PEM - Pambudi

PERENCANAAN ELEMEN MESIN

MINI POWER PLANT

Disusun Oleh:

BAGUS PAMBUDI2104100081

JURUSAN TEKNIK MESINFAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI

INSTITUT TEKNOLOGI SEPULUH NOPEMBERSURABAYA

Putaran dan Daya Turbin Air

2007

Perencanaan Elemen Mesin Mini Power Plant

ii

LEMBAR PENGESAHAN

PROYEK PERENCANAAN ELEMEN MESIN

MINI POWER PLANT

Disusun oleh:

Bagus Pambudi 2104 100 081

Surabaya, Juli 2007

Disetujui:

Dosen Pembimbing

(UNGGUL WASIWITONO, MEng.Sc)

JURUSAN TEKNIK MESINFAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI

INSTITUT TEKNOLOGI SEPULUH NOPEMBERSURABAYA

2007

DAFTAR ISI

Halaman

LEMBAR PENGESAHAN.....................................................................................ii

DAFTAR ISI..........................................................................................................iii

KATA PENGANTAR.............................................................................................v

BAB I PENDAHULUAN....................................................................................1

BAB II PUTARAN DAN DAYA TURBIN AIR..................................................2

2.1. Kecepatan Aliran..............................................................................2

2.2. Menentukan Putaran Turbin Air......................................................4

2.3. Menentukan Daya Turbin Air..........................................................7

BAB III PERHITUNGAN TRANSMISI RODA GIGI..........................................8

3.1. Perhitungan Berat Roda Gigi dan Pulley.........................................8

3.2. Analisa Gaya pada Pasangan Roda Gigi I.....................................10

3.2.1. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode Lewis........12

3.2.2. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode AGMA......13

3.3. Analisa Gaya pada Pasangan Roda Gigi II....................................17

3.3.1. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode Lewis........18

3.3.2. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode AGMA......20

3.4. Perhitungan Transmisi Belt dan Pulley..........................................24

BAB IV PERHITUNGAN POROS......................................................................29

4.1. Perhitungan Poros 1.......................................................................30




iii

BAB V PERHITUNGAN BANTALAN.............................................................40

5.1. Bantalan pada Poros 1....................................................................40




BAB VI PERHITUNGAN PASAK......................................................................46

6.1. Pasak pada Roda Gigi 1.................................................................46




6.5. Pasak pada Pulley 1........................................................................48

6.6. Pasak pada Pulley 2........................................................................48

KESIMPULAN......................................................................................................49

DAFTAR PUSTAKA............................................................................................51

LAMPIRAN...........................................................................................................52

iv

KATA PENGANTAR

Dengan mengucapkan syukur kehadirat Allah SWT yang atas petunjuk

dan rahmat-Nya, kami dapat menyelesaikan tugas mata kuliah Perencanaan

Elemen Mesin ini sesuai dengan batas waktu yang telah ditentukan.

Dalam kesempatan ini, kami mengucapkan terima kasih kepada:

1. Bapak Dr. Ing Herman Sasongko, selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin – FTI

ITS Surabaya.

2. Bapak Unggul Wasiwitono, MEng.Sc., selaku Dosen Pembimbing

Perencanaan Elemen Mesin.

3. Bapak ,Ibu, dan Dimas yang selalu memberikan dukungan dan kasih sayang.

4. Agustian Sulistiyoadi sekeluarga.

5. Devi Anjarsari sekeluarga.

6. Rekan-rekan mahasiswa, khususnya Synthetic Football Club (MFG), yang

tidak dapat kami sebutkan satu persatu, yang telah banyak membantu kami

dalam menyelesaikan tugas perencanaan ini.

Semoga perencanaan ini dapat bermanfaat bagi pembaca dan saya

harapkan saran dan kritik membangun dari pembaca, untuk dapat

menyempurnakan perencanaan ini.

Surabaya, Juli 2007

Penyusun

v

BAB I

PENDAHULUAN

Kebutuhan energi listrik di Indonesia pada masa sekarang dan yang akan

datang, akan semakin besar. Sedangkan pasokan energi fosil kita akan semakin

menipis, sehingga diperlukan energi alternatif yang dapat mengatasi terjadinya

penipisan pasokan energi fosil.

Berkenaan dengan permasalahan tersebut dan juga masih kurangnya

pemanfaatan sumber daya alam lain, maka dalam tugas perencanaan elemen

mesin ini, penulis mencoba membahas tentang pemanfaatan energi alternatif

penghasil listrik dengan menggunakan aliran air.

Keterbatasan pemikiran dan waktu yang tersedia dalam membuat

perencanaan mini power plant ini, maka penulis membatasi cakupan

permasalahan. Adapun pembatasan tersebut yaitu melakukan analisa tenaga aliran

air yang diubah menjadi energi mekanis untuk menggerakkan sudu-sudu turbin,

sehingga diperoleh input putaran poros yang cukup tinggi. Dengan bantuan

transmisi daya, maka putaran input tersebut akan dinaikkan menjadi putaran

output yang sesuai dengan data teknis generator yang dipakai.

Masalah khusus yang akan dibahas dalam perencanaan ini adalah

Perencanaan Mini Power Plant yang menggunakan transmisi Roda Gigi dan Belt.

Dimana menggunakan generator pada Laboratorium Power Teknik Elektro ITS

dengan putaran 1500 rpm dan frekuensi 50 Hz.

1

BAB II

PUTARAN DAN DAYA TURBIN AIR

Daya yang dihasilkan oleh generator berdasar atas putaran pada transmisi

yang ada.Dalam hal ini, roda gigi dan belt yang mentransmisikan putaran tersebut.

2.1. Kecepatan Aliran

Aliran air sungai yang memiliki kecepatan atau debit tertentu, diarahkan

menuju suatu tempat penampungan. Kemudian air tersebut dialirkan melalui pipa

dengan diameter yang sesuai, agar kecepatan fluida yang diinginkan untuk

menggerakkan sudu-sudu turbin dapat maksimal.

Gambar 2.1

Data-data yang diperlukan (asumsi):

V1 = V sungai = 2.5 m/s D = 8.5 in = 0.22 m

L1 = 1 m L2 = 1.7 m

R = 0.18 m r = 0.08 m

Asumsi

Aliran Steady Flow

2


Incompressible (ρ konstan)

Luas pipa penampang konstan

P1 = P2 = P konstan

Z1 = L2 ; Z2 = 0

α1 = α2 = 1 (kecepatan uniform)

Bahan dari cast iron

Properties

Persamaan dasar yang digunakan

- = hlt ....................1

hlt = hl + hlm

hl = → (head loss minor) ....................2

hlm = k1 + k2 + f ....................3

dimana:

f = Faktor koefisien gesek

k = koefisien losses

Le = panjang pipa

Analisa:

Substitusi persamaan 2 dan 3 ke persamaan 1, sehingga:

- = + k1 + k2 + f

V2 =

dimana:

Bahan pipa cast iron (fig 8.15) untuk diameter pipa 8 in. Didapat =

0.00075 dan (fig 8.14) diperoleh faktor gesek f = 0.021

Head loses pada elbow 90°


3


= = 1 (dari fig 8.18) didapat harga = 15

Dimana adalah panjang pipa lurus equivalen dengan losses

Koefisien losses pada pipa masuk (k1)

Dari tabel 8.1 pada = = 0.05 didapat k1 = 0.04

Koefisien losses pada pipa keluar (k2)

k2 = 1

Dari sini didapat:

V2 =

V2 =

V2 = 3.85 m/s

Debit Aliran:

Q = V1.A2 = (3.85) . ((0.25). (3.14) . (0.2)2)

= 0.12 m3/s

2.2. Menentukan Putaran Turbin Air

Gambar 2.2

Data yang diperlukan:


4

V2

h1

h2

d1 d2


V2 = 3.85 m/s h1 = 2.5 m

d1 = 1 m h2 = 1 m

d2 = 1.5 m

drata-rata = 1.25 m

Bentuk sudu :

Gambar 2.3

Volume maksimal dalam turbin air:

V = = . (3.14) . (0.2)2 . (0.4) = 0.00628 m3

Persamaan energi pada keadaan 2 dan 3

=

Asumsi

Pengaruh gesekan udara diabaikan (h1 = 0)

Air dalam sudu sudah tumpah semuanya setelah menempuh 45°

Jadi:

V3 =

=

= 8.3 m/s


5

L = 0.2 mL

L


Energi akibat berat air dalam sudu:

Ep = m.g.h

= ρ . V. g . h

= 1000 kg/m3 . 0.00628 m3 . 9.8 m/s . 1 m

= 61.54 Joule

Waktu yang digunakan untuk menempuh θ (45°)

Gambar 2.4

ω = → dθ = ω dt

θ = ω . t

V3 = → V3 =

V3 = - = - cos ωt + r

V3 = r . ω sin ωt

ω =

ω = 8.4 rad/s

ω = → n = = 80 rpm

2.3. Menentukan Daya Turbin Air


6

r cos Ө

r- r cos Ө

Ө


Waktu yang diperlukan adalah:

ω = 2.π.f =

T = → (untuk satu putaran penuh)

Sedangkan untuk menempuh 45° diperlukan waktu:

T = = 0.099956 s

Checking V sudu terhadap aliran

V sudu ≤ Q . T

Q . T = (0.12) . (0.099956) = 0.06 ≥ 0.053 m3 (memenuhi)

Daya turbin akibat adanya kecepatan:

Wp = = = 4900 watt

Daya turbin akibat air jatuh:

WA = = = = ρQgha

dimana:

Q = V2 . A2

sehingga:

WA = 1000 Kg/m3 . 0.12 m3/s . 9.8 m/s2 . 2.5 m

= 2940 Watt

Daya output turbin total:

Wtot = WA + WP

= 566.449 + 2940

= 3506.45 Watt

Jika efisiensi turbin air 50%, maka

Daya output turbin air = (0.5).(3506.45) = 2454.52 W = 2.3 HP.


7

BAB III

PERHITUNGAN TRANSMISI RODA GIGI

Poros yang diperhitungkan adalah poros dengan kedudukan paralel dan

dipilih roda gigi lurus (spur gear) full depth involute dengan sudut tekan (φ) =

20°; atas dasar memiliki putaran yang rendah serta harganya relatif lebih

ekonomis.

3.1. Perhitungan Berat Roda Gigi dan Pulley

Material yang dipergunakan untuk roda gigi adalah Gray Cast Iron dari

tabel A-16 (Aaron Deutschman) didapatkan density (ρ) = 0.26 lb/in3. Karena

ukuran diameter roda gigi relatif kecil, maka dibuat pejal.

Roda Gigi 1

Diameter pitch (D1) = 10 in

Lebar roda gigi = 1.6 in

V1 =

=

= 125.6 in3

W1 = V1 x ρ

= 125.6 x 0.26

= 32.656 lb

Roda Gigi 2

Diameter pitch (D2) = 2.5 in


V2 =

=

8

Perhitungan Transmisi Roda Gigi

= 7.85 in3

W2 = V2 x ρ

= 7.85 x 0.26

= 2.041 lb

Roda Gigi 3

Diameter pitch (D3) = 5 in


V3 =

=

= 35.325 in3

W3 = V3 x ρ

= 35.325 x 0.26

= 9.1845 lb

Roda Gigi 4

Diameter pitch (D4) = 2.5 in


V4 =

=

= 8.83125 in3

W4 = V4 x ρ

= 8.83125 x 0.26

= 2.296125 lb

Pulley 1

materialnya adalah Cast Iron dengan (ρ) = 0.26 lb/ in3

Luas penampang belt (Ab) = 0.128 in2

Lebar pulley (B) = 1.04 in

Diameter (Dpi) = 12.6 in

V1 =


9


=

= 4.89 in3

W1 = V1 x ρ

= 4.89 x 0.26

= 1.27 lb

Pulley 2

materialnya adalah Cast Iron dengan (ρ) = 0.26 lb/ in3

Luas penampang belt (Ab) = 0.128 in2

Lebar pulley (B) = 1.04 in

Diameter (Dpi) = 5.6 in

V2 =

=

= 25.393 in3

W2 = V2 x ρ

= 25.393 x 0.26

= 6.6026 lb

3.2. Analisa Gaya pada Pasangan Roda Gigi I

Dalam hal ini data-data yang diperlukan:

Daya (N) = 2.3 ≈ 2 Hp (dari putaran turbin air)

Putaran penggerak (n1) = 80 rpm (dari putaran turbin air)

Jumlah gigi penggerak (nt1) = 60

Diametral pitch (p) = 6

Diameter pitch (d1) = 10 in.

Gaya-gaya yang bekerja pada pasangan roda gigi I:

Torsi yang terjadi (T)

T = 63000 (pers. 10-11/Aaron Deutschman)

= 63000

= 1575 lb.in.


10


Kecepatan keliling (V)

V =

=

= 209.3 ft/min

Gaya Tangensial (FT)

FT =

=

= 315.34 lb.

Gaya Radial ( FR)

FR = FT.tg φ

= 315.336.tg 20°

= 114.77 lb

Gaya Normal ( FN)

FR =

=

= 335.22 lb

Gaya Dinamis ( FD)

Karena 0 ≤ V ≤ 2000 (ft/min) maka :

FD =

=

= 425.34 lb

3.2.1. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode Lewis

Menghitung lebar gigi (b) dengan penyesuaian bahan roda gigi

Dari tabel 10-2 didapat Y = 0.421 ( untuk 60 gigi )


11


Bahan roda gigi

Disini bahan roda gigi diambil

Roda gigi 1 = Gray cast iron, ASTM 25 ; 174 BHN

Roda gigi 2 = Copper base materials SAE 65 )ASTM B144-52,3C)

(phospor bronze)

Dari tabel 10-3 didapatkan

So1 = 8000 psi

So2 = 12000 psi

Dilakukan pengecekan keamanan/kekuatan roda gigi

So1 . Y1 = So2 . Y2

8000 . 0.421 = 12000 . Y2

Y2 = 0.289

Dari tabel (10-2) didapatkan NT2 = 15 (Y2 = 0.289)

Maka : d2 =

=

= 2.5 in

Tinjauan lebar gigi dianalisa dari beban keausan (Fw) ≡FD

Fw = d . b . Q . k

dimana :

Q = = = 0.4

k = faktor beban dinamis (tabel 0-11)

= 264 psi (φ = 20.cast iron & cast iron)

b = =

= = 1.611

Checking → ≤ b ≤ ; p = 6

1.5 ≤ 1.6 ≤ 2.17

Jadi diambil b = 1.6


12


Pengecekan kemampuan bahan menahan beban kerja

Agar aman, maka Fb ≥ FD

dimana :

Fb = So x Y x

Fb1 = So1 x Y1 x = = 4014 lb

Fb2 = So2 x Y2 x = = 3791 lb

Jadi , Fb1 dan Fb2 ≥ FD → Bahan aman

3.2.2. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode AGMA

Gigi pada roda gigi dikatakan aman jika tegangan desain ijij maximum lebih

besar dari tegangan tekan pada akar gigi (Sad ≥ σt ).

σt =

dimana :

FT = beban yang ditransmisikan

ko = faktor koreksi beban lebih (tabel 10-4)

= 1 (uniform)

P = diametral pitch

ks = faktor koreksi ukuran

= 1 (spur gear)

km = koreksi distribusi beban (tabel 10-5)

= 2

kv = faktor dinamis

= 0.9 ( kurva 2)

J = faktor geometri

= 0.34 (fig 10-22)

maka :

σt =

σt =


13


= 2748.06 psi

Sad =

dimana :

Sad = tegangan ijin maksimum perencanaan (psi)

Sat = tegangan ijin material (psi)

untuk roda gigi 1;ASTM 25(AGMA 35)interpolasi tabel 10-7

Sat1 = 6750 psi

untuk roda gigi 2:ASTM 35

Sat2 = 10750 psi

kL = faktor umur (tabel 10-8)

= 1.1 (1 million cycle)

kR = faktor keamanan (tabel 10-10)

= 1.33 (normal design)

kT = faktor temperatur

=

TF = temperatur minyak pelumas tertinggi (± 160° F)

kT = =1

maka:

Sad1 = Sad2 =

= =

= 5582.706 psi = 8890.977 psi

Jadi, Sad1 dan Sad2 ≥ σt → aman

Pengecekan keausan bahan dengan metode AGMA

σc = Sac

dimana :


14


σc = Cp

σc = tegangan tekan yang terjadi

Cp = koefisien elastis bahan (tabel 10-12)

= 1800 (cast iron – cast iron)

FT = gaya tangensial yang ditransmisikan

Co = faktor beban lebih (tabel 4)

= 1 (uniform)

Cv = faktor dinamis (fig 21 kurva 4)

= 0.776

Cs = faktor ukuran

= 1

CM = faktor distribusi beban

= 1.33 (tabel 13)

J = faktor geometri

= 0.128 (φ = 20 FD ; Ntp= 60; I=4)

Cp = faktor kondisi permukaan

= 1.25 (tegangan sisa masih ada)

Sac = tegangan kontak yang diijinkan bahan

Sac1 = 75000 psi

Sac2 = 85000 psi

CL = Faktor umur

= 1 (10.106 cycle)

CH = faktor perbandingan kekerasan

= 1 (k < 1.2)

CT = faktor temperatur

= 1 (kenaikan temperatur tiak lebih dari 250° F)

CF = faktor keamanan

= 1 (tabel 16)

Sehingga :

σc1 = Cp


15


= 1800

= 34923.95 psi

Sac1’ = Sac

= 75000

= 75000 psi

Jadi , σc1 < Sac1’ → aman

σc2 = Cp

= 1800

= 69847.92 psi

Sac2’= Sac

= 85000

= 85000 psi

Jadi , σc2 < Sac2’ → aman

Perhitungan – perhitungan tambahan :

Ratio putaran = = 4

Putaran roda gigi 2 = 4 . 80 = 320 rpm

Diameter dasar :

dd = d cos φ

dd1 = 10 cos 20 = 9.397 in

dd2 = 2.5 cos 20 = 2.349 in

diameter luar :


16


da = d + (2 x a)

dimana dari tabel 10-1 didapat a = = = 0.17

da1 = 10 + (2 x 0.17) = 10.3 in

da2 = 2.5 + (2 x 0.17) = 2.84 in

jarak titik pusat antar roda gigi (c)

c = = = 6.25

3.3. Analisa Gaya pada Pasangan Roda Gigi II

Dalam hal ini data-data yang diperlukan:

Daya (N) = 2.3 ≈ 2 Hp (dari putaran turbin air)

Putaran penggerak (n1) = 320 rpm (dari putaran turbin air)

Jumlah gigi penggerak (nt1) = 30

Diametral pitch (p) = 6

Diameter pitch (d1) = 2.5 in.

Sudut tekan ( φ ) = 14.5° ( full depth involute )

Gaya-gaya yang bekerja pada pasangan roda gigi II:

Torsi yang terjadi (T)

T = 63000 (pers. 10-11/Aaron Deutschman)

= 63000

= 393.75 lb.in.

Kecepatan keliling (V)

V =

=

= 418.66 ft/min

Gaya Tangensial (FT)


17


FT =

=

= 157.645 lb.

Gaya Radial ( FR)

FR = FT.tg φ

= 157.63.tg 14.5°

= 40.769 lb

Gaya Normal ( FN)

FR =

=

= 162.816 lb

Gaya Dinamis ( FD)

Karena 0 ≤ V ≤ 2000 (ft/min) maka :

FD =

=

= 267.629 lb

3.3.1. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode Lewis

Menghitung lebar gigi (b) dengan penyesuaian bahan roda gigi

Dari tabel 10-2 didapat Y3 = 0.318 ( untuk 30 gigi )

Bahan roda gigi

Disini bahan roda gigi diambil



Dari tabel 10-3 didapatkan

So3 = 12000 psi

So4 = 15000 psi


18


Dilakukan pengecekan keamanan roda gigi / kekuatan roda gigi

So3 . Y3 = So4 . Y4

12000 . 0.318 = 15000 . Y4

Y4 = 0.2544

Dari tabel (10-2) didapatkan NT4 = 15 (Y4 = 0.2554)

Maka : d2 =

=

= 2.5 in

Tinjauan lebar gigi dianalisa dari beban keausan (Fw) ≡FD

Fw = d . b . Q . k

dimana :

Q = = = 0.3

k = faktor beban dinamis (tabel 0-11)

= 193 psi (φ = 14.5.cast iron & cast iron)

b = =

= = 1.848

Checking → ≤ b ≤ ; p = 6

1.5 ≤ 1.8 ≤ 2.17

Jadi diambil b = 1.8

Pengecekan kemampuan bahan menahan beban kerja

Agar aman, maka Fb ≥ FD

dimana :

Fb = So x Y x

Fb3 = So3 x Y3 x = = 1775 lb

Fb4 = So4 x Y4 x = = 2123 lb


19


Jadi,Fb3 dan Fb4 ≥ FD → Bahan aman

3.3.2. Pengecekan Kekuatan Bahan dengan Metode AGMA

Gigi pada roda gigi dikatakan aman jika tegangan desain ijij maximum lebih

besar dari tegangan tekan pada akar gigi (Sad ≥ σt )

σt =

dimana :

FT = beban yang ditransmisikan

ko = faktor koreksi beban lebih (tabel 10-4)

= 1 (uniform)

P = diametral pitch

ks = faktor koreksi ukuran

= 1 (spur gear)

km = koreksi distribusi beban (tabel 10-5)

= 2

kv = faktor dinamis

= 0.83 ( kurva 2)

J = faktor geometri

= 0.33 (fig 10-22)

maka :

σt =

σt =

= 2602.89 psi

Sad =

dimana :

Sad = tegangan ijin maksimum perencanaan (psi)

Sat = tegangan ijin material (psi)

untuk roda gigi 3;ASTM 35(AGMA 25)interpolasi tabel 10-7


20


Sat3 = 10750 psi

untuk roda gigi 4:ASTM 50(AGMA 35) interpolasi tabel 10-7

Sat4 = 17500 psi

kL = faktor umur (tabel 10-8)

= 1.1 (1 million cycle)

kR = faktor keamanan (tabel 10-10)

= 1.33 (normal design)

kT = faktor temperatur

=

TF = temperatur minyak pelumas tertinggi (± 160° F)

kT = =1

maka :

Sad3 = Sad4 =

= =

= 8890.977 psi = 14473.68 psi

Jadi, Sad3 dan Sad4 ≥ σt → aman

Pengecekan keausan bahan dengan metode AGMA

σc = Sac

dimana :

σc = Cp

σc = tegangan tekan yang terjadi

Cp = koefisien elastis bahan (tabel 10-12)

= 1800 (cast iron – cast iron)

FT = gaya tangensial yang ditransmisikan

Co = faktor beban lebih (tabel 4)

= 1 (uniform)


21


Cv = 0.58 = faktor dinamis (fig 21 kurva 4)

Cs = faktor ukuran

= 1

CM = faktor distribusi beban

= 1.33 (tabel 13)

J = faktor geometri

= 0.08 (φ = 14.5 FD ; Ntp= 30; I=2)

Cp = faktor kondisi permukaan

= 1.25 (tegangan sisa masih ada)

Sac = tegangan kontak yang diijinkan bahan

Sac1 = 75000 psi

Sac2 = 85000 psi

CL = Faktor umur

= 1 (10.106 cycle)

CH = faktor perbandingan kekerasan

= 1 (k < 1.2)

CT = faktor temperatur

= 1 (kenaikan temperatur tiak lebih dari 250° F)

CF = faktor keamanan

= 1 (tabel 16)

Sehingga :

σc3 = Cp

= 1800

= 45091.27596 psi

Sac3 = Sac

= 75000

= 75000 psi


22


Jadi , σc3 < Sac3 → aman

σc4 = Cp

= 1800

= 63768.69 psi

Sac4 = Sac

= 85000

= 85000 psi

Jadi , σc4 < Sac4 → aman

Perhitungan – perhitungan tambahan :

Ratio putaran = = 2

Putaran roda gigi 4 = 2 . 320 = 640 rpm

Diameter dasar :

dd = d cos φ

dd3 = 5 cos 14.5 = 4.84 in

dd4 = 2.5 cos 14.5 = 2.42 in

diameter luar :

da = d + (2 x a)

dimana dari tabel 10-1 didapat a = = = 0.17

da1 = 5 + (2 x 0.17) = 5.34 in

da2 = 2.5 + (2 x 0.17) = 2.84 in

jarak titik pusat antar roda gigi (c)

c = = = 3.75

3.4. Perhitungan Transmisi Belt dan Pulley


23


Data-data teknis yang diperlukan:

Daya = 2 Hp

Putaran Input = 640 rpm

Putaran Output = 1500 rpm

Menurut tabel 17-4 (R.S. Khurmi Gupta) untuk daya 2 Hp, memenuhi

standart V-belt type A dengan range daya 0.2 – 5 Hp. Berdasarkan dimensi

standart V-belt (tabel 3-5, diktat ELMES). Untuk type A diperoleh:

Dimensi V-belt

Lebar belt (b) = 13 mm

Tinggi belt (h) = 8 mm

Range panjang belt = 500 – 4000

Konstanta formula: (a) = 25; (w) = 120

Perhitungan-perhitungan:

Kecepatan keliling (V):

V =

=

= 10.55 m/s

Gaya keliling yang timbul (Frated)

Frated = 102

= 102

= 14.58 Kgf

Diperkirakan kincir bekerja dengan overload faktor (β = 1.5)

sehingga gaya keliling yang bekerja pada V-belt akan bervariasi dan mencapai

harga maksimal sebesar:

F = β . Frated

= (1.5) . (14.58)

= 21.87 kg


24


Menghitung panjang belt (L) dari tabel (3-7) (diktat)

L =

=

dimana diketahui bahwa

500 mm ≤ L ≤ 4000 mm

dicoba diambil L = 875 mm

dari rumus ABC didapat = 274.6 mm

jarak antara kedua sumbu poros ( )

Dari perhitungan di atas diperoleh = 274.6 mm, dimana jarak dapat

bervariasi untuk mengatur ketegangan dan kekendoran belt yang dipasang.

min = - 2h = 274.6 – (2(13.5)) = 258.6 mm

(merupakan jarak minimal supaya belt tidak lepas dari pulley)

max = (1.05 / 1.1) . = (1.05) . (274.6) = 288.3 mm

(merupakan jarak maksimal supaya belt tidak lepas dari pulley)

Menghitung jumlah belt (z)

z =

dimana:

k = k0 . Cv . Cα

k0 = a – w = 25 – 215 = 18.44

sudut kontak α diperoleh dari tabel 3-7

α = 180 -

= 180 -

= 138.9

Dari tabel 3-8 dan tabel 3-9 didapat:

V = 15.7 m/s → Cv = 1

α = 138.9° → Cα = 0.89

maka:


25


k = (18.14) . 1 . (0.89) = 16.144 Kg/cm2

sehingga

z =

=

= 1.693

z diambil 2 buah

Pengecekan jumlah belt (z) karena pengaruh tegangan pemakaian dan

tegangan akibat pemasangan:

z =

dimana:

k = 2 φσo

σo = 12 Kg/cm2 (untuk V-belt)

φ = φo = 0.7 (faktor tarikan untuk V-belt)

k = 2 x 0.7 x 12 = 1638 Kg/cm2

z =

= = 1.627 ≈ 2 buah

Menghitung lebar pulley:

Lebar pulley penggerak dibuat sama dengan lebar pulley yang digerakkan.

B1 = B2 = (z-1)t – 2.s

= (2-1)16 – 2 . 10

= 36 mm

Menghitung umur belt:

Tegangan maksimum yang bekerja:

σmax = σo + + σv + σb

= σo +


26


Dimana:

σo = 12 Kg/cm2

γ = 1 Kg/dm3 (dari tabel 3-4, diktat, dimana untuk bahan solid

woven cotton γ = 0.75 / 1.05 Kg/dm3)

g = 9.81 m/sec2

Eb = modulus elastisitas = 500 Kg/cm2 (dari tabel 3-4, diktat)

Maka:

σmax = σo +

= 12 +

= 85.75 Kg/cm2

Jumlah putaran belt per menit:

U =

= = 12.05 rps

Jadi umur belt dapat dihitung:

H =

dimana:

Nbase = basic dari fatigue test (107 cycle)

σfat = fatigue limit, untuk V-belt = 90 Kg/cm2

m = 8 (untuk V-belt)

X = 2 (jumlah pulley yang berputar)

maka:

H =

=

= 3492.99 jam kerja


27

BAB IV

PERHITUNGAN POROS

Poros biasanya mendapat beban torsi, bending, atau kombinasi

keduanya.Putaran penggerak akan mengahasilkan gaya normal (FN) yang

merupakan resultan gaya antara gaya tangensial (FT) dan gaya radial (FR). Gaya

normal arahnya tegak lurus dan menuju permukaan gigi(dianalisa) yang

mengalami kontak dengan permukaan gigi ada pasangannya. Analisa gaya pada

porors ditunjukkan pada langkah-langkah perhitungan di bawah ini.

Reaksi tumpuan pada turbin:

Arah horisontal:

AH FT1 BH

ΣMAH = 0

BH x 7.87 + FT1 x3.93 = 0

BH = - 411.97 (arah terbalik)

ΣFH = 0

BH – FT1-AH = 0

AH = -2830.52 (arah terbalik)

Arah Vertikal: W1

AV FR1 WC

ΣMAV = 0

W1 x 2 – BV x 5 – FR1 x 2 + WC x 5.93 = 0

BV = - 77,1 (arah terbalik)

28

3.93. in

3.93

3.93 in 3.93 in BV

Perhitungan Poros

ΣFV = 0

BV + FR1 – W1 – AV – WC = 0

AV = -30.74 (arah terbalik)

Bidang gaya:

AH = 189.204

BH = 126.36

FT1 = 315.34

FR1 = 114.77

AV = 114.9596

BV = 32.8 456

W1 = 32.656

4.1. Perhitungan Poros 1

Data-data teknis:

W1 ( berat roda gigi ) = 32.656 lb

FT1 ( gaya tangensial roda gigi ) = 315.34 lb

FR1 ( gaya radial roda ggi ) = 114.77 lb

Reaksi tumpuan

Arah horisontal:

AH FT1 BH

ΣMAH = 0

BH x 5 + FT1 x 2 = 0

BH = - 126.36 (arah terbalik)

ΣFH = 0

BH – FT1-AH = 0

AH = -189.204 (arah terbalik)


29

2. in 3 in

( + )

( - )

( - )

( + )

Perhitungan Poros

Arah Vertikal: W1

AV FR1 BV

ΣMAV = 0

W1 x 2 – BV x 5 – FR1 x 2 = 0

BV = -32.8 456 (arah terbalik)

ΣFV = 0

BV + FR1 – W1 – AV = 0

AV = -114.9596 (arah terbalik)

Bidang gaya:

AH = 189.204

BH = 126.36

FT1 = 315.34

FR1 = 114.77

AV = 114.9596

BV = 32.8 456

W1 = 32.656

Bidang Momen: MH = 102.63

A X B


30

2 in 3 in

( + )

( - )

( - )

( + )

Perhitungan Poros

MV = 394.17

Terlihat momen bending terbesar terjadi di titik x, jadi:

MX =

=

= 407.32 lb.in

Torsi yang terjadi:

τ = FT x

= 315.34 x 5

= 1576.7 lb.in

Pada poros penerus daya yang mempunyai roda gigi, maka kejutan berat

akan terjadi pada saat mulai atau sedang berputar.Sehingga poros mendapat

pengaruh kelelahan akibat beban berulang yang dihitung dengan teori Distorsi

Energi:

≥

Dimana :

Untuk poros pejal Di = 0

Ksb dan Kst = 1.0 (steady loads,tabel 6-5,diktat)

Mm = Momen bending rata-rata

= 0(momen bending berulang dan tidak berfluktuasi)

Mx = Momen bending range

τm = τ1

τR = 0 (torsi merata)

dipilih bahan poros

Steel AISI 1040 (cold drawn),dari tabel A-2 (Aaron) didapat :

So = 64000 psi

Syp= 42000 psi

Mencari endurance limit (Se)

Sn’ = 0.5So


31

Perhitungan Poros

= 0.5.64000 = 32000 psi

Dari tabel konsentrasi tegangan (tabel 8-1)untuk poros dengan lubang pasak

model profile didapat :

Kf (bending) = 1.6 dan Kfs’(torsi) = 1.3

Poros beroperasi pada tekanan atmosfer dengan survival rate 90% didapat DMF =

1.28 (tabel 3-2,Aaron),sehingga faktor kepercayaannya(CR):

CR = 1-0.08x(1.28) = 0.9

Faktor koreksi lasan (CW) = 1(tanpa lasan)

Faktor koreksi ukuran (CS) = 1

Faktor koreksi permukaan (CF) = 0.75(machined,tabel B-3,Aaron)

Faktor keamanan (N) =3 (ada lubang pasak)

Maka : S0 = CR x CS x CF x CW x x Sn’

= 0.9 x 1 x 0.75 x 1 x x 32000

= 13500

Sehingga diameter poros:

d13 ≥

d1 ≥ 0.00073

d1 ≥ 1.35 in = 34.54 mm diambil 30 mm


FT1 FT2

C D

CH DH

Reaksi tumpuan

Arah Horisontal :

∑ MCH = 0

DH x 5 – FT1 x 2 – FT2 x 4 = 0

DH = 252.252


32

2 in 2 in 1 in

Perhitungan Poros

∑ FH = 0

FT1 + FT2 – CH – DH = 0

CH = 315.34 + 157.645 – 252.252

= 220.733

Arah Vertikal :

FR1=114.77 FR2=40.769

C D

Cv W1 W2 Dv

∑ Mcv = 0

W1 x 2+ FR1 x 2+ W2 x 3– FR2 x 3 – Dv x5 = 0

Dv = 35.7336 lb

∑ Fv = 0

= 2..041 + 114.77 + 32.656 – 40.769 – 35.7336

Cv = 72.9644

Bidang gaya :

Bidang Momen :

Terlihat momen bending terbesar terjadi di titk J, jadi:

Mj =


33

2 in 2 in 1 in

+220.733

39.37 +

252.252

+72.9644

-

37.09

35.7336

492.5

C J K D

199.375 13.75

698.15

Perhitungan Poros

=

= 718.1945 lb in

Torsi yang terjadi:

τ = FT x

= 157.645 x 1.25

= 197.05625 lb in

Diameter dari poros dicari dari teori Distorsi Energy dengan data – data seperti

pada poros 2:

d23 ≥

d2 ≥ 0.00073

d2 ≥ 1.65 in = 41.91 diambil d2 = 2.5 in


Torsi yang terjadi (T3)

T3 =

= 196.875

= 3

T3 = x (F1 – F2)

= x (3F2 – F2)

= (2F2) = DF2

F2 = 15.502

F1 = 46.506

R2 = F12 + F2

2 + 2 x F1 F2 cos 20

R = 61.3028


34

R

F1

F1

F2

F2

R θ

Fv

FH

R

Wp

FR4

FT4

W4 EH Ev

Perhitungan Poros

Arah Horisontal

EH FH

∑ MF = 0

FT3 x 2.5 – FH x 10 = 0

FH = 39.41125

∑ FH = 0

EH + FH – FT4 = 0

EH = 118.23375

Arah Vertikal

∑ ME = 0

FR3 x 2.5 + W3 x 2.5 +WP x 7.5 – R x 7.5 – FV x 10 = 0

FV = 10.6085

∑ FH = 0

FR4 + W4 + WP – R – EV – FV = 0

EV = 3.809825

Bidang gaya


35

2 in 2 in 2.5 in

M

FR3= 40.769

2 in 1 in 2in

EV W4 =2.296125WP = 32.656

FV

118.23375 +

_-39.41125

L

FT3 = 157.645

R

Perhitungan Poros

Bidang Momen

Terlihat bahwa momen maksimal pada titik L (torsional) dan titik M (vertikal)

jadi:

M3 =

=

= 313.1875

Torsi yang terjadi 84 lb in,sehingga diameter poros :

d33 ≥

d3 ≥ 0.00073 x

d3 ≥ 0.676 diambil 2.5 in


Arah Horisontal


36

3.809825

+

-_

10.6085

32.4275

295.6

98.4

9.852 26.59

E

L M

F

2.5 in 2.5 in

GH HH

Perhitungan Poros

∑ MGH = 0

HH x 5 = 0

HH = 0

∑ FH = 0

HH + GH = 0

GH = 0

Arah Vertikal

∑ MGV = 0

HV x 5 + R x 2.5 = 0

HV = -30.6514 (arah terbalik)

∑ FH = 0

GV + R – HV = 0

GV = -30.6514 (arah terbalik)

Mn =

=

= 77.6249

Bidang gaya

Arah Horisontal tidak terdapat gaya

Bidang Momen

Arah horisontal tidak terdapat gaya


37

2.5 in 2.5 in

R = 61.3028

GV HV

+

-

G R H

Perhitungan Poros

Torsi yang terjadi 84 lb in,sehingga diameter poros :

d43 ≥

d3 ≥ 0.00073 x

d3 ≥ 0.18 in = 4.476 diambil 2.5 in


38

77.6249

BAB V

PERHITUNGAN BANTALAN

Pemilihan tipe bantalan disesuaikan dengan gaya-gaya yang bekerja pada

poros tempat bantalan tersebut dipasang.Dalam perencanaan ini dipilih bantalan

jenis Deep Groove Ball Bearing yang cocok untuk menumpu beban radial lebih

besar dari beban aksial.

Analisa Bantalan pada turbin:FRA =

=

= 2830.68

FRB =

=

= 413.11

5.1. Bantalan pada Poros 1

Bantalan A:

FRA =

=

= 221.39

Bantalan B:

FRB =

=

= 130.56

Beban Ekuivalen (P)

Karena FR ≥ Fa maka berlaku:

P = 1 x 162.92

Untuk bantalan di A,diameter poros ds1 = 30 mm dipilih bantalan dengan seri

dimensi 02.Single Row Deep Groove Ball Bearing:

39

D ds

h

r

r rg

Perhitungan Bantalan

D = 62 mm

B = 16 mm

Co = 2250 lb

r = 1.5 mm

rg.max = 1 mm

hmin = 2.8 mm

Umur bantalan

L10 =

Dimana:

L10 =

L10 =

L10 = 1.827 X 106 jam kerja

Untuk bantalan di B,dipilih sama dengan bantalan di A.


Bantalan C

FRC =

=

= 262.59

Bantalan D:

FRD =

=

= 254.770

Putaran poros 2 (n2) = 320 rpm

Untuk bantalan di C,diameter poros 30 mm dari FAG didapat:

D = 62 mm

B = 16 mm

Co = 2250 lb

C = 3360 lb


40


r = 1.5 mm

rg.max = 1 mm

hmin = 2.8 mm

Umur bantalan

L10 =

=

= 77920.17585 jam kerja

Untuk bantalan di D,diameter poros dikecilkan (karena gaya radialnya lebih

kecil)menjadi 25 mm,type bantalan sama sehingga didapat:

ds = 25 mm

D = 52 mm

B = 16 mm

Co = 1596.14 lb

C = 2472.9 lb

r = 1.5 mm

rg.max = 1 mm

hmin = 2.8 mm

P = V x FRC

= 1 x 197.223

= 197.223

Umur bantalan

L10 =

=

= 102670.518 jam kerja


Bantalan E

FRE =

=


41


= 118.295

Bantalan F:

FRF =

=

= 40.82


Untuk bantalan di E,diameter poros 25 mm dari FAG didapat:

D = 52 mm

B = 15 mm

Co = 1596.14 lb

C = 2472 lb

r = 1.5 mm

rg.max = 1 mm

hmin = 2.8 mm

P = V x FRE

= 1 x 118.395

= 118.295

Umur bantalan

L10 =

=

= 237897.17 jam kerja

Untuk bantalan di F,diameter poros dikecilkan (karena gaya radialnya lebih

kecil)menjadi 20 mm,type bantalan sama sehingga didapat:

ds = 20 mm

D = 42 mm

B = 12 mm

Co = 989.16 lb

C = 1618.6259 lb

r = 1.5 mm

rg.max = 0.6 mm


42


hmin = 2.1 mm

P = V x FRD

= 1 x 197.223

= 197.223

Umur bantalan

L10 =

=

= 14379.09 jam kerja


Bantalan G:

FRG =

=

= 30.6514

Bantalan H:

FRH =

=

= 30.6514


Untuk bantalan di G,diameter poros 20 mm dari FAG didapat:

ds = 20 mm

D = 42 mm

B = 12 mm

Co = 989.16 lb

C = 1618.65lb

r = 1 mm

rg.max = 0.6 mm

hmin = 2.1 mm

P = V x FRG

= 1 x 30.6514


43


= 30.6514

Umur bantalan

L10 =

=

= 1634338.82 jam kerja

Untuk bantalan di H,bantalan dipilih sama dengan bantalan di G:


44

BAB VI

PERHITUNGAN PASAK

Pasak berfungsi untuk mengantisipasi gerakan relatif antara poros dan

elemen mesin seperti roda gigi,pulley,sprocket,roda gila,impeller,dll.Tipe pasak

dispesifikasikan terutama bergantung pada besar torsi yang ditransmisikan.

Sebagai alternatif desain dipilih pasak tipe square key dengan bahan ASTM 47 A

dan Syp = 32 – 500 (Appendix A,Aaron)

Pada perhitungan panjang pasak (L) hanya ditinjau dari tegangan geser

yang berpengaruh paling besar terhadap kerusakan pasak.Sedangkan untuk

melindungi hubungan dari resiko pecah,dibuat panjang pasak minimal sama

dengan 25% lebih panjang dari diameter porosnya.

6.1. Pasak pada Roda Gigi 1

T1 = 1575 lb in

Dari tabel 7-6 Aaron untuk ds1 = 1.2 + 1.25 in,didapat

W = H = 0.25 in

≤

Dimana N = 2 (untuk beban kejut minimal)

L ≥

L ≥

L ≥ 1.069

Terlihat L > b1 = 1.069 in ; memenuhi

Jadi L ≥ 1.25 x d ≈ 1.6 in


T2 = 393.75 lb in

Dari tabel 7-6 Aaron untuk ds2 = 1.2 + 1.25 in,didapat

W = H = 0.25 in

45

Perhitungan Pasak

≤

L ≥

L ≥

L ≥ 0.267

Jadi L ≥ 0.5 in x d ≈ 1.6 in


T1 = 394.075 lb in

d = 1.25 in

W = H = 0.25 in

≤

L ≥

L ≥

L ≥ 0.267

Jadi L ≥ 0.5 in diambil L = 1.6 in.


T4 = 197.03 lb in

d = 1 in

W = H = 0.25 in

≤

L ≥

L ≥

L ≥ 0.17

Jadi L ≥ 0.17 in diambil L = 1.6 in

6.5. Pasak pada Pulley 1


46

Perhitungan Pasak

T4 = 196.875 lb in

d = 1 in

W = H = 0.25 in

≤

L ≥

L ≥

L ≥ 0.1337


6.6. Pasak pada Pulley 2

T4 = 84 lb in

d = 0.8 in

W = H = = 0.1875 in

≤

L ≥

L ≥

L ≥ 0.12043



47

KESIMPULAN

Dari perencanaan mini power plant ini, putaran input untuk generator

sebesar 1500 rpm.Identifikasi spesifikasi dari generator yang akan dipakai

terhadap input penggerak dan akibat kerugian daya selama proses transmisi pada

turbin perlu dilakukan agar transfer daya dapat berlangsung sesuai dengan

keamanan desain.

Bila daya yang akan dihasilkan cukup besar maka keuntungan dari daya

dapat dihasilkan dan dapat menghindari terjadinya polusi.Perencanaan pada setiap

elemen atau bagian mesin, telah dipilih material yang paling ekonomis mungkin

tanpa mengindahkan kekuatannya. Berikut ini adalah tabel kesimpulan data hasil

perhitungan.

Roda Gigi (inchi)

I II III IV

Nt

P

d

b

C

dd

da

60

6

10

1.6

6.25

9.397

10.3

15

6

2.5

1.6

6.25

2.249

2.84

30

6

2.5

1.8

3.75

4.84

5.34

15

6

2.5

1.8

3.75

2.42

2.84

Belt – Pulley (mm)

Tipe : Standar V-Belt Tipe A

dengan range 0.2 – 5 Hp

Bantalan : Single Row Deep Grove Ball

Bearing

Poros

Inchi

Panjang Diameter

I

II

III

IV

17.87

7

7

7

10

2.5

2.5

2.5

Pasak (inchi)

L W H

Roda gigi I

Roda gigi II

Roda gigi III

Roda gigi IV

Pulley I

Pulley II

1.6

1.6

1.8

1.8

1.04

1.05

0.25

0.25

0.25

0.25

0.25

0.1875

0.25

0.25

0.25

0.25

0.25

0.1875

Lebar (inchi)

I

II

III

IV

0.629

0.629

0.472

0.472

I II

a

amax

amin

z

b

Dout

Din

L

274.6

288.3

258.3

2

36

322

2.5

875

274.6

288.3

-

2

36

147

2.5

875

DAFTAR PUSTAKA

Berata, Wayan, Diktat Elemen Mesin, Jurusan Teknik Mesin ITS, Surabaya, 1986.

Deutschman, Aaron, Machine Design Theory and Practice, Macmillan Publishing Co, New York, 1975.

Gupta, Kurmi, Text Book Machine Design

Sato, G Takeshi. N Sugiarto, Menggambar Mesin Menurut Standart ISO, Pradya Paramita, Jakarta, 1981.

SKF, SKF bearing Catalog, SKF Publisher for Industri, 1985.

Triwinarno, Yunarko, Elemen Mesin II, Jurusan Teknik Mesin ITS, Surabaya, 1995.

LAMPIRAN

52

Lampiran


53

Lampiran


54

Lampiran


55

Lampiran


56

Lampiran


57

Lampiran


58

Lampiran


59

Lampiran


60

Lampiran


61

Lampiran


62

PEM - Pambudi

Documents

Transcript of PEM - Pambudi