Cakra Puli sheave Pasak

27 C 1 = factor yang tergantung diameter tali = 1.09………….Lampiran 14 C 2 = factor produksi dan operasi tambahan = 1. 37………Lampiran 15 Sehingga : m = 37 , 1 09 , 1 50 , 275 , 15 26 x x x = 2.28 diambil keatas = 2.24 sesuai dengan tabel Dengan bantuan faktor m maka pada tabel yang terdapat dilampiran didapat harga-harga untuk m = 2.42 didapat Z = 450 lengkungan berulang yang menyebabkan kerusakan. Merujuk pada persamaan untuk mencari umur tali diatas , harga-harga faktor a, Z 2 , β dan ϕ dapat diambil dari tabel sebagai berikut : A = 400 Z 2 = 2 β = 0.7 = dan ϕ sebesar = 2.5 Maka : N = 5 , 2 7 , 2 400 000 . 450 x x x = 321.4 bulan

3.2 Cakra Puli sheave

Cakra puli sheave merupakan kepingan bulat yang disebut juga dengan disk yang terbuat dari logam maupun dari non logam, misalnya besi tuang, kayu, ataupun plastik. Pinggiran cakra tersebut dibuat beratur yang berguna untuk laluan tali. Pada pesawat ini puli tersebut bergerak bebas pada poros seperti terlihat dalam gambar 3.3 berikut ini. Universitas Sumatera Utara 28 Gambar 3.3 Penampang melintang Cakra Puli Pada perencanaan ini, ukuran cakra yang dilalui oleh tali baja steel wire rope adalah: Diameter cakra diperoleh dari : D xd x 2 1 ε ε Dimana : D = diameter tali 1 ε = factor keamanan, tergantung tipe pesawat angkat = 18 dipilih…………………………………Lampiran 10 2 ε = factor keamanan, tergantung pada konstruksi tali = 0,90 dipilih………………………………..Lampiran 11 Maka : D 18 x 0,9 x 18,6 D 301,32 Universitas Sumatera Utara 29 Untuk menentukan ukuran-ukuran cakra yang lain dapat dilihat berdasarkan gambar3.4 seperti tertera berikut dibawah ini : Gambar 3.4 Alur Cakra untuk Tali Baja Berdasarkan tabel pada lampiran, maka diperoleh harga-harga berikut ini : a = 50 mm r 1 = 4,5 mm b = 35 mm r 2 = 4,0 mm c = 8,5 mm r 3 = 15 mm e = 1,3 mm r 4 = 9 mm h = 28 mm i = 13 mm r = 10 mm Sesuai dengan data yang diperoleh dari literatur bahwa bahan cakra dipilih terbuat dari bahan besi cor cast iron C415-32 dengan karakteristik sebagai berikut ini : 1. Tegangan tarik = 15 kgmm 2 2. Nilai pengujian kekerasan brinnel = 163 s.d 229 3. Tegangan bengkok = 32 s.d 28 kgcm 2 Universitas Sumatera Utara 30 Untuk memeriksa kekuatan cakra harus ditinjau dari tegangan tali maksimum S yang terjadi, yaitu sebesar 3100,84 kg maka tegangan tarik yang terjadi adalah : . d L S t = σ Dimana : S = tegangan tali maksimum [kg] L = panjang bush [mm] D = diameter tali [mm] Maka : t σ = 6 , 18 . 20 84 , 3100 = 8,3 kgmm 2 Dengan demikian , berdasarkan pemeriksaan diatas maka cakra yang dirancang cukup aman untuk digunakan karena harga tegangan tarik yang terjadi lebih kecil dari tegangan tarik yang diijinkan.

3.3 Drum tromol

Drum atau tromol pada operasi pengangkatan beban digunakan untuk menggulung tali. Drum untuk tali baja yang licin dengan flen yang tinggi biasanya digunakan untuk memungkinkan menggulung tali dalam beberapa gulungan. Diameter drum ditentukan sebagai berikut : D d 10 x d D d 10 x 18,6 D d 186 D D = 186 Universitas Sumatera Utara 31 Pada kenyataannya berdasarkan tabel dari literatur bahwa ukuran alur drum diperoleh sebagai berikut : Gambar 3.5 Ukuran alur Drum Tromol Berdasarkan tabel pada lampiran 7 maka diperoleh harga-harga sebagai berikut : r 1 = 10 mm r 2 = 2,0 mm C 1 = 5 mm C 2 = 12,0 mm S 1 = 20 mm S 2 = 25 mm Tebal drum dapat diperhitungkan dengan menggunakan rumus sebagai berikut : W = 0,02 x D d + 0,6 ÷1,0 = 0,02 X 186 + 1,0 = 4,72 cm = 472 cm Dalam perencanaan ini, drum yang dipakai adalah drum tunggal karena bagian tali yang akan digulung pada sebuah drum saja, maka panjang drum diperoleh dari: L =       + 7 . . d D i H π . S 1 Universitas Sumatera Utara 32 Dimana : H = tinggi pengangkatan [5m] i = jumlah suspensi [3] D d = diameter drum [186 mm] S 1 = jarak antar pitch [31 mm] Maka diperoleh : L =     + 7 186 , . 3 . 5 π .0,031 = 1,01 m = 101 mm Jumlah lilitan pada drum untuk tali suspensi adalah : N = 2 . . + d D i H π N = 2 18 , . 3 . 5 + π = 27,638 lilitan = 28 lilitan

3.3.1 Pemeriksaan Kekuatan drum

Untuk drum dari bahan cast iron tegangan maksimal yang diijinkan σ max sebesar 1000 kgcm 2 . Tegangan maksimum yang terjadi adalah : σ max = . . 2 cm kg S W S Universitas Sumatera Utara 33 Dimana : S = tegangan maksimum [3.100,84 kgcm 2 ] W = tebal drum [7,0] S 1 = jarak antara pitch [3,1 cm] Sehingga diperoleh harga tegangan maksimum sebagai berikut : σ max = 1 , 3 . , 7 84 , 100 . 3 = 142,9 kg.cm 2 Jadi pemeriksaan diatas cukup aman digunakan karena tegangan maksimum yang terjadi lebih kecil dari tegangan maksimum yang diijinkan..

3.4 Kait hook

Kait hook digunakan untuk menggantungkan beban, hook terdiri dari dua jenis, yaitu : a. Single hook standart hook b. Double hook ransnorn hook Pembebanan dari kedua kait ini hanya dalam bentuknya saja tetapi yang lazim dilihat adalah pemakaiannya. Perhatikan gambar Single Hook dan double Hook dibawah ini: Gambar 3.6 . Hook Universitas Sumatera Utara 34 Disini kait yang digunakan pada crane truck adalah kait tunggal, kait tunggal single hook biasanya digunakan untuk kapasitas angkat sampai 10 ton sedangkan untuk double hook digunakan untuk kapasitas angkat 25 ton sampai 100 ton. Dari penjelasan diatas dan kapasitas yang direncanakan maka jenis Hook yang dipakai adalah single Hook. Untuk bahan Hook tersebut disesuaikan dengan data-data sebagai berikut : - Jenis bahan = Steel Cr 3 - Tegangan tarik bahan = 40 kgmm 2 - Titik terjadinya antara deformasi plastis dan elastis = 23 kgmm 2 - Tegangan patah = 18 kgmm 2 - Pertambahan panjang = 23 - Nilai pengerasan pengujian brinnel = 110 ÷ 135 Dari data-data material, maka material Hook diatas diperoleh σ b =40 kgmm 2 Maka tegangan tarik yang diizinkan : τ = k b σ Dimana : K = Faktor keamanan = 3 ÷ 4 Pemakaian Statis = 4 diambil Maka : τ = 4 40 = 10 kgmm 2 Universitas Sumatera Utara 35 Untuk menjamin keamanan dari ulir kait maka perhitungan diameter ulir harus d o = d 1 adalah σ ≥ σ Dimana : σ = Tegangan tarik yang terjadi τ = 2 1 4 d Q       π Maka : σ ≥ 2 1 4 d Q       π 10 ≥ 2 1 4 504 . 5 d       π d 1 = 2 10 4 504 . 5      π = 8,37 mm Dari normalisasi N 82 dibawah ini dimensi ulir yang lain dapat dilihat sebagai berikut : Universitas Sumatera Utara 36 Gambar 3.7. Ukuran utama ulir skrup - Garis tengah ulir d o = 30 mm - Garis tengah rusuk d r = 27,727 mm - Kisar k = 350 mm - Tinggi gigi T g = 0,050 x K = 0,050 x 3,50 – 2,2275 mm τ - Dalamnya ulir = K x cos 30 = 3,50 x 0,066 = 3,031 mm Panjang baut yang berulir H H = 0,8 ÷ 1,0 x d o = 1,0 x 30 = 30 mm Universitas Sumatera Utara 37

3.4.1. Pemeriksaan Kekuatan ulir 1. Tegangan Geser Izin

τ = 0,8 x σ kgmm 2 = 0,8 x 10 = 8 kgmm 2 Tegangan geser yang terjadi akibat pembebanan τ = . Z P K Di Q π Dimana: P = Kisar K = 0,84 Z = Jumlah ulir = 30 Maka : τ = 30 84 , 29 , 25 504 . 5 π = 2, 75 kgmm 2 Dari perhitungan diatas diketahui bahwa τ ≥ τ Universitas Sumatera Utara 38 2.Terhadap Tegangan Tekan Besar tegangan yang telah dizinkan sesuai dengan material kait τ p = 300 kgmm 2 sd 350 kgmm 2 . Tegangan yang terjadi akibat pembebanan adalah : τ p = K H di do Q 4 2 2 − π Dimana: H = puncak ulir K = Kisar τ p = 50 , 3 30 63 , 12 30 4 504 . 5 2 2 − π = 1,10 kgmm 2 Jadi pemeriksaan diatas maka ulir kait tersebut sangat aman untuk digunakan.

3.4.2. Pemeriksaan Pada Penampang Kritis Hook

Pemeriksaan penampang kritid Hook dilakukan pada suatu kait dimana untuk menghitung tegangan-tegangan yang timbul waktu pengoperasian hook tersebut dapat dihitung berdasarkan kapasitas angkat 5 ton. Untuk kapasitas angkat 5 ton maka dapat diperoleh data-data dari tabel pada lampiran 8 Perancangan Kait Tunggal sebagai berikut : - Luas penampang kritis A = 58,0 cm 2 - Jarak antara garis pusat dan sisi dalam penampang = 4,61 cm - Jari-jari mulut kait       2 a = 4,75 cm - Radius of Hook Eurvetur P = 9,36 cm - Area Rancangan f 1 = 2,930 - Area Rancangan f 2 = 5,720 - Faktor x = A f f 2 2 .. 1 = 0,0961 - Jarak antara garis nol dengan pusat penampang y = 820 , 1 . = + x x p - Jarak antara garis nol dengan sisi dalam penampang = xc – 4 = 3,790 Berikut dibawah ini gambar diagram penentuan factor X : Universitas Sumatera Utara 39 Gambar 3.8. Diagram Penentuan Faktor X Maka unti Strength Stress Maximum pada bagian dalam serat dapat dihitung dengan rumus : _ σ = 2 . 1 . 1 a l x A Q _ σ = 75 , 4 790 , 3 . 0961 , 1 . , 58 504 . 5 _ σ = 752,34 kgmm 2 Unit Compresstion Maximum pada sisi luar adalah : σ = 5 . 10 75 , 4 71 , 6 . 0961 , 1 . , 58 504 . 5 + σ = 435,12 kgmm 2 _ Dari perhitungan diatas maka σ ≥ σ maka ukuran luas penampang Hook dapat dilihat pada gambar dibawah ini : Universitas Sumatera Utara 40 Gambar 3.9 . Luas Penampang Hook _ Syarat σ ≥ σ 752,34 ≥ . . 4 2 1 d Q π d 2 1 ≥ 34 , 752 . 14 , 3 000 . 5 . 4 d 1 ≥ 74 , 8 d 1 ≥ 2,91 Untuk Luas Penampang I-II A 2 2 1 1 b b h ii + = − Dimana : h = 2,4 x d 1 = 2,4 x 2, 91 = 6,7 cm 2 Universitas Sumatera Utara 41 b 1 = 0,9 x d 1 = 0,9 x 2,91 = 2,7 cm 2 b 2 = 2,2 x d 1 = 2,2 x 2,91 = 6,4 cm 2 Jadi : A 2 2 1 b b h II I + = − = 4 , 6 7 , 2 2 7 , 6 + = 30,5 cm 2 Luas Penampang III-IV A 2 2 1 b b h IV III + = − Dimana : h = 2 x d 1 = 2 x 2,91 = 5,8 cm 2 b 1 = 0,9 x d 1 = 0.9 x 2, 91 = 2,7 cm 2 b 2 = 1,9 x d 1 = 1,9 x 2,91 = 5,5 cm 2 Universitas Sumatera Utara 42 Jadi : A 2 2 1 b b h IV III + = − = 5 , 5 7 , 2 2 8 , 5 + = 23,8 cm 2

3.5. Penyangga boom

Penyangga atau boom berfungsi sebagai tangan crane untuk menjangkau dan menaikkan atau menurunkan beban disamping pengangkatan menurut system pengangkatan Hoisting system sendiri. Perhatikan gambar Boom yang digunakan pada crane truck dibawah ini : Gambar 3.10 Boom pada Crane Truck Pada gambar diatas dapat ditentukan panjang suatu penyangga boom pada jenis mobil crane ini harus disesuaikan engan panjang mobil tersebut, maka direncanakan : - Panjang Boom L = 5 meter - Bahan = Pipa baja steel Cr 3 - Tensile Strength = 40 kgmm 2 - Faktor keamanan = 8 ÷ 10 beban dinamis Maka tegangan tarik yang diijinkan σ adalah : σ = v B σ = 8 40 Universitas Sumatera Utara 43 = 5 kgmm 2 = 50 kgmm 2 Momen maksimum yang terjadi : M mak = Q x cos α x L kg.cm Dimana : Q = S R = beban yang ditahan tiap boom = 3.100,84 kg Maka : M mak = 3.100,84 x cos10 x 500 = 15.194 kg.cm Sedangkan tegangan tarik maksimum σ mak adalah : mak σ = . . 32 4 4 d D w D M b b Mak − Dimana : w = 4 4 1 4 . 32 o o d d d − π d = Diameter luar boom = 7,5 cm d 1 = Diameter dalam boom = 7 cm w = 4 4 4 5 , 7 7 5 , 7 . 32 o i o − π = 125,5 cm Maka : mak σ = . . 32 4 1 4 d D w D M o o mak − σ mak = 06 , 124 . 1 5 , 125 5 , 7 . 194 . 15 . 32 Universitas Sumatera Utara 44 = 25,8 kgmm 2 Dari perhitungan diatas pemilihan dimensi dan material cukup aman untuk digunakan sebab : _ σ ≥ σ mak 50 kgmm 2 ≥ 25,8 kgmm 2

3.5.1. Perhitungan Gaya-gaya pada tali dan penyangga Berat boom G :

Dimana : L = Panjang Boom = 5000 mm γ = Massa jenis baja = 0,07 kgcm 3 Maka : G = 5000 . 07 , 70 75 4 2 2 − π = 19.919,4 kg Dengan menggunakan hokum keseimbangan : Q. cos α . 1-S 2 T sin 2 θ . 1. S 1 T . 4 + 6 cos α . 2 1 = 0 Li = AB = d = Diameter cakra = 480 mm Li = = 264,5 cm S 2 T = Si = β . S = 1,05. 3.100,84 = 3.256 kgcm 2 Universitas Sumatera Utara 45 Maka : 500. cos 10       + 2 626 2556 = sin 30 S 1 T .235 + 3.256.500 779.590 = 0,5. S 1 T + 162.802 S 2 T = 779.590 – 81.401 = 69.819 kgcm 2 Sedangkan depleksi disepanjang boom : B δ = I E L P . . 3 . 3 Dimana : P = S = Beban pada boom = 3.100,84 kg L = Panjang boom = 4.500 meter E = Modulus elastisitas baja = 2,067 x 10 11 Pa I = 8 . . 3 t d i π t = Tebal = d o -d i d i = diameter dalam boom = 7 cm = 0,07 m direncanakan d o = diameter luar boom = 7,5 cm = 0,075 m direncanakan I = 8 005 . . 083 , . 14 , 3 3 = 1004.10 6 − 10 . 004 . 1 . 10 700 . 206 . 3 3 84 , 100 . 3 6 6 3 − = x B δ = 0,0005 m Universitas Sumatera Utara 46

3.5.2 Pin dan Tumpuan Boom

Gambar 3.11 Reaksi pada tumpuan boom d = 5. cos 30 = 5 x 0,866 = 4,33 m B M ∑ = 0 A 4-3.100,84.4,33=0 A = 13.430,6 kg Penentuan B x dan B y dapat ditentukan dengan menyatakan bahwa jumlah komponen horizontal dari semua gaya-gaya luar harus nol. ∑ F x = 0 B x + A = 0 B x + 13.430,6 kg = 0 B x = - 13.430,6 kg Penentuan A y ditentukan dengan menyatakan bahwa jumlah komponen vertikal dari semua gaya-gaya luar harus nol. ∑ F y = 0 Universitas Sumatera Utara 47 B y - 3.100,84 = 0 B y = 3.100,84 kg Dengan ini kita mengetahui bahwa jumlah komponen pada gaya B x dan B y Secara vector, maka kita dapatkan reaksi gaya dititik b sebesar : B = 2 2 y x B B + = 84 , 100 . 3 6 , 430 . 13 2 2 + − = 88,8 kg Sedangkan pada diameter pin yang kita gunakan untuk menahan suatu gaya-gaya yang sebesar 883,8 kg maka yang terjadi pada tumpuan boom dapat digunakan pin yang terbuat dari baja dengan kekuatan tarik 40 kgmm 3 dapat kita hitung dengan menggunakan rumus yang dibawah : v B σ τ = Dimana : V = 6,0 untuk bahan SC Maka : τ = 2 66 , 6 , 6 40 mm kg = Sedangkan besar diameter pada pin dapat dihitung dengan menggunakan rumus sebagai berikut : d 3 pin = τ 1 , 5 T Dimana : T = Reaksi yang terjadi pada suatu tumpuan boom = 883,8 kg Maka : d 3 pin = 66 , 6 8 , 883 1 , 5 d pin = 676,8 mm Universitas Sumatera Utara 48

3.6 Roda gigi cacing

Gambar 3.12 Roda gigi cacing Roda gigi cacing adalah suatu alat transmisi yang bersilangan untuk memindahkan daya dan putaran dari suatu poros keporos yang lain dengan jalan menghubungkan gigi-gigi dari roda gigi yang satu ke roda gigi yang lainnya. Pada konstruksi pesawat angkat ini untuk mendapatkan suatu gerakan unutk mengangkat dan menurunkan yang berasal dari putaran motor penggerak yaitu motor diesel , kemudian roda gigi cacing digunakan alat penerus yang dapat berfungsi sebagai suatu transmisi. Adapun beberapa pertimbangan dari penggunaan roda gigi cacing antara lain: - Karena membutuhkan reduksi perbandingan yang cukup besar. - Cara kerja yang halus dan tidak berisik. - Bentukkonstruksi yang lebih kokoh namun tidak terlalu besar. - Dapat mereduksi gaya dan putaran hingga mencapai 1 : 100. Putarn drum : nd = . d D v π Dimana : V = kecepatan angkat ms D d = diameter drum m Universitas Sumatera Utara 49 Maka : n 6 , 18 . 668 , 10 π = d = 1,82 rpm Putaran worm gear nw N w = 950 rpm direncanakan Z = 12 Maka putaran dari roda gigi berulir n w adalah : n w = 12 950 =79 rpm Daya yang mengggerakkan drum N d N d = 620 . 71 . p H v S Dimana: S = Gaya tarik yang terjadi pada which drum = 3.100,84 kg v = kecepatan angkat Maka : n d = 620 . 71 668 , 10 . 84 , 100 . 3 = 4,6 Hp Pada perencanaan ini ada 2 unit drum maka daya yang dibutuhkan : N d = 4,6x2 = 9,2 Hp Maka momen torsi yang terjadi pada tiap drum adalah : M t = 71.620 x d d n N kg.cm Universitas Sumatera Utara 50 = 71.620 x 2 , 9 6 , 4 = 35.810 kg.cm Diameter poros d p Pada perencanaan ini bahan poros yang diambil dari standard JIS SNC, dengan kekuatan tarik 85 kgmm 2 , maka tegangan tarik izinnya adalah : σ = v b σ Dimana : V = factor keamanan = 8 ÷ 10 diambil Maka : σ = 8 85 = 10,625 kgmm 2 Tegangan puntir yang diizinkan τ p τ p = . 73 , 1 α σ Dimana : o α = 1 untuk baja = factor konstruksi Maka : p τ = ssss 1 . 73 , 1 625 , 10 = 614 kgcm 2 Jadi diameter poros dapat dihitung dengan menggunakan rumus : Universitas Sumatera Utara 51 d s =     . . . 1 , 5 t M cb kt τ Dimana : Kt = factor koreksi akibat momen puntir = 1,5 Cb = factor koreksi akibat momen lentur = 1,2 Maka : d s = 3 1 810 . 35 . 2 , 1 . 5 , 1 . 625 , 10 1 , 5     = 31,3 mm Tegangan puntir yang timbul p τ p τ = p t M M Dimana: M = p Momen puntir = d d ; . 16 3 π ≥ 6,5 cm Ø minimum Maka : π τ . 16 . 3 d M t p = = . 5 , 6 16 . 810 . 35 3 π = 664,43 kgcm 2 Untuk menentukan ukuran-ukuran roda gigi tersebut terlebih dahulu dihitung modul m dengan menggunakan rumus : m 3 .b = 63.500.000 b z n N τ. . Dimana : N = daya yang dipindahkan Hp N = kecepatan roda gigi rpm Z = jumlah gigi Universitas Sumatera Utara 52 b τ = tegangan lengkung yang diizinkan B = panjang gigi atau lebar jari-jari halus M = modul Ukuran gigi pada drum : N = N d = 4,6 Hp n = n d = 9,2 rpm b τ = 1.100 kgcm 2 Maka : 10. m 3 = 63.500.000 100 . 1 . 60 . 2 , 9 6 , 4 m = 3 100 . 1 . 60 . 2 , 9 10 . 6 , 4 . 000 . 500 . 63 = 4,810 mm = 5 mm Maka m yang standart dapat dilihat dengan mengambil harga yang terdekat dan lebih besar dari hasil perhitungsn ternyata dari ukuran roda gigi adalah sebagai berikut : Lebar roda gigi b : b = 10 x m = 10 x 5 = 50 mm Lingkaran jarak bagi t : t = π x m = π x 5 = 15,7 mm Universitas Sumatera Utara 53 Tinggi kaki f : F = 1,15 ÷ 1,2 x m = 1,2 x 5 = 6 mm Tinggi kepala gigi f : k = m = 5 mm Tinggi gigi h : h = f + k = 6 + 5 = 11 mm Diameter dalam d i : d i = d- 2,5 x m = 240 – 2,5 x 5 = 227 mm Diameter luar d o : d o = d + 2,5 x m = 240 + 2,5 x 5 = 252 mm Jika : i = 3 = 2 1 z z Dimana : z 1 = jumlah gigi pada drum z 2 = jumlah gigi pada poros Maka : z 2 = 20 3 60 3 1 = = z buah Universitas Sumatera Utara 54 Dalam hal ini kita dapat mengetahui bahwa pada roda gigi yang terdapat pada simbol 1 menunjukkan roda gigi tersebut dapat digerakkan sedangkan pada symbol 2 menunjukkan bahwa roda gigi tersebut deapat menggerakkan. Maka daripada itu bahwa dari perencanaan pada crane truck kita bisa melihat ukuran-ukuran roda gigi yang sebagaimana kita lihatpada tabel dibawah ini : Tabel 3.2 Ukuran-ukuran Roda Gigi

3.6.1. Ukuran-ukuran Roda Gigi Cacing

Gambar 3.13. Roda Gigi Cacing Universitas Sumatera Utara 55 Keterangan : d 1 k = Diameter luar cacing d i = Diameter jarak bagi d ri = Diameter inti cacing γ = α sudut kisar t α = Jarak bagi L = Kisar h = Tinggi gigi total h k = Tinggi kepala gigi h f = Tinggi kepala gigi h o = Jarak sumbu poros roda berulir dengan batang berulir d 2 r = Diameter lingkaran kaki roda cacing d 2 = Diameter jarak bagi roda cacing d t = Diameter tenggorok roda cacing d 2 k = Diameter luar roda cacing b = Lebar roda cacing I = Panjang batang berulir Besar ukuran pada jari-jari katup dapat dihitung : B.m 2 = 4.500.000 C z n N . . Dimana: B = Panjang gigi m = Modul N = Daya pada roda berulir z = Jumlah gigi dan roda berulir C = Faktor yang tergantung pada bahan dan kecepatan tinggi Pada perencanaan tersebut telah kita tentukan besarnya transmisi ratio 1 dan batang berulir yang mempunyai ulir tunggal atau z 1 = 1 direncanakan, maka jumlah gigi dari roda gigi berulir adalah : 1 2 z z z Dimana : Universitas Sumatera Utara 56 z 2 = 12 Maka : Z = z 2 x z 1 = 12 x 1 = 12 buah Pada umumnya panjang gigi untuk pasangan roda gigi cacing adalah b = 0,7 m untuk sebuah batang berulir dari baja diperoleh harga C seperti yang terlihat pada tabel berikut dibawah ini : Tabel 3.3 Harga C V Roda berulir mdet 0,25 0,50 1 2 3 C 35 30 26 22 20 Dimana kecepatan roda berulir v dapat dihitung : v 60 . . w w n d π Dimana : d w = Diameter poros berulir = 0,021 m n w = Putaran Roda berulir = 950 rpm Maka: v = 60 950 . 021 , . π = 1,04 mdet = 1 mdet Dari tabel untuk v = 1 mdet diperoleh C = 26, maka ukuran jari-jari katup atau modul adalah : Universitas Sumatera Utara 57 0,7 x m 3 = 4 x 500.000 x 26 . 12 . 950 38 . 14 m = 3 26 . 12 . 950 10 . 45 . 000 . 500 . 14 = 6,76 mm Untuk menentukan m yang standart dapat kita ketahui, maka nilai m yang standart adalad 8 mm. Maka ukuran-ukuran roda gigi cacing sebagai berikut : - Diameter jarak bagi d i d i = m x 2,8 + 4 i z = 8 x 2,8 + 4 l = 54,4 mm - Diameter jarak bagi roda cacing d 2 d 2 = z 2 x α cos m Dimana : Cos α = 25 direncanakan Maka : d 2 = z 2 x α cos m = 12 x 25 cos 8 = 106 mm Jarak sumbu poros roda berulir dengan batang berulir a a = 2 2 1 d d + = 2 106 4 , 54 + = 80,2 mm Panjang batang berulir L Maka daripada itu panjang batang berulir dapat ditentukan berdasarkan jumlah roda gigi berulir seperti pada tabel dibawah : Universitas Sumatera Utara 58 Tabel 3.4 Jumlah Gigi Roda Berulir Dari tabel diatas diperoleh untuk jumlah gigi roda berulir z 2 = 12 buah, maka panjang batang berulir : L = 10 x m = 10 x 8 = 80 mm - Tinggi kepala gigi h k h k = M n = 8 mm - Tinggi kaki gigi h f h f = 1,157 x m = 1,157 x 8 = 9,256 mm - Tinggi gigi roda b b = h k + h f = 8 + 9,256 = 17,256 mm - Diameter luar roda cacing d kl d kt = d i + 2h k = 54,4 + 2 + 8 = 70,4 mm - Diameter inti cacing d rl d rl = d i - 2h f Jumlah Gigi roda berulir 12 24 36 40 50 60 70 80 Panjang batang berulir 10 12 15 16 17 18 20 21 Universitas Sumatera Utara 59 = 54,4 – 2 9,256 = 35,49 mm - Jarak bagi t a t a = m x π = 8 x 3,14 = 25,12 mm - Diameter lingkaran kaki roda cacing d 2 r d 2 r = d 2 - 2h f = 106-2 9,256 = 87,49 mm - Diameter tenggorokkan roda cacing d t d t = d 2 + 2h k = 106 + 2 8 = 122 mm - Diameter luar roda cacing d 2 k d 2 k = dt       − k t h d 2 .l – cos φ Dimana : φ = sudut yang dibentuk oleh lingkungan pada roda cacing = 90 - α = 90 - 25 = 65 Maka : d 2 k = 122 56 cos 1 . 8 2 4 , 54 −       − = 144,17 mm Universitas Sumatera Utara 60 - Lebar sisi efektif b e b e = d 1 k x sin 2 φ = 70,4 sin 2 65 = 37,82 mm - Lebar roda cacing b b = 0,7 x M n = 0,7 x 8 = 56 mm

3.6.2. Analisa Gaya Roda gigi Cacing

Gaya yang ditimbulkan roda gigi cacing adalah W yang dapat dilihat pada gambar dibawah ini : Gambar 3.14. Analisa Gaya Roda gigi Cacing Dari gambar diatas ada 3 komponen orthogonal W x , W y , W z Universitas Sumatera Utara 61 Dimana : W x = W cos φ x sin λ W y = W x cos φ n W z = W x cos φ x sin λ Dimana : W x = Gaya arah sumbu x = Gaya aksial pada poros cacing W y = Gaya arah sumbu y = Gaya radial yang menyebabkan momen bengkok pada poros cacing W z = Gaya tangensial yang bekrja pada poros cacing Pada kenyataannya bahwa ada gesekan antara roda gigi cacing dan poros cacing, maka pada rumus-rumus diatas menjadi : W x = W cos φ n . Sin λ + µ .cos λ W y = W x sin n φ W z = W cos n φ x cosλ - µ x sin λ Dimana : Wq= Gaya normal Untuk menghitung gaya-gaya diatas terlebih dahulu dicari gaya normal : W = cos . sin . cos λ µ λ φ + n wt W Dimana: W wt = w motor V N . 300 . 3 Dimana : N motor = Daya motor yang direncanakan = 190 Ps= 141,74 kW V w = Kecepatan garis puncak pada cacing = 12 . . 1 n d k π Universitas Sumatera Utara 62 d 1 k = Diameter puncak = 70,4 mm25,4 = 2,77 inch n = Putaran motor = 2.900 rpm Maka: V 12 900 . 2 . 77 , 2 . π = w = 2.101,97 rpm Jadi : W 97 , 101 . 2 74 , 141 . 300 . 3 = wt = 222,55 lb Pada sudut masuk cacing n φ n φ = tan 1 − tan 1 φ x cos λ Dimana : λ = tan 1 − kl d L . π Dimana : L = Jarak maju = P c x Z 1 P c = Puncak aksial = 134 , 1 77 , 2 14 , 3 = = kl d π Maka : λ = tan 1 − 227 , 2 . 134 , 1 π = tan 1 − 0,126 = 7,20 Universitas Sumatera Utara 63 Sehingga : φ = tan 1 − tan 14,5 x cos 7,20 = tan 1 − 0,25 = 14,47 Untuk mendapatkan koefisien gesek µ dan kecepatan luncur V s diperoleh dari tabel yang ada pada lampiran : Sehingga gaya normal W menjadi : W = 20 , 7 cos 10 , 20 , 7 sin 47 , 14 cos 55 , 222 x x + = 5.334,34 lb = 2.419,2 kg Dengan didapatnya gaya normal W selanjutnya tiga komponen orthogonal yaitu W x ,W y ,W z , yang masing-maing besarnya adalah : W x = W cos n φ x sin λ = 2.419,2 cos 14,47 x sin 7,20 + 0,10 x cos 7,20 = 324,17 kg W y = W x cos n φ = 2.419,2 cos 14,47 x sin 7,20 = 602,24 kg W z = W cos n φ x sin λ = 2.419,2 cos 14,47 x cos 7,20 -0,10 x sin 7,20 = 2.322,79 kg Gaya total pada poros transmisi cacing : F = 2 2 z y W W + = 2 2 79 , 322 . 2 24 , 602 + = 2.399,59 kg Universitas Sumatera Utara 64 Reaksi pada masing-masing tumpuan : R A = R 2 F B = = kg 796 , 199 . 1 2 59 , 399 . 2 =

3.7. Pasak

Untuk diameter poros = 65 mm dari tabel ukuran-ukuran pasak diperoleh data-data sebagai berikut : Lebar pasak, b = 20 mm Tinggi pasak,h = 12 mm Panjang pasak, l = 56 mm Besar gaya yang belkerja pada pasak F adalah : F = 2 d M t F = 2 65 7 , 020 . 23 = 708,33 kg Tegangan geser permukaan yang terjadi τ adalah : τ = l b F . τ = mm kg 79 , 1 56 . 20 33 , 708 = Pada perencanaan ini dipilih pasak dengan bahan baja karbon dengan kekuatan tarik B σ =48 kgmm 2 . Maka tegangan geser izin adalah : τ = kb Sf B B . σ Universitas Sumatera Utara 65 Dimana: B σ = Kekuatan tarik bahan = 48 kgmm 2 Sf B = Faktor keamanan = 6,0 Kb = Faktor koreksi = 3 Maka : τ = mm kg 67 , 2 3 . , 6 48 = Dari perhitungan diatas maka pasak dinyatakan aman karena τ ≥τ = 2,67 kgmm ≥ 1,79 kgmm.

3.8. Bantalan