rancng belt.docx
DESCRIPTION
rancangan belt convyrTRANSCRIPT
BAB I
PERENCANAAN KONVEYOR SABUK
1.1 Material Yang Diangkut
Dalam merencanakan sebuah konveyor sabuk, peninjauan terhadap material yang
diangkut perlu dilakukan. Peninjauan ini bertujuan untuk mendapatkan data-data mengenai
karakteristik material dan variable-variabel yang diperlukan dalam perencanaan konveyor ini.
1.1.1 Karakteristik Material
Pada perencanaan ini karakterial material yang diangkut adalah material kayu
gergajian. Bentuk dan ukuran material yang dipindahkan merupakan factor penting yang
berhubungan langsung dalam merencanakan dimensi sebuah konveyor, meliputi kekuatan
dan kemampuan konveyor dalam pengoperasiannya.
a. Jenis kayu : Meranti
b. Ukuran kemasan kayu : 8 cm x 16 cm
c. Panjang : 6000 mm
d. Berat kemasan : 40 kg
e. Dengan kadar air : 15 %
1.2.1 Data Perencanaan
♦ Kapasitas angkut, Q = 30 ton perjam
♦ Panjang lintasan, L = 50 meter
♦ Sudut tanjakan, α = 00
♦ Kecepatan, V = 0,8 m/s
♦ Berat tiap kemasan, G = 40 Kg
♦ Lebar sabuk B = 0,762 meter
1.2.2 Perencanaan Sabuk
Sabuk direncanakan ditumpu dengan menggunakan flat roller idler
Gambar 1.1 Dimensi sabuk
A. Berat sabuk
Pada perencanaan ini, dipilih sabuk yang terbuat dari bahan katun yang mempunyai
kekuatan tarik, Kt = 30 Kg/Cm2 ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”)
dengan cover kwalitas I yang terbuat dari bahan karet campuran sintasis
Gambar 1.2 Penampang sabuk
♦ Jumlah lapisan sabuk yang dianjurkan untuk lebar sabuk 800 mm adalah i = 4 sampai 8
(tabel . 7, lihat lampiran), dipilih i = 4
♦ Tebal lapisan sabuk, 𝛿2 = 1,25 mm (ref. 2, hal. 71)
♦ Tebal lapisan top cover, 𝛿1 = 1,0 mm
♦ Tebal lapisan bottom cover 𝛿3 = 1,0 mm, (table 2-1)
♦ Tebal sabuk keseluruhan adalah, 𝛿 = 𝛿1 + 𝛿2 + 𝛿3 = 7,0 mm
Tabel 1-1 Tebal Cover untuk textile belt yang dilapis dengan karet
Sumber : Referensi ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”)
Sesuai dengan referensi ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”) berat sabuk
persatuan panjang adalah:
qp = 1,1 . B (𝜆1 + 𝜆1 + 𝜆2 . 1 + 𝜆3 ) (I - 1)
= 1,1 . 0,762 (1,0 + 1,25 . 4 + 1,0 )
= 5,87 kg/m
3.2.3 Beban-beban yang Diterima Sabuk
Beban-beban yang diterima oleh sabuk terdiri dari beban yang diangkut. Berat sabuk
sendiri dan tahanan-tahanan yang terjadi disepanjang sistem konveyor sabuk.
Tahanan-tahanan yang terjadi pada system konveyor sabuk terdapat pada bagian sisi tegang,
bagian lengkung sabuk dan sisi kendornya. Adapun besarnya tahanan-tahanan tersebut dapat
dihitung dengan menggunakan rumus berikut
a. Tahanan pada sisi tegang sabuk
Gambar 3.3 Tahanan sabuk
Wt = (q + qb + q'p ) L. w' (I - 2)
Dimana :
Q = berat muatan persatuan panjang, kg/m
qb = berat sabuk persatuan panjang, kg/m
q'p = berat bagian roll yang berputar, kg/m
L = panjang lintasan conveyor, m
w' = koefisien tahanan idler roll terhadap bearing
w' = 0,022 (lihat tabel 2 - 2)
b. Tahanan pada sisi balik sabuk
Wb = ( qb + q''p ) L W' (I - 3)
Dimana q''P adalah berat idler roll yang berputar pada sisi balik sabuk
Tabel 1 – 2 Faktor tahanan idler pada bantalan
Sumber : Referensi ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”) halaman 104
c. Tahanan pada lengkung sabuk
Besarnya tahanan yang terjadi pada saat sabuk melalui pulley merupakan selisih
tegangan tarik antara sisi kencang sabuk dengan sisi kendornya.
Gambar 3.4 Tahanan pada Bagian Lengkung Sabuk
Keterangan:
Tt = tegangan tarik pada sisi tegang sabuk, Kg
Tk= tegangan tarik pada sisi kendor sabuk, Kg
θ = sudut lingkup sabuk pada pulley, radian
Rasio tegangan yang terjadi antara kedua sisi pada flat belt dapat dilihat pada gambar berikut
Gambar 1.5 Tegangan pada sabuk
Untuk elemen sabuk sepanjang P - Q dengan sudut lingkungan pada pusat pulley θ,
gaya –gaya yang bekerja adalah:
-Tegangan sabuk T pada titik P
-Tegangan sabuk T + δT pada titik Q
-Gaya normal reaksi RN dan
-Gaya gesek F = μRN, dimana μ adalah koefisien gesek antara sabuk dengan pulley
Penjumlahan dari gaya - gaya horizontal menghasilkan :
RN = ( T + δT) sin δθ2
+ T sin δθ2
(i)
Untuk harga 𝛿𝜃2 μ , sin 𝛿𝜃2 = 𝛿𝜃2 sehingga persamaan menjadi :
RN = (T ) + δT) δθ2
+ T δθ2
= T 𝛿𝜃+ ST δθ2
Karena δT δθ2
<<< dapat diabaikan, maka:
RN = T 𝛿𝜃 (ii)
Penjumlahan dari gaya - gaya yang bekerja pada arah vertical diperoleh:
F = ( T + δT) cos δθ2
+ T cos δθ2
(iii)
Untuk δθ2
<<< , cos δθ2
= 1 dan F = μ x RN ,
RN = (T ) + δT) δθ2
+ T δθ2
= T 𝛿𝜃+ ST δθ2
Sehingga x μ T + δT - T atau RN δTμ
(iv)
Dengan menggabungkan persamaan (ii) dan (iv) akan di dapatkan:
T 𝛿𝜃 = δTμ
atau δTT
= μ . 𝛿𝜃Dengan menggunakan integrasi, diperoleh :
Ln = TtTk
= 𝜇. 𝜃 atau Tt = 𝑒𝜇 .𝜃 . Tk (I-4)
Besarnya tegangan efektif Te merupakan selisih antara tegangan pada sisi tegang sabuk
dengan tegangan pada sisi kendornya
Te = Tt - Tk = Tk (𝑒𝜇 .𝜃− 1) (I-5)
Harga koefisien gesek 𝜇, untuk pulley yang terbuat dari baja atau besi cor dengan bahan
sabuk dari katun adalah sebesar 𝜇 = 0,20 (tabel .21, lihat lampiran)
Selanjutnya berdasarkan gambar 2.4 tegangan konveyor sabuk pada titik 1 – 2 adalah :
T2 = T1 . 𝑒𝜇 .𝜃= 1,87 T1
Tahanan sabuk antara titik 2 – 3
Wt. 2-3 = (q + qb + q'b ) L. w'
Wt. 2-3 = (20 + 5,87 + 5,86 ) 45. 0,022
= 31,41 Kg
Tegangan tarik pada titik 3 - 4
T3 = T2 + Wt . 2 – 3
= 1,87 T1 + 31,41
T3 = T4 . 𝑒𝜇 .𝜃 𝜇 = 0,30
= 0,33 T3 𝜃 = 2100
Tahanan sabuk antara titik 4 - 5
Wt. 4-5 = (qb + q'b ) L. w'
Wt. 2-3 = (5,87 + 2,93) 0,75. 0,022
= 0,15 Kg
T5 = T4 + Wk . 4 – 5
= 0,62 T1 + 10,52
Tegangan sabuk pada titik 5 – 6
T6 = T5 . 𝑒𝜇 .𝜃 𝜇 = 0,022
= 1,04 T5 𝜃 = 1020
Tahanan sabuk antara titik 6 - 7
Wk. 6-7 = (qb + q''b ) L. w'
= (5,87 + 2,93) 43,5. 0,022
= 8,42 Kg
Tegangan tarik sabuk antara titik 7 - 8
T7 = T6 + Wk . 6 – 3
= 1,04 T5 + 8,42
= 0,65 T1 + 19,36
T8 = T7 . 𝑒𝜇 .𝜃 𝜇 = 0,020
= 1,04 T7 𝜃 = 1020
Tahanan sabuk antara titik 8 - 1
Wk. 8-1 = (qb + q''b ) L . w'
= (5,87 + 2,93) 0,75 . 0,022
= 0,15 Kg
Tegangan tarik sabuk antara titik 7 - 8
T1 = T8 + Wk . 8 – 1
= 0,68 T1 + 19,51
= 60,96 Kg
3.2.4 Distribusi Tegangan Tarik disepanjang Sabuk Konveyor Sabuk
Setelah teggangan tarik sabuk pada titik – 1 diperloleh, maka gaya tarik pada titik-titik
lainnya dapat dihitung. Hasil perhitungan secara lengkap beserta distribusi tegangan
disepanjang sabuk dapat dilihat pada gambar berikut:
- T1 = 60,96 N - T2 = 114 N
- T3 = 145,41 N - T4 = 47,98 N
- T5 = 48,13 N - T6 = 50,06 N
- T7 = 58,48 N - T8 = 60,81 N
Gambar 3.6 Distribusi tegangan tarik disepanjang sabuk
Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa gaya tarik maksimum terjadi pada titik -3,
dimana sabuk diputar oleh pulley penggerak yaitu sebesar, T = 145, 41 Kg
3.2.5 Pemeriksaan Kekuatan Sabuk
Untuk mengetahui kemampuan sabuk dalam mengangkut beban, kekuatan sabuk
perlu diperiksa dengan cara menghitung besarnya faktor keamanan.
Besarnya faktor keamanan ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”) adalah:
𝑆𝑓 = Kt−BTmax
(I -
6)
Dimana:
Kt = Kekuatan tarik sabuk persatuan lebar. Unuk sabuk dengan bahan katun biasa
Kt = 30 Kg/Cm
Tm = Tegangan tarik maksimum yang diterima sabuk.
B = Lebar sabuk, 762 mm
𝑆𝑓 =30−76,20
145,41
= 15,77
Dari perhitungan diatas terlihat bahwa faktor keamanan sabuk cukup besar. Hal ini berarti
sabuk yang dipilih dapat dipergunakan
3.2.6 Pemeriksaan Jumlah Lapisan Sabuk
Jumlah lapisan sabuk minimum dapat dicari dengan menggunakan persamaan 111,
referensi 2
𝑖 ≥ k−Tmax
B . Kt (I - 7)
Dimana k adalah faktor keamanan yang besarnya tergantung dari jumlah lapisan sabuk.
Menurut tabel 2 – 3, besarnya k = 9,0
Tabel 2-3 Faktor keamanan untuk pemilihan jumlah lapisan sabuk
Sehingga jumlah lapisan sabuk minimum adalah : 𝑖= 9,0− 145,4130 .76,20 = 1,0
Terlihat bahwa jumlah lapisan sabuk yang dipilih telah memenuhi persyaratan
3.2.7 Perencanaan Roller Idler
Konveyor sabuk yang direncanakan untuk mengangkut kertas merupakan jenis flat
konveyor sabuk. Sehingga hanya ada satu jenis idler yang dipergunakan yaitu flat roll idler.
Menurut referensi ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”) dianjurkan untuk
lebar belt 400 - 800 mm, diameter roller, D = 108 mm. Panjang roller direncanakan, Bf = 900
mm
Konstruksi flat roller idler terdiri dari silinder baja yang ditumpu pada poros yang dilengkapi
dengan bantalan dan rumah bantalan. Pemantauan roller idler seperti terlihat pada gambar
berikut:
Jarak spasi tiap roller pada sisi tegang sabuk, 11 adalah 1300. Sedangkan untuk return idler,
12 = 11 . 2 = 2600 mm (tabel.10, lihat lampiran)
a. Berat roller idler
Berat bagian roller yang berputar persatuan panjang sabuk dapat dicari dengan
menggunakan persamaan 140 dan persamaan 141, referensi ( A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor
and related Equipment.”) Pada sisi tegang sabuk
𝑞𝑝′ = 10 . B+3
1₁ (I - 8)
= 10 .0,762+3
1300
= 5,86 Kg/m
-Pada sisi balik sabuk
𝑞𝑝" = 10 . B+3
1₂ (I-9)
= 2,93 Kg/m
b. Kecepatan putar roller idler
-Pada sisi tegang sabuk
𝑛𝑟 = 60.Vπ . D
(I-
10)
=60.0,80π .0,108
= 141,47 rpm
c. Beban pada roller
Beban-beban yang diterima oleh roller idler terdiri dari berat muatan kertas, berat
sabuk dan berat shell roller idler sendiri
Gambar 3.9 Distribusi beban pada roller
Beban angkut berupa unit muatan. Sehinggga distibusi muatan yang diterima oleh roller tidak
merata. Dalam perhitungan ini akan dicari beban maksimum yang diterima oleh sebuah roller
Dengan metode Clapayron diperoleh:
𝛼𝑏1= 𝛼𝑏2 = Pi . Si
6 El . L. (𝐿2 − 𝑎12) (I-11)
= 1
6 .ET .130 20 .30 (1302 – 302)+ 5,87 .(1,3)2 . 65 .
(1302 – 652) + 5,86 .(1,3)2 . 130 (1302 – 02)
= 1
2580 EI (9600000 + 8173087 + 21757769)
= 15322,037 / EI (i)
= Mb. L3 E I
(I-
12)
𝛽𝑏1 = 𝛽𝑏2 = 130 Mb
3 EI (ii)
Dengan menggabungkan persamaan (i) dan (ii) akan didapatkan:𝛼𝑏 = 𝛽𝑏 =========== 41825,30 = 43,33 Mb
Mb = 965,27 Kg-Cm
Rb = 5,86 . 1,3 + 5,87 . 1,3 + 20.30130 + 2.𝑀𝑏130
= 7,62 + 7,62 + 4,6 + 13,74
Rb = 33,58 Kg
Gaya ini merupakan gaya yang harus ditanggung oleh sebuah roller idler. Gaya
lintang tersebut diasumsikan terdistribusi secara merata disepanjang roller.
Reaksi tumpuan :
R1 = R2 Rb/2 = 16,79 Kg
Momen bending maksimum
Terjadi pada jarak x=1/2 L
Mm = R1.x –qr .x2
= 3505,5 Kg.mm
Tegangan normal maksimum yang terjadi pada roller adalah :
λ max = MmWb
(I-13)
Dimana Wb adalah momen tahanan terhadap bending :
λ max = 32 . Mm . Dπ
Dπ .(D 4−d 4)
Roller idler direncanakan memiliki diameter dalam sebesar, d = 98 mm, maka
besarnya tegangan maksimum yang terjadi adalah λ max = 0,89 Kg/mm2. Untuk ini dapat
dipergunakan bahan plat tebal, t = 6 mm baja St 50 yang memiliki kekuatan lentur maksimum
sebesar λ b = 1700 Kg/Cm2
d. Poros roller idler
Reaksi tumpuan :
R1 = R2Rb /2 = 16,79 Kg
Momen bending maksimum
Terjadi adalah
Mmax = Rr . 30
= 503,7 Kg. Mm
Tegangan normal maksimum yang terjadi pada poros adalah :
λ max = 𝐾𝑠 MmaxWb
= 𝐾𝑠32 Mmaxπd ³
Direncanakan poros memiliki diameter terkecil, d = 20 mm dan diameter, D = 22 mm dengan
radius r = 1 mm dan panjang poros, L= 896 mm. sehingga diperoleh factor konsentrasi
tegangan, Ks = 1,5 (gambar 1,2 lihat lampiran). Maka diperoleh harga tegangan normal
maksimum λ max = 72,2 Kg/Cm2. Sehingga poros dapat dibuat dari bahan St 42-1 yang
memiliki kekuatan tarik sebesar, λ b = 410 N/mm2
3.2.8 Pemilihan Bantalan Rolller Idler
Beban yang diterima bantalan berupa beban radial murni maka dapat dipilih jenis
Deep Grove Ball - Bearing DIN 625. Dimensi yang sesuai dengan diameter poros dan
memiliki umur relative lama adalah bantalan dengan nomor 6004
Gambar 3.10 Penampang bearing
Dimensi bantalan :
♦ Diameter dalam d = 20 mm
♦ Diameter luar D = 42 mm
♦ Lebar bantalan B = 12 mm
♦ Beban dasar C = 453,60 Kg
♦ Beban radial Pr = 16,79 Kg
♦ Beban aksial Pa = 0
♦ Beban ekivalen P = Pr = 16,79 Kg
♦ Umur bantalan Lh
Lh = 10⁶
60 .n (
Cp
)³ (I-14)
= 2323011 jam
3.2.9 Perencanaan Pulley
Pulley idler direncanakan dibuat dari bahan yang sama dengan pulley penggerak.
Tetapi pada permukaan pulley penggerak dilapisi dengan karet. Hal ini dimaksudkan agar
harga koefisien gesek sama besarnya dengan perhitungan sebelumnya, yaitu sebesar μ = 0,20
untuk idler pulley dan 0,3 untuk pulley penggerak
Kedua jenis pulley baik untuk idler maupun sebagai penggerak, direncanakan memiliki
konstruksi yang sama, yaitu terdiri dari silinder tipis yang ditumpu oleh poros dan dilengkapi
dengan bantalan. Konstruksi pulley beserta bantalan dan rumah bantalannya dapat dilihat
pada gambar berikut
Gambar 3.11 Kontruksi pulley
a. Lebar pulley
Untuk menjaga agar sabuk tidak mudah terlepas dari pulley, maka lebar sabuk
dianjurkan berkisar antara 100 sampai 200 mm lebih besar dari lebar sabuk (referensi buku
A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment.”, halaman 84).
Lebar pulley direncanakan
Bp = B + 1,38 mm
= 500 mm
b. Diameter pulley
Diameter minimum pulley dapat dicari dengan , referensi ( A. Spivakovsky,
‘’ Conveyor and related Equipment.”)
Dp ≥ k . i (I-15)
Dimana k adalah factor yang besarnya tergantung dari jumlah lapisan sabuk yang
dipergunakan. Untuk i = 2 sampai 6 harga k = 125 sampai 150 (ref. 2, hal. 84). Dipilih
k = 125
Dp = 125 . 4
= 500 mm
3.2.10 Pemeriksaan Kekuatan Pulley
Dari perhitungan tegangan sabuk diketahui bahwa beban terbesar diterima oleh pulley
penggerak. Dengan demikian pemeriksaan kekuatan cukup dilakukan pada pulley penggerak
saja.
a. Tekanan pada permukaan pulley
Gaya yang bekerja pada elemen luasan dF adalah:
F radial = 0
P . dF = S . Sind θ2
+ (s + dS) sin d θ2
Untuk <<, maka sin d θ2
= d θ2
P. r . b . 𝑑𝜃 = S. d θ2
+ (S + ds )d θ2
; karena ds d θ2
<< dapat diabaikan.
Sehingga didapat persamaan :
p. r. b . 𝑑𝜃 = S . 𝑑𝜃 untuk r = R dan b = B,
maka:
P =S
R . B (I-16)
= 145,41
250.762= P = 0,08 Kg/Cm2
b. Tegangan pada pulley
Dengan menggunakan penurunan rumus lama diperoleh:
• Tegangan pada permukaan dalam
𝜆𝑖𝑛 =PiD 0²+Di ²D0²−Di ²
- 2Po D 0²
D0²−Di ²(I-
17)
• Tegangan pada permukaan luar
𝜆out = 2Pi Di ²
D0²−Di ² - Po
D 0²+Di ²D0²−Di ²
(I-
18)
`
Dimana:
Pi = Tekanan pada permukaan dalam, Pi = 0
P0 = Tekanan pada permukaan luar, Pi = P
D0 = Diameter luar pulley, D0 = 500 mm
Di = Diameter dalam pulley, D = 470 mm
Dari kedua persamaan diatas terlihat bahwa tegangan terbesar terjadi pada permukaan dalam
pulley, yang berupa tegangan kompresi.
λ max = − 2Po Di ²
D0²−Di ²
= - S
B (D 0−D 1)
λ max = -7 Kg/m2
Dari pemeriksaan tekanan terhadap permukaan pulley dan tegangan maksimumnya, dapat
diambil kesimpulan bahwa pulley yang direncanakan dari bahan St 34 -1 tersebut cukup
aman
3.2.11 Daya Motor Penggerak
Besarnya daya yang diperlukan untuk menggerakkan konveyor sabuk adalah:
N = Te. V . Sf75−7g
(I-19)
Dimana :
Te = gaya tarik efektif pada pulley penggerak
= T3 - T4 = 97,43 Kg
V = Kecepatan linier konveyor sabuk, V = 0,8 m/s
Sf = Faktor keamanan, diambil Sf = 3,0
7g = Efisiensi transmisi roda gigi reduksi, diasumsikan
7 g = 0,70
N = 97,43 .0,8.3,0
75−0,70
= 4,5 HP
3.3 Perencanaan Take Up
Seperti terlihat pada gambar 2.1 pengencangan sabuk dilakukan dengan cara menarik
idler pulley menjauhi terminalnya dengan kabel yang dibebani melalui sebuah katrol.
a. Berat take up
Berat take up yang dipergunakan untuk menarik pulley, sebanding dengan
penjumlahan tegangan sabuk pada titik -1 dan titik -2
GTU = T1 + T2
= 60,96 + 114
GTU = 174,96 Kg
b. Take up travel
Panjang lingkaran take up maksimum adalah:
X = 0,01 . L (I- 20)
= 0,01 . 50
= 0,5 meter (dibuat X = 0,25 meter )
3.4 Perencanaan Roller Konveyor
Sebagai tambahan, disini akan direncanakan roller konveyor untuk memindahkan
kayu gergajian dari unit pemotongan menuju ke unit potong. Dalam perencanaan ini, untuk
mengangkut kayu potongan yang berada di atas roller, cukup digerakkan dengan tangan
(dengan mendorong kayu tersebut).
3.4.1 Bagian-bagian Utama Roller Konveyor
3.4.1.1 Roller
Seperti halnya pada konveyor sabuk, konstruksi roller terdiri dari silinder yang terbuat
dari baja atau besi cor yang bertumpu pada poros dan didukung dengan bantalan gelinding.
Dimensi roller ditentukan oleh berat dan lebar beban yang diangkut. Semakin lebar
beban angkut, semakin panjang roller yang diperlukan. Panjang m roller pada umumnya
berkisar antara 50 sampai 100 mm lebih besar dari lebar muatan.
Gambar 3.12 Penampang roller
a. Heavy type
b. Extra-heavy type
Roller pitch (jarak antara roller yang satu dengan yang lain), tergantung dari berat dan
lebar beban. Biasanya roller pitch berkisar antara ¼ sampai 1/5 dari lebar beban angkut.
Menurut tabel 2-4 untuk mengangkut kayu gergajian yang memiliki diameter 1100
mm dan berat mencapai 250 Kg, dapat dipilih roller dengan diameter D = 73 mm dan panjang
1200 mm. pitch roller dibuat 220 mm
Tabel 2-4 Karakteristk Uppowered konveyor Roller
Sumber : Referensi A. Spivakovsky, ‘’ Conveyor and related Equipment ”
3.4.1.2 Frame
Rangka roller konveyor terdiri dari baja profil yang disambung antara satu dengan
lainnya dengan menggunakan baut atau las. Untuk menumpu roller dan mencegah agar roller
tidak dapat bergeser dari tempatnya dipergunakan baja profil siku-siku yang diikatkan pada
frame dengan baut.
3.4.2 Perhitungan Roller Konveyor
3.4.2.1 Diameter Poros Roller
Beban angkut yang berupa gulungan kertas dengan berat sebesar 250 Kg, harus
ditanggung oleh empat buah roller. Apabila berat roller diabaikan, maka beban setiap poros
adalah sebesar G = 62,5 Kg
Reaksi tumpuan :
RA = RB = 62.5/2 Kg
= 31, 25 Kg
Momen lentir maksimum
Terjadi adalah
Mmax = RA . 600
= 18750 Kg – mm
- Tegangan normal maksimum pada poros :
λ max = Mmax
I
= 32. Mmax
π . d ³ ============= d = (
32. Mmaxπ . λ b
) 1/3
Poros direncanakan dari bahan St. 42-1 yang memiliki kekuatan tarik λ b = 410 . N/ mm2 ,
maka diperloleh :
d = (32.18750π .41,83
) 1/3
= 16,60 mm
Untuk menjaga keamanan terhadap momen torsi konsentrasi tegangan, diameter poros roller
dibuat d = 20 mm
3.4.2.2 Umur Bantalan
Untuk menumpu poros roller dipilih bantalan dengan nomor 4903 yang memiliki
dimensi
- Diameter dalam d = 22 mm
- Diameter luar D = 43 mm
- Lebar bantalan B = 12 mm
- Beban dasar C = 500 kg
- Umur bantalan Lh
Lh = 10⁶60.n
(CP
)³
Dengan mengasumsikan kecepatan pengangkutan sebesar V = 2 mps, didapatkan putaran
roller sebesar
Lh = 10 ⁶
60.262 (
50031,25
)³
Lh = 260560 jam
BAB II
PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI DAYA
Pada perencanaan ini dipergunakan motor listrik sebagai penggerak. Daya motor yang
dihasilkan oleh motor penggeramk ditransmisikan ke pulley melalui system roda gigi reduksi.
Untuk memperbesar efisiensi transmisi, maka dipilih system transmisi sederhana yang terdiri
dari duabuah kopling tetap dan empat pasang roda gigi lurus.
Mengingat system yang direncanakan terdiri dari dua buah konveyor dengan
spesifikasi gerakan dan kecepatan yang berbeda, maka dalam perencanaan system transmisi
daya juga terdapat sedikit perbedan. Untuk mendapatkan gerakan periodic (intermitten) pada
konveyor sabuk, dipergunakan mekanisme tambahan yang berupa roda genewa. Hal tersebut
dianggap lebih ekonomis dari pada pengaturan motor listrik dengan metoda pemutusan arus
ataupun dengan menggunakan kopling elektromagnetis.
Gambar 4.1 Sistem transmisi daya
Pada penggunaan kopling elektromagnetis, kemungkinan terjadinya slip sangat besar.
Sehingga ketetapan gerakan sulit diharapkan. Sedangkan apabila dilakukan dengan cara
pemutusan arus pada system motor penggerak, maka arus asut yang dibutuhkan akan sangat
besar (mencapai 3 sampai 5 kali arus nominal).
Untuk menggerakkan konveyor sabuk diperlukan daya yang cukup besar dengan
putaran poros rendah. Hal ini berarti dibutuhkan torsi yang besar. Dengan bentuk gerakan
konveyor yang periodik, kemungkinan terjadinya beban kejut tak dapat dihindarkan. Untuk
mengatasi hal ini dipergunakan kopling gesek yang dapat mereduksi beban kejut.
4.1 Pemilihan Motor Penggerak
Pada perencanaan ini dipilih motor AC sebagai penggerak, karena harganya relative
murah dan penyediaan sumber daya juga lebih mudah diperoleh dibandingkan dengan motor
DC. Karakteristik motor AC dapat dilihat pada kurva momen dan kuat arus terhadap putaran
poros output.
Gambar 4.2 Karekteristik motor listrik Ac
Dari karakteristik motor diatas terlihat bahwa pada saat start (diputar sebelum ada
beban, putaran n = 0 ) diperlukan torsi serta arus yang besar. Sehingga apabila dipergunakan
untuk menggerakkan beban yang berat, arus listrik yang mengalir menjadi sangat besar dan
dapat menyebabkan motor terbakar. Untuk mencegah hal ini perlu diupayakan agar putaran
poros naik secara perlahan-lahan.
Pemilihan motor penggerak disesuaikan dengan keperluan serta mempertimbangkan
factor keamanan yang cukup. Daya keluaran serta torsi yang dihaslkan dan putaran motor,
dapat dipilih dengan menentukan jumlah kutub dan performance motor yang tepat. Untuk
menggerakkan konveyor sabuk, dipergunakan motor listrik tiga fase tertutup seluruhnya
dengan spesifikasi menurut “Asea Motor Catalogue” sebagai berikut:
Keterangan :
Jenis motor : motor induksi 6 kutub
Sumber tegangan : AC - 415 v - 50 Hz
Nomor penunjukan : MBT 160 A
Daya output rata-rata : 4,0 KW
Putaran poros output : 3000 rpm
Faktor daya : 0,70
Effisiensi : 80 %
Momen rate : 45 Nm
Momen girasi GD2 : 0,00575 Kgm2
Berat motor : 52 Kg
Starting : Y / Δ (star - Delta)
4.2 Perencanaan Kopling Gesek
Kopling ini menggunakan satu plat atau lebih yang dipasang diantara poros output
dan input. Penerusan daya terjadi dengan adanya gesekan antara plat yang saling
berpasangan. Bahan gesek biasanya terbuat dari serat untuk kekuatan, kemudian diimpregnasi
dengan bahan ikat seperti damar untuk paduan dan diberi bahan tambahan guna
mempertinggi koefisien gesek. Dalam keadaan bekerja kopling gesek tidak diperbolehkan
terjadi slip.
4.2.1 Teori Dasar
Pada perencanaan ini diasumsikan bahwa:
- Tekanan permukaan seragam pada permukaan gesek
- Keausan seragam pada seluruh permukaan gesek
- Selama kopling bekerja tidak terjadi slip
a. Gaya-gaya yang bekerja
Gambar 4.3 Prinsip kerja kopling gesek
• Gaya normal
dN = P . dA = P . 2 . π . r. Dr
N = ∫dN =∫Ti
¿
P. 2 .π .r .dr
N = π . P ( ro2 –r12 ) (II -1)
• Gaya gesek
dF = μ . dN
F = ∫Df = ∫Ti
¿
µ.dN
F = µ . P.π ( ro2 –r12 ) (II -2)
• Momen puntir
dMr = r . dF = π . P. 2 μ. R2 . dr
Mr = ∫Ti
¿
dMr = 23
.μπ .P ( ro3 –r13)
Mr = 2 (ro ³ – r 1³)3(ro ² –r 1 ²) (II -3)
b. Umur plat kopling
Pada dasarnya perhitungan umur kopling gesek merupakan laju keausan dari
permukaan gesek. Besarnya laju keausan permukaan berbanding lurus dengan kerja gesek.
Sedangkan kerja gesek sebanding dengan gaya gesek kopling. Umur dari kopling gesek
dipengaruhi oleh temperature kerja kopling.
Makin tinggi temperature permukaan gesek akan semakin cepat laju keausan
permukaan yang menyebabkan umur kopling semakin pendek. Penghubungan kopling yang
terlalu sering akan mengakibatkan kerugian daya. Besarnya rugi daya tersebut diubah
menjadi kalor untuk menaikkan temperature permukaan gesek yang berarti juga
memperpendek umur kopling.
4.2.2 Perhitungan Kopling
4.2.2.1 Perhitungan Plat Gesek
Pada perencanaan ini dipilih bahan gesek untuk plat yang terbuat dari tenunan asbes
dengan damar buatan yang memiliki koefisien gesek μ = 0,4 dengan tekanan bidang
maksimum yang diijinkan λ b = 0,05 sampai 2,0 N / mm2 (referensi SKF general catalogue
bearing 1970, diasumsikan λ b = 0,05 N/mm2
a. Luas permukaan gesek
Momen torsi yang dipindahkan dari motor listrik sebesar 45 Nm pada putaran 745
rpm. Diameter rata-rata plat kopling direncanakan d = 120 mm, maka besarnya gaya gesek
kopling adalah :
F = Mtr
(II-4)
= 45
0,06
F = 750 Newton
- Luas bidang gesek
F = A. λ b ======== A = Fλb
(II-5)
= 75000 ,05
A = 15000 mm
b. Lebar bidang gesek
Kopling gesek yang direncanakan terdapat dua permukaan gesek, sehingga lebar
bidang gesek setiap permukaan adalah:
b = F
2.2 π . r(II-6)
= 7500
4 . π .60
= 9,95 mm ======== dibuat b = 60 mm
- Diameter bidang gesek
Diameter luar d0 = d + ½ b
= 150 mm
Diameter dalam di = d - ½ b
= 90 mm
4.2.2.2 Perhitungan Pegas Piringan
Untuk menekan plat gesek dari kopling dipergunakan pegas piringan. Hal ini
dimaksudkan untuk menghemaht tempat. Bentuk dari pegas ini dapat dilihat pada gambar 4.5
Gambar 4.5 Penampang pegas piringan
Defleksi maksimum pada saat pegas dibebani sama dengan tinggi panas, h. Dalam praktek
sehari-hari biasanya defleksi pegas berkisar antara 1,0 sampai 2,0 kali tebal pegas, t .
a. Beban pegas
Beban yang diterima pegas merupakan gaya normal yang diperlukan untuk menekan
plat gesek kopling. Dengan demikian :
P = Fμ
(II-7)
= 7500,4
= 1875 Newton
b. Dimensi pegas
Dalam perencanaan ini dibuat pegas piringan dengan ukuran sebagai berikut :
Diameter luar d0 = 160 mm
Diameter dalam di = 50 mm
Tinggi pegas ht = 5,0 mm
Tebal pegas δt = 3, 0 mm
Tegangan ijin bahan λb =2.000
N/mm2 (DIN 2093, bahan pegas yang dinormalisasi memiliki
λb = 2200 – 2400 N/mm2 )
c. Pemeriksaan pegas
• Besar gaya pegas
Fp = 4 E δt 4 f
(1−v 2)α d 02 δt [(
htδt
− fδt
)¿ − f
2 δt + 1)] (II-
8)
Dimana :
4 E(1−v 2) = 9,23.105 N/mm2 (ref. 6 hal. 218)
Dari tabel 12/4 (lihat lampiran) didapatkan :
α = 0, 79
β = 1,46
δ = 1,81
f = 0,75 ht
sehingga diperoleh : Fp = 7135,37 Newton
Gaya ini jauh lebih besar dari pada gaya normal yang diperlukan untuk menekan plat
gesek yang besarnya adalah P = 1875 Newton. Dengan demikian maka perencanaan pegas
dapat dipergunakan dengan baik.
4.2.2.3 Perhitungan Pegas Kopling
Untuk meredam beban kejut pada saat start maupun ketika terjadi perubahan
pembebanan, dipergunakan pegas sekrup sebanyak 6 buah.
a. Gaya pegas
Gaya maksimum yang bekerja pada pegas pada pegas merupakan gaya gesek yang
dittimbulkan plat kopling untuk meneruskan momen torsi. Sehingga F = 750 Newton
Kemampuan pegas untuk menahan beban dinamis dinotasikan dengan persamaan 12/50
referensi 6
FD = π . τ . d3 / k . 8 . D (II-9)
b. Dimensi pegas
Pegas direncanakan dibuat menurut standart DIN 17224 dengan modulus geser G =
73000 dan tegangan tarik yang di ijinkan λ b = 590 N/mm2.
• Diameter kawat
Pegas direncanakan memiliki diameter D = 5d, dari tabel 12/5 (lihat lampiran)
didapatkan k = 1,29 sehingga :
d = (8 w Fπ . τ k
k) 1/3 (II-
10)
= (8 .5 .125
590 π 1,29 )1/3
= 1,5 mm =============== dibuat d = 1,6 mm
D = 5 . d
= 8,0 mm
• Jumlah lilitan aktif
Defleksi pegas direncanakan δ = 5 mm , maka :
i = d .G .δπD ² τ
k (II-11)
= 5 buah lilitan
• Tegangan pegas
λp = 8 w Fπ . d 3
k (II-12)
= 8 .5 . 125π . 1,63
1,29
λp = 501,25 N/mm² karena λp < λijin , maka pegas aman di pakai
4.3 Perencanaan Transmisi Roda Gigi
Untuk meneruskan daya dari motor listrik ke pulley penggerak, dipergunakan system
transmisi roda gigi lurus. Dari data sebelumnya telah diketahui:
- Putaran poros output motor penggerak n = 745 rpm
- Kecepatan sabuk konveyor sabuk v = 0,8 mps
- Diameter pulley penggerak Dp = 500 mm
Dengan asumsi bahwa tidak terjadi slip antara pulley penggerak dengan sabuk, maka
putaran pulley adalah:
np = 60 VDp
= 30,55 rpm
Indeks yang diberikan pada rloda genewa adalah 4:5, maka putaran pena penggerak adalah:
n rg = 5/4 . np = 38,1875 rpm
• Perbandingan transmisi (i)
i = n
nrg = 19,51
Untuk memenuhi perbandingan transmisi sebesar ini, dipergunakan empat pasang
roda gigi. Dengan metode trial and error diperoleh perbandingan transmisi untuk masing-
masing tingkat.
Gambar 4.6 Susunan roda gigi transmisi
4.3.1 Transmisi Tingkat Pertama
Dengan menggunakan metode Nieman direncanakan pasangan roda gigi sebagai
berikut:
- Modul m = 4 mm (dipilih)
- Sudut tekan αo = 200
- Diameter pitch pinion do1 = 80 mm
- Perbandingan transmisi i = 1,90
Gambar 4.7 Transmisi roda gigi tingkat pertama
Dengan demikian maka besaran-besaran yang lain dapat ditentukan :
a. Dimensi roda gigi
Diameter pitch roda gigi pasangan (d02)
d02 = i d01 = 152 mm (II-13)
Jumlah gigi (Z)
Z1 =d ₀₂m
= 20 𝑏𝑢𝑎 ℎ (II-
14a)
Z2 = d ₀₂m
= 38𝑏𝑢𝑎 ℎ
(III-14b)
Faktor korigasi (X)
X1 = X2 = 0
Untuk factor korigasi X1 = X2, maka akan didapatkan harga-harga jarak sumbu poros
(a0), sudut tekan (α0) dan diameter pitch tetap, yaitu : a0 = ab, α0 = α0 dan d0 = dh
Diameter kepala (dk)
dk1 = d01 + 2 m (1 + X1) (II-15a)
= 88 mm
dk2 = d02 + 2 m (1 + X2) (II-15b)
= 160 mm
Sudut tekan puncak (αk)
Cos αk1 = cos . ab . db 1
dk1(II-
16a)
= 0,8245 ========== αk1 = 31,320
Cos αk2 = db ²dk ²
(II-16b)
= 0,8927 ========== αk2 = 26,780
Tinggi kepala (hk)
hk1 = 0,5 (dk1 - db1) (II-17a)
= 4,0 mm
hk2 = 0,5 (dk2 - db2) (II-17b)
= 4,0 mm
Lebar gigi (b)
Untuk pinion yang ditumpu pada salah satu sisinya, perbandingan b/d = ≤ 0,7 dan b/d
≤ 1,2 untuk roda gigi yang ditumpu pada kedua ujungnya (referensi 7 halaman 411).
b = 0,7 d
= 56 mm ========== dibuat b = 30 mm
b. Kondisi operasi
Momen puntir yang diteruskan roda gigi (Mp)
Mp = 716, 2 Nn
(II-18)
= 7,1 Kg-mm
Gaya tangensial pada lingkaran kontak (U)
U = Mp
d ₀₁ /2 (II-19)
= 177,5 Kg
Gaya tangensial per lebar gigi (u)
u = u/b (II-20)
= 5,92 Kg/mm
Intensitas beban nominal (B)
B = U
b db (II-21)
= 0.074 Kg/mm2
Kecepatan tangensial (V)
V = db . π . n60 . 10³
(II-22)
= 3,12 mps
c. Faktor kesalahan gigi
Dari tabel 22/12 (lihat lampiran), untuk kecepatan tangensial roda gigi V = 3,12 mps,
dapat dipilih kwalitas gigi no 9 DIN 3962 dengan splash lubricant dan finish machined.
Sehingga diperoleh faktor ge= 4 dan gr = 2,0. Direncanakan pinion di tumpu pada salah satu
sisinya (over hanging), maka gk = 0,3
Berdasarkan DIN 3961, kesalahan dasar pitch (fe)
fe ≤ ge (3 + 0,3 m + 0,2 √db) (II-23)
= 23,96 μ
Kesalahan arah gigi (fr)
Berdasarkan FZG, fr ≤ gr √b) (II-24)
= 10,95 μ
Kesalahan arah gigi efektif (II-25)
fRw = 0,75 fr + gk u . Cs (II-26)
d. Faktor pembebanan
Faktor beban kejut (Cs)
Dari tabel 22/18 (lihat lampiran), untuk pasangan roda gigi dengan penggerak motor
listrik yang dipergunakan untuk menggerakkan belt conveyor, besarnya factor pembebanan
kejut Cs = 1,1. Sehingga diperoleh factor kesalahan gigi efektif :
fRw = 0,75 . 10,95 + 0,3 . 5,92 . 1,1
= 10,17 μ
Factor kesalahan gigi yang diperhitungkan adalah kesalahan yang terbesar, yaitu f= fe =
23,96 μ
Faktor beban dinamis (CD)
CD = 1 + Udyn
u .Cs(εsp+1) (II-27)
Untuk roda gigi lurus, overlap rasio 𝜀𝑠𝑝 = 0. Pada kecepatan tangensial V = 3,12 mps dan
u . Cs + 0,26 f = 12,74 dari gambar 22/37 didapatkan harga gaya tangensial dinamis pelebar
permukaan, U dyn = 2,1 Kg/mm, maka didapatkan harga factor beban dinamis sebesar:
CD = 1 + 2,10
5,92. 1,1
= 1,32
Faktor distribusi beban (CT)
T = Cz . fRw . bU .Cs . CD
(II-28)
Dari tabel 3-2, untuk bahan baja dengan baja didapatkan harga Cz = 1,0. Maka diperoleh:
T = 1,0 . 10,17 . 30
177,5 .1,1 .1,32
= 1,18
Tabel 4-2 Faktor Distribusi muatan
Sumber : Referensi 7 halaman 132
Diasumsikan bahwa distribusi beban pada permukaan gigi berbentuk parabolik,
dengan intrapolasi dari tabel 22/19 didapatkan CT = 1,28
Intensitas beban efektif (Bw)
Bw = Cs . CD . CT. Cβ. B (II-29)
Untuk roda gigi lurus, factor kemiringan gigi Cβ = 1,0
Bw = 1,1 . 1,32 . 1,28 . 1,0 . 0,074
= 0,14 kg/mm2
e. Faktor geometri gigi
ɛ1 = db 1(tanαk 1 tan αb)
2. π . m (II-
30a)
= 0,78
ɛ2 = db 2(tanαk 2 tan αb)
2. π . m(II-30b)
= 0,90
ɛ = ɛn = ɛ1 + ɛ2
= 0,78 + 0,90
= 1,68
Kontak rasio efektif (ɛw)
ɛw = 1 + (ɛn −1)(mn+V / 4)
m1+ f /6 (II-
31)
= 1,41
f. Tekanan permukaan efektif (kw)
Faktor koreksi tegangan kaki (qk)
Dari gambar 22/40 (lihat lampiran) diperoleh :
X1 = 0 ======= ======= qk1 = 2,75
Z1 = 20 =======
X2 = 0 ======= ======= qk2 = 2,45
Z2 = 38 =======
qε ₁ =1,4
εn+0,4
= 0,67
qε ₂ = 1,4
εw+0,4
= 0,77
qw1 = qk1 . q 𝜀1
= 1,84
qw2 = qk2 . q 𝜀2
= 1,89
Dari tabel 22/23 dan 22/24 (lihat lampiran) didapatkan harga, Vc = 3,11 Vβ = 1,0.
Untuk roda gigi -1 sebagai penggerak, berlaku:
Ye = 1+ 2
Zn tanαb (1−𝜀1
εwε n
) (II-
32)
= 0,70
kw1 =i+1
i yc yᵦ Bw (II-33a)
= 0,95 Kg/mm2
kw2 = i+1
i yc yᵦ Bw (II-
33b)
= 0,66 Kg/mm2
Tegangan efektif pada kaki gigi (λw)
λw1 = qw1 Z1 Bw (II-34a)
= 1,84 . 20 . 0,14
= 5,15 Kg/mm2
λw2 = qw2 Z2 Bw (II-34b)
= 1,89 . 38 . 0,14
= 10, 05 Kg/mm2
Faktor tegangan permukaan
YG = 1.0 (tabel 22/26, untuk pasangan roda gigi baja dengan baja, lihat lampiran)
YH = 1,0
Yv = 0,7 + 0,6
1+(8 /V )
= 0,77
Ys merupakan fungsi dari viscousitas olie pada temperature kerja. Dari tabel 22/28
(lihat lampiran) untuk V = 3,12 mps pada V50 = 100, didapatkan Ys = 1,0
g. Pemilihan bahan roda gigi
Bahan untuk kedua roda gigi pasangan dipilih baja dki quench dan distemper 37 Mn
Si 5 yang memiliki kekuatan tarik dan kekuatan tekan terhadap permukaan masing-masing
sebesar λ0 = 31,5 Kgf/mm2 dan k0 = 0,7 Kgf/mm2
Tekanan permukaan yang diijinkan (KD)
KD = YG . YH . YS . Yv . K0 (II-35)
= 1,0 . 1,0 . 1,0 . 0,77. 0,7
= 0,54 kg/mm2
h. Faktor keamanan
Keamanan terhadap permukaan (SG)
SG1 = KD
Kw1 =
0,540,95
(II-
36a)
= 0,57
SG2 = KD
Kw2 =
0,540,66
(II-36b)
= 0,82
Keamanan terhadap permukaan (SB)
SB1 =λ 0
λw 1 =
31,555,15
(II-
37a)
= 6,1 `
SB2 =λ 0
λw 2 =
31,51010,05
(II-
37b)
i. Umur Roda Gigi (Lh)
Umur roda gigi terhadap tooth breakage adalah tidak terbatas karena besarnya factor
keamanan terhadap tooth breakage lebih dari satu. Adapun umur roda gigi terhadap tekanan
permukaan adalah:
Lh1 = 167 .103 K ᴅ₁
n S²G₁ (II-
38a)
= 74,72 jam
Lh2 = 167 .103 K ᴅ₂
n S²G₂ (II-38b)
= 81,4 jam
4.3.2 Transmisi Tingkat Kedua
Daya dari poros antara diteruskan ke pulley penggerak melalui system transmisi
tingkat kedua.
Gambar 2.8 Transmisi tingkat kedua
Dengan cara yang sama seperti pada perhitungan transmisi tingkat pertama, diperoleh harga-
harga untuk pasangan roda gigi tingkat kedua dan seterusnya. Hasil secara keseluruhan
tertera dalam tabel berikut:
Tabel. 2.3 Hasil perhitungan Roda Gigi Transmisi
4.4 Perencanaan Poros Transmisi
Sistem transmisi daya yang direncanakan memiliki empat buah poros transmisi.
Sebuah poros input, tiga buah poros antara dan sebuah poros output. Beban-beban yang
diterima poros adalah momen lentugr karena gaya tekan pada roda gigi dan berat roda gigi
sendiri serta momen torski dari motor penggerak .
4.4.1 Perencanaan Poros Input
Pada bagian ujung dari poros input yang dihubungkan dengan kopling gesek, terdapat
spline (poros bintang) sedangkan untuk menahan roda gigi agar tidak terlepas adari poros
dipergunakan clips sebagai berikut:
a. Gaya yang bekerja pada poros
Gambar 4.9 Beban pada poros input
Berat roda gigi pinion
G1 = do2. π . b/4 (II-39)
= 1,17 Kg
Gaya tangensial pada roda gigi
PH = Mt
d o ² = 112,5Kg (II-40)
Gaya vertical pada roda gigi
Pv = PH tan (II-41)
= 52,41 Kg
Gaya horizontal pada poros
Fx = PH = 112,5 kg
Gaya vertikal pada poros
Fv = PV + G1
= 53,58 Kg
Gaya total pad poros
FP = (Fx2 + Fv2)1/2 (II-42)
= 124,61 Kg
b. Diameter poros
Reaksi tumpuan :
RB = 6076
= 98, 38 Kg
RA = RB + FP
= 222,99 Kg
Momen lentur maksimum
M = -FP . 45
= 5607,45 Kg/mm
Momen lentur ekivalen
MV = (M2 + (a/2 . Mt)2) ½
Dimana a merupakan perbandingan antara kekuatan tarik dengan kekuatan geser
poros. Menurut tabel 17/2, ref.6
Untuk tegangan geser dinamis (berubah-ubah), a = 1,7
MV = (5607,452 + (1,7/2 . 4596,09)2) ½
= 6834, 15 Kg/mm2
Diameter poros
dmin = 2,17 (1,0 6834
32,650)1/3 (II-
43)
Untuk poros pasif, konstanta h = 1,0 (tabel 17/2, lihat lampiran). Pada perencanaan ini
dipilih bahan poros baja St.42.11 dengan kekkuatan lentur yang diijinkan λb = 320 N/mm2 .
Sehingga didapatkan :
dmin = 2,17 (1,0. 6834
32,650) 1/3
= 13 mm ======== dibuat d = 24 mm
4.4.1.1 Perencanaan Spline
Dari tabel 18/7 (lihat lampiran), dipilih spline sesuai dengan standart DIN 5462
dengan dimensi sebagai berikut :
- Diameter dalam di = 23 mm
- Diamter luar d0 = 26 mm
- Lebar baja b = 6 mm
- Jumlah baja i = 6 buah
- Panjang spline l = 25 mm
Momen torsi yang mampu ditransmisikan adalah
Mt = 0,75 P . h. l . rm . i (II-44)
Dimana untuk bahan baja St. 42.11 , kekuatan terhadap tekanan permukaan yang
diijinkan adalah sebesar P = 90 N/mm2 untuk harga h = 1,3 mm (tinggi baja yang
mendukung), maka besarnya momen torsi yang mampu dipindahkan adalah :
Mt = 0,75 . 9,18 . 25. 1,3 . 14 . 6
= 18796,05 Kg/mm
Momen ini jauh lebih besar daripada momen yang dipindahkan dari motor listrik
yaitu, Mt = 4596,09 Kg/mm. Hal ini berarti perencanaan spline cukup aman dipergunakan
4.4.2 Perencanaan Poros Antara
Didalam gear box roda gigi reduksi, terdapat tiga buah poros antara. Karena beban
yang diterima ketika poros tersebut hampir sama, maka cukup dibuat dengan ukuran dan
bahan yang sama. Dalam perhitungan ini hanya akan diberikan poros yang menerima beban
paling besar, yaitu poros yang menumpu roda gigi IV dan V
a. Gaya-gaya yang bekerja
Berat roda gigi
G4 = φ π d042 . b/4
= 1,17 kg
G5 = φ π d052 . b/4
= 2,925 kg
Gaya tangensial
P4H = P1H = 112,5 Kg
P5H = d 0 ⁴d 0 ⁵
P4H
= 45 Kg
Gaya Vertikal
P4V = P1V
= 52,41 Kg
P5V = P5H tan α
= 16,38 Kg
Gaya horizontal pada poros
P4X = P4H = 112,5 Kg
P5X = P5H = 45 Kg
Gaya vertikal pada poros
F4y = P4V + G4 = 53,58 Kg
F5y = P5V - G5 = 13,45 K
Reaksi tumpuan:
F4H = 112,5 Kg
F5H = 45 Kg
F4V = 28,23 Kg
F5V = 11,9 Kg
Momen lentur bidang vertikal
Mav = F5v . 35
= 416.5 kg/mm
Mbv = F4v . 35
= 988,05 kg/mm
Momen lentur bidang horizontal
Mah = 1575 Kg/mm
Mbh = 3937,5 Kg/mm
Momen lentur maksimum
Ma = ( Mav2 + Mah
2 )1/2 = 1629, 14 Kg/mm
Mb = ( Mbv2 + Mbh
2 )1/2 = 4059,57 Kg/mm
Mmax = Mb= 4059,57 Kg/mm
Momen lentur eki
Mv = (Mmax2+(
a2
Mt )2) 1/2
= 5868,18 Kg/mm
b. Diameter poros
D min = 2,17 (bMvγb
) 1/3
= 12,25 mm
Poros antara dibuat berdiameter, d = 20 mm
4.4.3 Perencanaan Poros Output
Poros output merupakan poros yang langsung dihubungkan dengan pulley penggerak
melalui sebuah kopling flens. Dengan cara yang sama seperti pada perhitungan sebelumnya,
maka poros output dibuat berdiameter d = 24,0 mm
4.5 Perencanaan Pasak
Untuk memasang roda gigi pada porosnya dipermukaan pasak. Pada perencanaan ini
dipilih pasak bilah benam. Dimensi pasak tergantung dari dimensi poros dan momen torsi
yang dipindahkan. Bahkan untuk pasak dipilih baja St. 60-1 yang memiliki kekuatan geser
sebesar λs = 330 N/mm2 .
Terdapat delapan buah roda gigi didalam gear box reduksi. Karena diameter poros roda gigi
sama besar, maka dimensi pasak untuk kedelapan roda gigi juga sama besar. Dari tabel 18/5
(lihat lampiran) dipilih pasak menurut standart DIN 6255 dengan ukuran sebagai berikut
- Panjang pasak l = 25 mm
- Tebal pasak t = 6,4 mm
- Tinggi pasak t2 = 2,4 mm
- Lebar pasak b = 8,0 mm
Kekuatan bahan pasak terhadap tekanan permukaan adalah sebesar P = 115 N/mm2
a. Tekanan pada permukaan pasak
P = 2. Mtl
l . d (h−t ₁) (II-45)
= 2 . 4596,09
25.20 (7−4)
= 6,128 Kg/mm2
Tekanan kerja ini lebih kecil daripada tekanan maksimum yang diijinkan yaitu sebesar PZ =
11,6, Kg/mm2. Sehingga pasak aman terhadap tekanan permukaannya.
b. Tegangan geser pada pasak
τ = 2. Mtlb . d . l
(II-
46)
= 2 . 459,098,0 .20 .25
= 0,23 Kg/mm2
Dari pemeriksaan kekuatan pasak terhadap tegangan geser dan tekanan terhadap
permukaan, memenuhi persyaratan. Hal ini berarti pemilihan pasak dapat dipergunakan.
4.6 Perencanaan Kopling Flens
Untuk meneruskan daya dari poros output system transmisi menuju pulley penggerak,
dipergunakan kopling tetap. Kopling ini terdiri dari flens yang diikat dengan menggunakan
enam buah baut. Bentuk dari kopling flems dapat dilihat pada gambar berikut:
Kesetiaan momen di titik A
MA = 0
Mp = 6 F d2
(II-
47)
F = MP3 . d = 3687,23 .80
= 153,28 Kg
Tegangan geser karena momen puntir
Τ = FA
(II-48)
db = ( 4 . Fπ . τ
¿ 1/2
pada perencanaan ini dipilih baut dengan bahan baja St. 38 . 11 yang memiliki tegangan geser
ijin . τb = 63 N/mm2
db = (4 .153,28
π .6,10)1/2
= 5,66 mm
Karena baut tidak hanya menerima beban tegangan geser melainkan juga tegangan normal
karena pre load (beban awal) , maka diameter baut direncanakan db = 8,0 mm
Gambar 2.11 Penampang kopling flens
Tegangan geser pada baut
Τ = FA
= F
π . db ² /4
= 153,28π .8 2/4 = 3,05 Kg/mm2
Tegangan normal
Agar kopling bekerja dengan baik, maka baut pada flens perlu diberi tegangan normal
sebagai beban awal, yang besarnya direncanakan, F0 = 25 kg. Dengan demikian tegangan
normal karena beban awal adalah:
τ =F
db ² /4 Fπ = 25
π 8² /4
= 0,5 kg/mm2
Tegangan ekivalen
τ v = (τ 2 + a τ 2) ½
Dimana a merupakan perbandingan antara tarik terhadap geser. Untuk pengencangan
buat standart, menurut Huber dan Hencky besarnya konstanta, a = 3. Maka besarnya tegangan
ekivalen adalah :
τ v = (0,52 + 3,0 . 3,052 ) ½
= 5,31 Kg/mm2
Terlihat bahwa tegangan yang terjadi pada buat lebih kecil dari tegangan diijinkan. Dengan
demikian, untuk kopling flens ini dapat dipergunakan baut metric M-8, yang memiliki
diameter luar d = 8,0 mm, diameter inti di = 6,647 mm dan diameter efektif de = 7,188 mm
4.7 Perencanaan Bantalan Poros Transmisi
Beban yang diterima oleh poros roda gigi transmisi semuanya berupa beban radial.
Adapun beban aksial yang ditimbulkan oleh pengaruh defleksi poros, harganya sangat kecil,
sehingga dapat diabaikan. Dengan demikian untuk menumpu poros tersebut dapat
dipergunakan satu jenis bantalan radial yaitu Deep Groove Ball-bearing, DIN 625. Dalam
perencanaan ini dipilih bantalan dengan nomor 6205 yang memiliki ukuran sebagai berikut :
• Diameter dalam d = 25 mm
• Diameter luar D = 52 mm
• Lebar bantalan B = 15 mm
• Beban dasar statis C = 730 Kg
a. Ukuran bantalan poros input
- Putaran poros n = 745 rpm
- Beban poros p = 124,61 Kg
- Umur bantalan Lh
Lh = 10
60 , n (
CP
)³
= 4497, 82 jam
b. Umur bantalan poros antara
Ada tiga buah poros antara yang ditumpu pada kedua ujungnya. Sehingga dalam
perhitungan juga akan diperoleh tiga harga yang berbeda. Untuk menumpu proses antara ini
dipergunakan bantalan dengan nomor 6304 yang memiliki dimensi sebagai berikut :
• Diameter dalam d = 20 mm
• Diameter luar D = 52 mm
• Lebar bantalan B = 15 mm
• Beban dasar C = 785 Kg
Dari data sebelumnya telah didapatkan harga-harga
• Putaran poros n = 298 rpm
• Beban poros P = 311,53 Kg
• Umur bantalan Lh
Lh = 10
60 , n (
CP
)³
Untuk masing-masing bantalan diperoleh :
Lh1 = 894,83 jam
Lh2 = 1700,18 jam
Lh3 = 2056,20 jam
c. Umur bantalan poros output
Untuk poros output ini dipergunakan bantalan yang sama seperti pada poros input
yaitu nomor 6205
• Putaran poros n = 30,55 rpm
• Beban poros P = 223,2 Kg
• Umur bantalan Lh
Lh =19086,38 jam
4.8 Pemeriksaan Momen Start Motor Penggerak
Pada saat start, motor harus mampu menghasilkan torsi yang lebih besar untuk
mengatasi beban statis dan beban dinamis dari perlengkapan yang digerakkan
M start = M statis + M dinamis (II-49)
Besarnya momen statis dan momen dinamis, masing-masing adalah :
M statis = 716200 NpNm
= 716200 3,46745
= 3327,7 Kg-mm
Mdin = δ(GD ²)nm
375 ts +
0,975 TeV ²nm. ts . δη
(II-
50)
Dimana :
δ = Koefisien yang besarnya tergantung dari mekanisme transmisi. Dari referensi 10,
hal 334 harganya berkisar antara 1,1 sampai 1,25. Pada perencanaan ini dipilih = 1,25
GD2 = Momen Girasi total (Kg-m2 )
nm = Putaran motor pada kedudukan steady (rpm)
ts = Waktu yang dibutuhkan untjuk percepatan motor
Te = Beban nominal, dalam hal ini merupakan tegangan efektif pulley (Kg)
V = kecepatan linier pulley (m/s)
η = effisiensi mekanisme transmisi, 𝜂 = 70 %
Momen girasi total (GD2) merupakan jumlah dari momen girasi komponen-komponen
yang terkait pada shaft yaitu :
- Momen girasi rotor, GD2 = 0,00575 Kg/m2 (tabel)
- Momen girasi pulley
Berat jenis pulley η = 7800 Kg/m3
Diameter luar pulley D0 = 500 mm
Diameter dalam pulley Di = 470 mm
Lebar pulley Bp = 900 mm
Berat pulley Gp = 160,44 Kg
Momen girasi pulley GD2 = GP (D0 2- D i 2)
= 0,03 Kg-m2
Dengan demikian, maka besarnya momen dinamis
Mdinamis = 1,25.0,537 .745375
375.20 +
0,975.97,43 .0 ,8²935.0,70 .20
= 666,78 + 46,44
= 4040,92 Kg-mm
Momen star motor ini lebih kecil daripada momen rate, yaitu sebesar Mp = 4174,55
Kg-mm. Hal ini berarti motor mampu menggerakkan konveyor sabuk, baik pada saat start
maupun pada keadaan steady.
4.9 Perencanaan Roda Genewa
Untuk mendapatkan gerakan periodic (intermitten moving) pada belt conveyor
dipergunakan roda genewa. Mekanisme roda genewa terdiri dari sebuah rangkaian batang
penghubung yang merubah gerakan terus-menerus menjadi gerakan terputus-putus.
Mekanisme dari roda genewa dapat dilihat pada gambar di bawah ini.
Gambar 2.12 Roda Genewa
Batang penghubung 2 merupakan penggerak yang mana terdapat pena yang mengikat
suatu celah dari batang 3 yang digerakkan. Celah tersebut diletakkan sedemikian rupa
sehingga pena masuk dan meninggalkannya secara tangesial. Keuntungan dari mekanisme
roda genewa adalah memberikan indek (selang waktu untuk berhenti) tanpa menimbulkan
beban impact.
Rasi kecepatan putaran antara mekanisme penggerak dan yang digerakkan dapat
ditentukan dengan menghitung besarnya sudut yang dibentuk antara kedua celah dan jumlah
pena pada batang penggerak. Untuk mencegah agar mekanisme yang digerakkan tidak
berputar kecuali selama periode pemberian indeks, dipergunakan pelat pengunci. Pelat ini
diatur oleh batang penggerak.
Sesuai dengan perencanaan, kecepatan konveyor sabuk maka besarnya sudut α = 360 / 5 =
720 dengan jumlah pena pada penggerak sebanyak empat buah.
BAB III
PERENCANAAN STRUKTUR PENUMPU
Struktur penumpu konveyor sabuk, direncanakan berbentuk frame (rangka) yang
terdiri dari batang-batang profil seperti terlihat pada gambar berikut :
Gambar 3.1 Struktur penumpu konveyor sabuk
a. Penampang memanjang
b. Penampang melintang
Dari gambar diatas terlihat bahwa rangka penumpu konveyor sabuk terdiri dari batang
melintang dan dua batang memanjang yang berfungsi untuk menumpu flat roller idler. Untuk
menahan batang memanjang tersebut dipergunakan sepasang
Rangka untuk menumpu roller konveyor hampir sama dengan rangka pada konveyor sabuk.
Pada roller konveyor cukup dipergunakan sebuah batang memanjang yang berfungsi sebagai
penumpu roller
5.1 Perencanaan Struktur Konveyor Sabuk
5.1.1 Perencanaan Batang Penumpu Roller Idler
Beban-beban yang diterima batang penumpu roller idler terdiri dari atas :
- Muatan sabuk q = 12,5 Kg/m
- Berat sabuk qb = 5,87 Kg/m
- Berat roller qP = 5,86 Kg/m
- Perlengkapan-perlengkapan lainnya yang berupa bantalan, rumah bantalan, baut dan
lain-lain ; diperkirakan qa = 8 Kg/m
Dengan demikian maka beban persatuan panjang yang diterima oleh batang penumpu
roller adalah:
qtot = (q + qp + qa) (III-1)
= 32,23 Kg/m
Beban ini harus ditanggung oleh dua buah batang yang memanjang. Untuk memudahkan
perhitungan, distribusi beban beserta berat batang diasumsikan merata. Sehingga beban total
yang diterima oleh sebuah batang adalah:
Q = ½ qtot . 1 (III-2)
= ½ 32,23 . 5
= 80,577 Kg
Batang penumpu roller idler direncanakan baja profil L 100 x 100 x 6,5, dengan dimensi
sebagai berikut :
Gambar 3.2 Profil batang rangka penumpu roller
- Berat persatuan panjang G = 10,1 Kg/m
- Luas penampang potongan F = 1280 mm2
- Momen tahanan Wx = 16666 mm3
a. Reaksi tumpuan
Gambar 3.3 Reaksi tumpuan
Dengan menggunakan dalil 3 momen clapyron akan diperoleh :
Sudut belahan karena muatan
ψba + ψ bc = q . La ³24. E . l
+ q . La ³24. E . l
(III-3)
= 167,87
E . l
Sudut belahan karena momen
ψba + ψ bc = Mb. La3 . E .l
+Mb. Lc3
3 .E . l.
(III-4)
= 10 Mb3 E l
Dengan menggabungkan kedua persamaan diatas diperoleh:
167,87E l
= =10 Mb3 . E l
. =============Mb = 50361 Kgmm
Momen bending pada batang
Dengan asumsi muatan terletak diatas batang sendi-rol maka akan didapatkan :
M’max = 1/8 . q . La2 = 1/8 . 16,115 . 52
= 50359 Kgmm
Gaya reaksi tumpuan
RA = q’ - MbLa
= 40,2875− 503615000
= 30,215 Kg
RB = q’ + MbLc
+ = 40,2875− 𝐿𝑎503615000
+ 503615000
= 60,432 Kg
Rc = RA = 30,215 Kg
Momen bending maksimum
Mmax = 1/8 . q . (L’a)2 = 1/8. 16,115 (2,5)2
= 12589 Kgmm
b. Tegangan normal
Ymax = Mmax
WL =
1258916666
= 0, 76 Kg/mm2
Faktor keamanan
Untuk batang penumpu roller idler ini dapat dipergunakan baa GST 38 yang memiliki
kekuatan tarik terhadap beban dinamis sebesar 𝛾𝑏𝑤 = 20 N/mm2
Sf = γbw
γmax =
2,040 ,760
= = 2,68
5.1.2 Perencanaan Batang Melintang
Batang melintang direncanakan baja profil L 64 x 64 x 5 dengan dimensi sebagai
berikut:
Gambar 5.4 Profil batang melintang
- Berat persatuan panjang G = 4,90 Kg/m
- Luas penampang potongan F = 581 mm²
- Momen tahanan bending I/C = 4960 mm³
Reaksi tumpuan
Dari perhitungan sebelumnya telah diperoleh harga gaya reaksi RB = 60,432 Kg.
Batang melintang ini sebenarnya tidak menerma beban lentur. Dalam perhitungan ini
dilakukan dengan asumsi, paku keling yang menahan batang penumpu roller idler tidak
mampu menanggung beban.
Reaksi tumpuan
Gambar 3.5 Reaksi tumpuan
RM = RN = RB + ½ . G. L
= 60,432 + ½ . 4,9 . 1,10
= 63,13 Kg
Momen maksimum
Mmax = RM . 50
= 3156,5 Kgmm
Tegangan normal
Yn = Mmax
I /c = 3156,54960,0
= 0,64 Kg/mm2
Untuk batang melintang ini dapat dipergunakan baja cor GST 38 yang memiliki
kekuatan tarik sebesar Yb= 20 N/mm
5.1.3 Perencanaan Batang Penumpu Return Roller Idler
Beban-beban yang diterima oleh batang penumpu return roller idler terdiri atas:
Berat sabuk qb = 5,87 Kg/m
Berat sabuk qP = 2,93 Kg/m
Berat Perlengkapan lainnya diperkirakan qa = 1,5 Kg/m
Sebagaimana pada perhitungan batang penumpu roller idler, maka beban pada batang
penumpu return roller idler juga diasumsikan terdistribusi merata dan sama besar pada kedua
sisinya. Untuk ini dipilih batang profil L 50 x 50 x 5, dengan dimensi
- Berat persatuan panjang G = 3,77 Kg/m
- Luas penampang potongan F = 480 mm2
- Momen tahanan Wx = 13223 mm³
Gambar 3.6 Reaksi tumpuan
Beban total persatuan panjang yang diterima oleh satu sisi batang penumpu adalah :
Qtot = ½ (q h + qP + qa) + G
= 8,92 Kg/m
Berat total
Q = qtot . L
= 44,6 Kg
Dengan cara yang sama seperti pada perhitungan sebelumnya akan diperoleh harga-harga :
Reaksi tumpuan
RC = RD = 22,3 Kg
RE = 44,6 Kg
Momen maksimum
Mmax = 6968,75 Kgmm
Tegangan normal
Yn = 0,53 Kg/mm2
Dengan demikian dapat dipilih batang penumpu return roller idler dengan bahan yang sama
yaitu GST 38
5.2 Perencanaan Struktur Roller Konveyor
Struktur roller konveyor terdiri dari batang memanjang sebagai penumpu roller yang
didukung oleh sepasang batang tegak disisi kiri dan kanan. Bentuk struktur roller konveyor
dapat dilihat gambar berikut
Gambar 3.7 Struktur rangka roller Konveyor
a. Penampang memanjang
b. Penampang melintang
5.2.1 Perencanaan Batang Memanjang
Beban-beban yang diterima oleh batang penumpu roller terdiri dari:
- Muatan konveyor q = 250 Kg
- Berat roller beserta peralatan lainnya yang diperkirakan sebesar qp = 35 Kg / buah
Batang penumpu direncanakan dari baja peroleh L 100 x 100 x 10 yang memiliki dimensi:
Gambar 3.8 Profil batang rangka penumpu roller
- Berat persatuan panjang G = 15,1 Kg/m
- Luas penampang potongan F = 1920 mm2
- Momen tahanan Wx = 24965 mm3
Dengan asumsi bahwa beban terdistribusi merata disepanjang batang, maka beban
yang diterima oleh setiap batang memanjang adalah:
Beban total
Q = ½ (q + qp . z ) + G . L
= ½ (250 + 35 . 23) + 15,1 . 5
= 603 Kg
Beban persatuan panjang
qtot = Q/L
= 0,1206 Kg/mm
a. Reaksi tumpuan
Dengan cara yang sama seperti pada perhitungan sebelumnya akan didapatkan harga-harga:
Gambar 3.9 Diagram momen batang
Gaya reaksi tumpuan
Rp = Rr = 301,5 Kg
Rq = 603 Kg
Momen pada batang
Mq = M max = 376875 Kgmm
Mmax = 188437, 5 Kgmm
b. Tegangan normal
Yn = MmaxWX
= 18837,51920,0
= 7,55 Kg/mm2
Untuk batang memanjang ini dapat dipergunakan baja cor GST 38 yang memiliki kekuatan
tarik ijin Ybw = 160 N/mm2