐾𝑁𝑁

## 𝐹𝐹 2 = 5,95 𝐾𝐾𝑁𝑁
Setelah memasukkan nilai tersebut ke software FTOOL, maka didapatkan hasil sebagai berikut:

## m. Tegangan geser maksimal ( 𝛕𝛕 𝑴𝑴𝑨𝑨𝑴𝑴 )
Diagram  tegangan geser ditunjukkan pada Gambar 10.
Gambar 10. Diagram Tegangan Geser

## n. Momen maksimal
Diagram momen maksimal ditunjukkan pada Gambar 11.
Gambar 11. Diagram Momen Maksimal
Besaran (M max) pada platform adalah (M max) = 0,305 KN.m atau demikian untuk perhitungan selanjutnya dikonversi menjadi (M max) = 305 N.m = 305000  N.mm. Setelah besaran-besaran penampang diketahui, maka dapat dihitung tegangan maksimal dari persamaan 13, 14, dan 15.
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 1
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 2
Pada penampang dimana terjadi momen lentur maksimal, tegangan tarik terbesar terjadi di bawah balok 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 dan tegangan tekan terbesar terjadi di atas balok 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 . Maka dari persamaan 13, 14, dan 15 didapat:
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 2 = 305000 𝑁𝑁 . 𝑚𝑚𝑚𝑚 78809 , 5 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 =  3,9 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 = 𝑀𝑀𝑚𝑚𝑡𝑡𝑥𝑥 𝑤𝑤 1 = 305000 𝑁𝑁 . 𝑚𝑚𝑚𝑚 261763 , 2 𝑚𝑚𝑚𝑚 3 = 1,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡1 + 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡2
Agar struktur tidak runtuh maka harus disesuaikan dengan persamaan:
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 3,9 𝑁𝑁 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 + 1,2 𝑁𝑁 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 =   5,1 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Tegangan total yang bekerja pada platform telah ditentukan dengan hasil 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 5,1 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 lebih kecil dari tegangan izin 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 dan dinyatakan aman.
o. Portable-Fixed Solution
Alat pemindah telah dirancang dan ditunjukkan pada Gambar 12. Pada Gambar 13 dan Gambar 14  ditunjukkan rancangan fixed-portable scissor lift platform dalam posisi terbuka dan tertutup.
Gambar 12. Alat pemindah
Gambar 13. Posisi terbuka
Gambar 14. Posisi tertutup
p. Perhitungan Poros Bearing
Pada Gambar 15 ditunjukkan model list of bearing dan dipilih bearing tipe 6208-ZZ.
Gambar 15. Model list of bearing
Dimensi utama bearing D = 80 mm, d = 40 mm, b = 18 mm, Co = 18 KN.
Beban statik maksimal yang diterima bearing = RA= 5951,66 N
Co beban = Po x Fs                                      (26) = 5951,66 N x 1 = 5951,66 N= 5,952 KN
Karena Co beban = 5,952 KN < Co ijin = 18 KN, maka pemilihan bearing sudah sesuai.
Poros bearing dan poros pada platform atas dan bawah.
Poros bearing ditunjukkan pada Gambar 16.
Gambar 16. Poros bearing
Material yang dipakai pada poros bearing dan poros pada platform adalah A 36 dengan 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 N/mm2 dan τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 111,2 N/mm2. Nilai dar 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 dan τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 tersebut sudah termasuk angka keamanan sebesar SF = 1,5.  Beban yang akan digunakan adalah beban yang terbesar RA = 5951,66 N.  Momen dihitung berdasarkan persamaan 27 dan 28, [14].
MD = FD x 37 mm                                      (27) = 5951,66 N x 37 mm =  220211,40 Nmm.
Pembebanan pada poros bearing bawah ditunjukkan pada Gambar 17.
Gambar 17. Pembebanan pada poros bearing bawah
FD = RA = 5951,66 N MD = FD x 37 mm                                      (28) = 5951,66 N x 37 mm =  220211,40 Nmm
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros dapat dihitung dari persamaan 8 dan 28, [15].
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀 𝑊𝑊 𝑊𝑊 = 𝜋𝜋𝑑𝑑 3 32 = 𝑑𝑑 3 10 𝑑𝑑 = � 𝑀𝑀 0 , 1𝑥𝑥𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 3 = � 220211 , 40 𝑁𝑁𝑚𝑚𝑚𝑚 0 , 1𝑥𝑥166 , 6 𝑁𝑁 𝑚𝑚𝑚𝑚2
3 = 23,64 𝑚𝑚𝑚𝑚 (29)

## r. Tegangan geser di poros
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros, dihitung dari persamaan 30, 31, dan 31, [16-18].
τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = F 𝐴𝐴 =
166 , 7 𝑀𝑀𝑝𝑝𝑡𝑡 1 , 5 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 (30)
𝐴𝐴 = F τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 =
5951 , 64 𝑁𝑁 111 , 2 𝑁𝑁 / 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 = 53,52 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 (31) 𝐴𝐴 = ( 1 4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 ) 53,52 = � 1 4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 �
𝑑𝑑 = � 53 , 52 1 2 𝜋𝜋 2 = 8,26 𝑚𝑚𝑚𝑚 (32)
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros engsel atas adalah D = 23,64 𝑚𝑚𝑚𝑚 , tetapi dengan pertimbangan ukuran diameter dalam bush (d=30 mm) sebagai pasangannya, maka untuk poros engsel atas diameternya dipilih D = 30 mm.
Deformasi Total di poros untuk D = 30 m, dapat dihitung dari persamaan 8 dan 33.
𝜎𝜎 𝑏𝑏𝑏𝑏𝑏𝑏𝑡𝑡𝑖𝑖 = 𝑀𝑀 𝑊𝑊
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀 𝑑𝑑3 10 = 220211 , 40 𝑁𝑁𝑚𝑚𝑚𝑚 ( 30 ) 3 10 = 81 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 (33)
Karena 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 81 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 , maka desain sudah aman.
Tegangan geser di poros untuk D =30 mm, dapat dihitung berdasarkan persamaan 23.
τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = F 𝐴𝐴 = 5951 , 64 𝑁𝑁 1 4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 = 5951 , 64 𝑁𝑁 1 4 𝜋𝜋 ( 30 ) 2 = 8,42 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Karena τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 8,42 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 , maka desain sudah aman.

## s. Poros batang rangka tengah
Dimensi poros rangka tengah ditunjukkan pada Gambar 18.
Gambar 18. Dimensi poros rangka tengah
Material yang dipakai pada profil konstruksi baja adalah A 36 dengan 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 dan τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 . Nilai dari 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 dan τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 tersebut sudah termasuk angka keamanan sebesar SF= 1,5.  Beban yang  akan digunakan adalah beban yang terbesar RC = 11903 N.
Pembebanan  dan momen  pada poros rangka tengah ditunjukkan pada Gambar 19, dihitung dari persamaan 34.
Gambar 19. Pembebanan pada poros rangka tengah
Fc = Rc = 11903 N MC = FC x 60 mm                                       (34) = 11903 N x 60 mm =  714199,2 Nmm

## t. Tegangan lentur di poros
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros pejal, dapat dihitung dari persamaan 8, 28, dan 29, [19,20].
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀 𝑊𝑊 𝑊𝑊 = 𝜋𝜋𝑑𝑑 3 32 = 𝑑𝑑 3 10 𝑑𝑑 = � 𝑀𝑀 0 , 1𝑥𝑥σ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 3 = � 714199 , 2 Nmm 0 , 1𝑥𝑥166 , 6 𝑁𝑁 / 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 3 = 35 𝑚𝑚𝑚𝑚
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros, dihitung dari persamaan 23, 31, dan 32.
τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = F 𝐴𝐴 = 166 , 7 𝑀𝑀𝑝𝑝𝑡𝑡 1 , 5 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
𝐴𝐴 = F τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 11903 , 32 𝑁𝑁 111 , 2 𝑁𝑁 / 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 = 107,04 𝑚𝑚𝑚𝑚 2
𝐴𝐴 = ( 1 4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 ) 107,04 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 = � 1 4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 �
𝑑𝑑 = � 107 , 04 𝑚𝑚𝑚𝑚 2 1 4 𝜋𝜋 2 = 11,7 𝑚𝑚𝑚𝑚
Diameter minimal yang dibutuhkan untuk poros engsel atas adalah D = 35 𝑚𝑚𝑚𝑚 .
Tegangan lentur di poros untuk D = 40 mm, dapat dihitung dari persamaan 8 dan 33.
𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀 𝑊𝑊 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝑀𝑀 𝑑𝑑3 10 = 714199 , 2 Nmm ( 40 ) 3 10 = 111,6 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Karena 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 111,6 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 166,7 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 ,  maka desain sudah aman.
Tegangan geser di poros untuk D = 40 mm, dihitung dari persamaan 23.
τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = F 𝐴𝐴 = 11903 , 32 𝑁𝑁 1
4 𝜋𝜋𝑑𝑑 2 = 11903 , 32 𝑁𝑁 1 4 𝜋𝜋 ( 40 ) 2 = 9,4 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀
Karena τ 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 9,4 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 < τ 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 = 111,2 𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀𝑀 , maka desain sudah aman.
3.5 Analisis FEA on Fusion 360
Desain di ekspor ke sofware FUSION 360 dan hasil analisis akan dibahas selanjutnya dengan memberikan pembebanan sebesar 9800 N. Beban yang diberikan pada struktur ditunjukkan pada Gambar 20 dan hasil simulasi safety factor dan tegangan Von Mises ditunjukkan pada Gambar 21 dan Gambar 22.
Gambar 20. Beban yang diberikan pada struktur
Gambar 22. Hasil simulasi Stress Von Mises
Dari hasil simulasi Stress Von Mises, bagian yang dirancang:
Poros-poros dan bearing = 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 180 MPa , batang-batang dan platform = 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 108 MPa .
Karena 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 = 250 MPa maka desain memenuhi syarat kekuatan dan dinyatakan aman.
Hasil analisis menunjukkan safety factor :
poros-poros = 𝑠𝑠𝑠𝑠 = 2 − 3 batang-batang  = 𝑠𝑠𝑠𝑠 > 8 .
Karena pada perhitungan menggunakan 𝑠𝑠𝑠𝑠 =
1,5 dan karena safety factor dari hasil simulasi lebih besar dari safety factor yang digunakan pada perancangan, maka desain memenuhi syarat kekuatan dan dinyatakan aman.

## 4. KESIMPULAN
Dilakukan perancangan sebuah alat angkat yang menggunakan sistem hidrolik tipe scissor lifting yang dapat digunakan secara fixed- portable untuk kendaraan jenis MPV atau kendaraan dengan berat di bawah 2 ton. Platform yang dirancang kemudian dihitung dan dianalisis kekuatan strukturnya menggunakan software FUSION 360 dan FTOOL. Hasil perhitungan menunjukkan bahwa Tegangan Total ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 ) lebih kecil dari Tegangan Ijin ( 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) maka material memenuhi syarat kekuatan ( 𝛿𝛿 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 < 𝛿𝛿 𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖𝑖 ) dan dinyatakan aman. Dari hasil simulasi FEA Stress Von Mises, Tegangan total pada struktur lebih kecil dari Tegangan Material. Dikarenakan  perhitungan menggunakan 𝑠𝑠𝑠𝑠 = 1,5  dan safety factor dari hasil simulasi lebih
besar dari safety factor yang digunakan pada perancangan,    maka desain memenuhi syarat kekuatan dan dinyatakan aman.

## DAFTAR PUSTAKA
[1] A. C. Ugural, Mechanical design of machine components, CRC Press, 2015.
[2] A. M. Zainuri, Kekuatan bahan, Penerbit
ANDI, 2008.
[3] D. B. Firmansyah & H. Pranoto, Analisa Kekuatan Rangka Dudukan Cylinder Hidrolik Scissor Lift. Jurnal Teknik Mesin, vol. 8, no. 3,
2019, pp. 142-156.
[4] D. H. Ningsih, Computer Aided Design/Computer Aided Manufactur [CAD/CAM]”. Jurnal Teknologi Informasi
DINAMIK, vol. 10, no. 3, pp. 143-149.
[5] E. P. Popov, Mekanika Teknik, Penerbit Erlangga, 1991.
[6] E. Ribut, Pekerjaan dasar Teknik otomotif, Kementerian Pendidikan dan Kebudayaan Republik Indonesia, 2013.
[7] Gere and Timoshenko. Mekanika Bahan, Penerbit Erlangga, 1997.
[8] R. Gunawan, Tabel profil konstruksi baja, Penerbit Kanisius, 1993.
[9] Sularso & Suga K, Dasar perencanaan dan pemilihan elemen mesin, PT. AKA, 2004.
[10] G. Z. Guangli, Scissor Lift Spray Booth, 2021. Website: https://id.gzguangli.com/spray- booth_c2 , diakses tanggal 20 Mei 2021.
[11] Innovator, Portable Scissor Lift, 2021. Website: https://www.innovator- tech.com/en/65-scissor-lift , diakses tanggal so Mei 2021. [12] J. Muharam, dkk, Penggunaan Dan Pemeliharaan Peralatan Dan Perlengkapan
Tempat Kerja, Direktorat Pembinaan Sekolah Menengah Kejuruan, 2005.
[13] Wesli, Mekanika rekayasa, Penerbit Graha Ilmu, 2010.
[14] R. C. Hibbeler, Mechanics of material, Pearson Prentice Hall, 2011.
[15] Company. Castle Equipment, Weaver Auto Hoist, 2014. Website: http://www.castleequipment.com/Mu seum/lifts_weaver_history.htm , diakses tanggal 10 Mei 2021.
[16] Effendi, R., Maghfurah, F., Strength Analysis of Steel Construction and Swing Hanger Using Theoretical Method and Simulation of Finite Element, JEMMME (Journal of Energy, Mechanical, Material, and Manufacturing Engineering), 2019; 4: 119-128.
[17] C. G. Dengiz, M.C. Şenel, K. Yıldızlı, E. Koç, Design and Analysis of Scissor Lifting System by Using Finite Elements Method, Universal
Journal of Materials Science , vol. 6, no. 2,
2018, pp. 58-63.
[18] S. G. Thorat, A. R. Chiddarwar and S. P. Prusty, Design and Construction of Scissor Lift, International Journal of Current Engineering and Technology, special issue, no.
7, pp. 92-95.
[19] G. G. Momin, R. Hatti, K. Dalvi, F. Bargi, and R. Devare, Design, Manufacturing & Analysis of Hydraulic Scissor Lift. International
Journal of Engineering Research and General
Science , vol. 3, Issue 2, Part 2, pp. 733-740.
[20] L. M. Shandong, Heavy Duty Underground Scissor Car Lift Car Parking System, 2021. Website: https://www.scissorslifttable.com/quality- 11351268-heavy-duty-underground-scissor- car-lift , diakses tanggal 20 Mei 2021.