1

Abstrak — Saat ini banyak dikembangkan pemanfaatan

energi laut sebagai tenaga listrik, salah satunya Pembangkit

listrik tenaga Gelombang Laut. Tentunya diperlukan sistem

transmisi untuk mentransmisikan daya dan putaran poros agar

lebih cepat ke generator sehingga daya yang dihasilkan

semakin besar. Perancangan ini bertujuan untuk mendapatkan

rancangan planetary gear yang diberi pemberat pada ketiga

planet gearnya yang hasilnya akan didapatkan putaran output

yang tinggi dan juga rancangan konstruksi gear dan poros

berdasarkan analisa tegangannya. Pada perancangan ini

divariasikan sudut bandul ponton (20°,25°,30°,35°,40°) dan

tebal pemberat pada planetary gear (30 mm, 50 mm, 80

mm).dengan rancangan ini akan dihasilkan putaran terendah

913.7 rpm pada variasi pemberat planet gear tebal 80 mm dan

sudut bandul ponton 20° serta putaran tertinggi 1569.3 rpm

pada variasi pemberat planet gear tebal 80 mm dan sudut

bandul ponton 20°.

Kata Kunci : Planetary Gear, Sistem transmisi, energi laut,

ponton

I. PENDAHULUAN

INDONESIA sebagai negara kepulauan memiliki +

17.508 pulau dengan panjang garis pantai + 81.290 km,

artinya Indonesia memiliki potensi energi laut yang sangat

besar kususnya gelombang laut.

Pada masa sekarang banyak teknologi pembangkit tenaga

listrik di Indonesia yang salah satunya yaitu Pembangkit

Listrik Tenaga Gelombang – Sistem Bandul (PLTGL-SB)

yang sedang dikembangkan untuk mengatasi ketersediaan

listrik di salah satu tempat di Indonesia. Tentunya diperlukan

sistem transmisi untuk mentransmisikan daya dan putaran

poros ke generator. Pada Tugas Akhir ini akan dilakukan

perancangan Sistem Transmisi untuk Penerapan Energi Laut

secara simulasi dan perhitungan kekuatan

Permasalahan-permasalahan yang diangkat dalam

penelitian ini, antara lain:

1. Perancangan dan perhitungan kekuatan planetary gear

2. RPM output yang dihasilkan planetary gear berdasarkan

variasi pemberat dan sudut kemiringan bandul ponton

3. Menenetukan torsi output yang dihasilkan

Sedangkan tujuan dari penelitian ini ialah untuk menjawab

pertanyaan di atas.

II. URAIAN PENELITIAN

Berikut ini adalah alur dari kegiatan yang dilakukan untuk

menyelesaikan permasalahan dalam penelitian ini:

A. Tahap Telaah

Berbagai literatur digunakan dalam menunjang penelitian.

Mulai dari teori terhadap gelombang seperti periode,

amplitudo dan hal lainnya. Selain teori terhadap gelombang,

dicari pula literatur terhadap rumus dan nilai tegangan yang

terjadi pada mooring line.

B. Pengumpulan data

Merupakan tahap dimana mengumpulkan data seperti

variasi model dan lain lain. Kemudian didapatkan data sebagai

berikut :

design kecepatan putaran 15 rpm dengan panjang lengan

bandul 1,5 m dan berat desain bandul maksimal 270 kg. Data

lainnya menggunakan asumsi/variasi. Variasi yang dilakukan

yaitu pada variasi sudut kemiringan bandul ponton

(20°,25°,30°,35°,40°) dan variasi tebal pemberat pada planet

gear yaitu 30 mm, 50 mm, 80 mm.

C. Perancangan Gear

Merupakan Tahap dimana dilakukan perancangan

dimensi gear dan poros, analisa gaya, kekuatan, pemilihan

material gear dan poros sebelum dilakukan penggambaran

model.

D. Penggambaran Model

Pada tahap ini dilakukan penggambaran model Planetary

Gear dengan menggunakan software Solidworks. Tahapannya

yaitu untuk penggambaran Arm dan poros dilakukan pada part

section, sedangkan untuk gearnya menggunakan fasilitas tool

box. Setelah itu digabungkan semuanya pada assembly section

yang kemudian di “mate” semua bagian tersebut agar menjadi

konstruksi planetary gear yang di inginkan.

E. Solidworks Static Stress Simulation

Setelah dilakukan penggambaran model berdasarkan

perhitungan, maka diperiksa kekuatan gear dan porosnya

dengan menggunakan static stress simulation di solidworks

untuk validasi perhitungan yang telah dilakukan

F. Motion Analysis

Setelah model digambar di SolidWorks, maka dilakukan

motion analysis atau analisa gerakan gear yang dipengatuhi

oleh pemberat pada planet gearnya. Disini dicari RPM yang

Perancangan Sistem Transmisi Untuk Penerapan Energi Laut

Zeno(1)

dan Irfan Syarif Arief, ST.MT(2)

(1)

Mahasiswa Teknik Sistem Perkapalan ITS, (2),(3)

Staff Pengajar Teknik Sistem Perkapalan ITS,

Fakultas Teknologi Kelautan, Institut Teknologi Sepuluh Nopember (ITS)

Jl. Arief Rahman Hakim, Surabaya 60111

E-mail: zeno09@mhs.ne.its.ac.id

2

dihasilkan akibat pengatuh pemberat pada planet gearnya dan

torsi input.

G. Pengambilan Kesimpulan

Apabila perhitungan dan analisa dapat diterima, maka

langsung dapat diambil kesimpulan semua analisa tersebut

diatas tentang bagaimana rancangan Planetary Gear yang

paling optimal

III. HASIL DAN PEMBAHASAN

3.1 Perhitungan Kekuatan Gear Tahap awal perancangan sistem transmisi yaitu

penentuan beberapa parameter dasar seperti modul, jumlah

dan sudut gigi, tebal gigi, rasio diameter, rpm dan torsi

Untuk perhitungan torsi pada variasi sudut lainnya yaitu :

Berikut merupakan parameter dasar yang ditentukan :

Jenis planetary gear

Modul 5

diametral pitch 5,08

putaran input 15 rpm

ratio diameter 6

jumlah gigi sun gear 50 buah

jumlah gigi planet gear 100 buah

sudut tekan (ø) 200 full depth

diameter sun gear 250 mm 9,8425 inch

diameter planet gear 500 mm 19,685 inch

panjang lengan bandul 1500 mm 59,06 inch

berat bandul 270 Kg 595,08 lbf

Torsi 221433,7493 lbf.inch

setelah ditentukan parameter inputnya, lalu dilakukan

perhitungan untuk menentukan kekuatan gear dan poros.

Langkah 1 (menentukan dan mencari dimensi

roda gigi)

Jumlah gigi :

Dengan asumsi M = 5, didapat :

Langkah 2 (mencari dan menentukan daya yang

di transmisikan)

Daya yang ditransmisikan yaitu :

Langkah 3 (mencari dan menentukan gaya &

beban pada roda gigi)

Pitch line velocity :

fpm

Gaya tangensial :

Beban dinamis :

Karena Vp < 600 fpm, maka

√

lb

Tebal gear

Beban keausan ijin :

Rumus dasar :

NtgNtp

Ntg

dgdp

dgQ

.2.2

Kemudian dengan syarat :

Beban bending ijin :

Rumus dasar :

Langkah 4 (analisa kekuatan terhadap patahan)

Analisa Kekuatan Pinion Persamaan tegangan yang terjadi pada akar gigi :

Roda gigi akan aman jika memenuhi

SadT

Langkah 5 (analisa kekuatan terhadap keausan)

Analisa Kekuatan Pinion - Persamaan dasar keausan menurut metode

AGMA :

√

- Persamaan keausan yang diijinkan :

(

)

3

Kesimpulan

Dimensi utama roda gigi :

Karakteristik Planet Gear Sun Gear

Lebar gigi 50 mm = 1.968 inch

Sudut tekan 200 Full Depth

200 Full

Depth

Diametral pitch 5,08

Modul 5 Jari-jari 250 mm 500 mm

Jumlah gigi 100 50

Bahan

(material)

AISI 4340

steel

normalized

hardness 321

BHN

AISI 4340

steel

normalized

hardness 321

BHN

Tabel 4. 1 kesimpulan dimensi pasanagn gear yang dipakai

Kekuatan roda gigi :

Kekuatan roda gigi :

Tabel 4. 2 kesimpulan kekuatan pasangan gear

3.2 Perhitungan poros

Perencanaan & Perhitungan Poros input sun gear

Sketsa Gaya-Gaya pada poros model 3D

Gambar 4. 1 Sketsa gaya pada poros input (Sun Gear)

Untuk perhitungan dengan konstruksi poros yang arahnya

vertikal seperti ini, maka gaya-gaya yang menyebabkan

terjadinya puntiran hanya terjadi pada beban vertikal saja,

sehingga analisa gaya yang dicari adalah analisa gaya dari

bidang vertikal.

Analisa gaya bidang vertikal

Dengan konstruksi sedemikian, pada poros I (input) ini

momen paling besar yaitu berasal dari momen bandul sebesar

2551,22 Nm.

Untuk perhitungan momen pada masing-masing titik

adalah menggunakan cara perbandingan sebagai berikut :

Sedangkan untuk gaya yang terjadi pada setiap titik sama

dengan gaya pada titik A yaitu

Sehingga diagram momen dan diagram gaya yang

dihasilkan adalah

Gambar 4. 2 diagram momen dan gaya poros input

Analisa Torsi dan Momen Total

- Momen total :

4

- Torsi :

T = TA = 2551,22 Nm = 22580,25 lb.in

Menghitung Diameter Poros

Dengan asumsi-asumsi sebagai berikut :

1. Beban yang terjadi adalah beban statis

2. Dimensi poros adalah pejal atau Di = 0

3. Bahan yang digunakan adalah AISI 4030 steel annealed

Su = 745 MPa ; Syp = 470 MPa

Karena hanya menggunakan momen puntir, Maka

persamaan yang digunakan adalah :

Tegangan geser yang diijinkan[5]

τa (kg/mm2) untuk

pemakaian umum pada poros dapat diperoleh dengan berbagai

cara, salah satunya τa dihitung atas dasar batas kelelahan

puntir adalah 18% dari kekuatan tarik σB (sesuai standar

ASME)

Sehingga material AISI 1045 steel cold drawn dapat

digunakan karena tegangan ijin material lebih besar daripada

tegangan geser torsional nya. Berikut material yang dipilih

Perencanaan & Perhitungan Poros planet gear

Gambar 4. 3 Sketsa gaya pada poros Planet Gea)

Untuk momen input yaitu MA sudah diketahui yaitu

berasal dari momen bandul sebesar 2551,22 Nm.

Berbeda dengan poros input yang hanya menggunakan

momen puntir, poros pada planet ini, momen yang terjadi

hanya momen bending. Hal ini dikarenakan hanya ada gaya

horizontal pada poros planet yang posisinya vertikal. Gaya

horizontal ini dikarenakan adanya planet gear yang berputar

berevolusi mengelilingi sun gear. Untuk momen puntirnya

dianggap tidak ada karena pada planet gear dipasang bearing

sehingga dianggap menghilangkan momen puntir.

Analisa gaya bidang vertikal

Dengan konstruksi sedemikian, pada poros II (poros planet

gear) ini momen paling besar pada titik F yaitu berasal dari

sun gear. Momen pada sun gear tersebut 811752 Nmm.

Sedangkan momen pada planet gear merupakan 1/3 dari

momen yang ada di sun gear. Sehingga nilai momen di planet

gear menjadi 270584,363 Nmm

Untuk mencari gaya pada titik G yaitu :

ME = 0 searah jarum jam +

Fv (140) + Gv(280) = 0

5798,236(140) + Gv(280) = 0

Gv = 2899,118 N

Untuk mencari gaya pada titik E yaitu :

MG = 0 searah jarum jam +

Ev(280) + Fv (140) = 0

Ev(280) + 5798,236 (140) = 0

Ev = 2899,118 N

Untuk perhitungan momen pada masing-masing titik

adalah menggunakan cara perbandingan sebagai berikut :

MF = 270584,363 Nmm

MF (140) – MG (0) = 0

MG = 0

MF = 270584,363 Nmm

ME (0) - MF (140) = 0

ME = 0

Gambar 4. 4 diagram momen dan gaya poros planet gear

Dengan asumsi-asumsi sebagai berikut :

1. Beban yang terjadi adalah beban statis

5

2. Dimensi poros adalah pejal atau D = 40 mm

3. Bahan yang digunakan adalah AISI 1045 steel

Su = 745 MPa ; Syp = 470 MPa

4. Safety factor, N = 2.5

Maka persamaan yang digunakan adalah :

√

Dimana :

;

Sehingga :

√

√

Sehingga perhitungan safety factor nya menjadi

Sehingga tegangan maksimal akibat bending dapat

diterima karena kurang dari tegangan ijin material yang di

pilih.

3.3 Stress Analysis Stress analysis pada poros input (sun gear)

Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada

poros input sun gear :

Gambar 4. 5 hasil simulasi Stress analysis poros input

Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum

torsional shear stress pada poros input tersebut berada pada

titik maksimum 106,659 MPa yang ditunjukkan letaknya

pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai bila di

bandingkan dengan hitungan yang nilainya 103,9044 Mpa.

Dengan tegangan ijin material 133,0357 MPa untuk

pemilihan material yang syaratnya 18% UTS, material

AISI 4030 steel annealed dengan UTS 745 Mpa dapat

digunakan.

Stress analysis pada planet gear

Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada

planet gear :

Gambar 4. 6 hasil simulasi Stress analysis pada planet gear

Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum

bending stress pada planet gear tersebut berada pada titik

maksimum 22,308 psi yang ditunjukkan letaknya pada

gambar diatas.

Stress analysis simulation (tegangan kerja) pada gear

tooth (sun gear)

Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada

tegangan kerja yang terjadi pada gear tooth pada sun gear :

Gambar 4. 7 hasil simulasi Stress analysis (tegangan kerja)

gear tooth

Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum

tegangan kerja pada gigi dari sun gear tersebut berada

pada titik maksimum 23.885 Psi yang ditunjukkan

letaknya pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai

6

bila di bandingkan dengan hitungan yang nilainya

22.794,3886 Psi.

Hal ini menunjukkan bahwa material yang dipilih yaitu

AISI 4030 steel normalized dengan tegangan izin

29125 Psi bisa digunakan. Karena dengan syarat

tegangan kerja kurang dari kekuatan material

(tegangan ijin material), maka material ini bisa

digunakan

Stress analysis simulation poros planet gear

Berikut ini merupakan hasil stress analysis pada poros

planet gear

Gambar 4. 8 hasil simulasi Stress analysis poros planet

gear

Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum

tegangan kerja pada gigi dari sun gear tersebut berada pada

titik maksimum 42,984 MPa yang ditunjukkan letaknya

pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai bila di

bandingkan dengan hitungan yang nilainya 43,087 MPa.

Berikut ini merupakan safety factor dari poros planet

akibat bending stress

Gambar 4. 9 hasil simulasi Factor of safety poros planet

gear

3.4 Motion Analysis

Pada bagian ini dilakukan analisa putaran terhadap gerakan

planetary gear set yang sudah dirancang. Analisa putaran ini

dilakukan dengan input parameter torsi, rpm, dan material.

Untuk parameter input yang tidak berubah adalah putaran

input 15 rpm, dan material yang didapatkan dari perhitungan

diatas yaitu AISI 4340 normalized. Untuk input parameter

torsi dilakukan variasi terhadap sudut kemiringan bandul

ponton yaitu pada kemiringan 20, 25, 30, 35, 40 derajat[4][6]

.

Sedangkan untuk variasi kedua yaitu pada tebal dari pemberat

pada planet gear yaitu dengan variasi tebal 30,50, 80 mm.

Hasilnya ditampilkan pada tabel dan grafik dibawah ini :

Tabel 4. 3 variasi sudut bandul ponton dan pemberat

planet gear terhadap putaran yang dihasilkan

7

Dari Gambar 4. 10 , 4. 11 Grafik Perbandingan Sudut

bandul dengan putaran yang dihasilkan berdasarkan tebal

pemberat planet gear diatas, dapat diketahui bahwa semakin

besar sudut bandul ponton, semakin tinggi pula RPM output

yang dihasilkan. Karena semakin tinggi torsi yang

ditransmisikan, semakin tinggi pula putaran output yang

dihasilkan. Begitu pula sebaliknya. Dapat dilihat juga bahwa

semakin berat pemberat pada tiap planet gear, maka semakin

rendah putaran yang terjadi. Hal ini dikarenakan semakin berat

planet gear nya, semakin rendah putaran yang dihasilkan

Pada Gambar 4. 12 Grafik Daya output yang dihasilkan

berdasarkan nilai RPM dan torsi pada masing-masing variasi,

yaitu semakin tinggi RPM output dan Torsi output yang

dihasilkan, maka semakin besar daya yang dihasilkan. Hal ini

dapat dilihat nilai maksimum daya yang didapatkan dari

berbagai variasi tersebut yaitu 240.9 Hp dan nilai minimum

yaitu 73.1 Hp

IV. KESIMPULAN

Dari analisa diatas, dapat disimpulkan bahwa :

1. Perancangan sun gear dengan jumlah gigi 50 buah,

diameter 250 mm, modul 5 dan tebal 50 mm sedangkan

Perancangan planet gear dengan jumlah gigi 100 buah,

diameter 500 mm, modul 5 dan tebal 50 mm.

2. Dari setiap perhitungan perancangan planetary gear

set tersebut, sudah sesuai dengan hasil simulasi

walaupun ada sedikit perbedaan.

3. Perancangan planetary gear set dan material yang

dipilih dapat diaplikasikan untuk di buat modelnya

4. Dari variasi sudut bandul ponton (20°, 25°, 30°, 35°,

40°), semakin besar sudut bandul, semakin tinggi torsi

yang dihasilkan

5. Dari hasil motion simulation di solidworks, semakin

besar sudut bandul ponton, semakin tinggi pula RPM

output yang dihasilkan. Karena semakin tinggi torsi

yang ditransmisikan, semakin tinggi pula putaran

output yang dihasilkan. Begitu pula sebaliknya.

6. Dari hasil motion simulation di solidworks, semakin

kecil tebal pemberat planet gear, semakin besar juga

semakin tinggi RPM yang dihasilkan. Hal ini

dikarenakan planet gearnya semakin ringan sehongga

putaran semakin tinggi. Begitu pula sebaliknya.

7. Torsi output yanghnjhnj dihasilkan nilainya setengah

dari torsi input

8. Daya output didapatkan semakin besar sudut bandul

ponton, semakin tinggi pula daya output yang

dihasilkan karena daya dipengaruhi oleh RPM dan

torsi.

V. SARAN

Saran yang dapat diberikan dari penelitian ini adalah :

1. Diperlukan pembuatan secara langsung untuk model

maupun benda nyata dari planetary gear ini guna

mendapatkan nilai yang lebih valid

2. Dilakukan analisa tegangan menggunakan software lain

yang bisa mensimulasikan tegangan kontak pasangan

gear seperti Ansys FEM

UCAPAN TERIMA KASIH

Penulis mengucapkan terima kasih kepada Bapak Irfan

Syarif Arief ,ST.MT dan Bapak Ir. Tony Bambang Musriyadi,

PGD, selaku dosen pembimbing atas arahan dan

bimbingannya. Terima kasih kepada seluruh pihak yang telah

membantu baik secara langsung maupun tidak langsung dalam

penelitian ini sehingga Penelitian ini dapat diselesakan.

DAFTAR PUSTAKA

[1] Deutschman D. Aaron, Michels J. Walter, Wilson E.

Charies. 1975. MACHINE DESIGN THEORY AND

PRACTICE. Macmillan Publishing Co. New york

[2] ELECTROMECHANICAL DESIGN HANDBOOK

[3] George W. Michalec. MACHINE ELEMENT.

Engineering and Science, Stevens Institute of Technology

[4] Resolution A.749(18). CODE ON INTACT STABILITY

FOR ALL TYPES OF SHIPS COVERED BY IMO

INSTRUMENTS.

[5] http://staff.unila.ac.id/suudi74/files/2012/09/Materi-

POROS-dengan-BEBAN-PUNTIR.pdf

[6] http://jagunglimabelas.blogspot.com/2013/03/mengenal-

stabilitas-kapal.html

[7] http://www.phy.mtu.edu/~suits/PH3110/pendulums.html .