rancng belt.docx

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


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


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


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


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


- 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


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



- Momen tahanan Wx = 13223 mm³


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



- 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

rancng belt.docx

Documents

Transcript of rancng belt.docx