Generator Perhitungan rantai Roda Gila Flywheel

47

4.1.1. Generator

Motor yang digunakan pada system pembangkit daya ini adalah motor DC yang biasanya dipakai oleh kereta odong-odong untuk menghidupkan lampu LED. Motor yang digunakan termasuk jenis small dynamo. Generator elektirik ditunjukan pada gambar 4.2. Gambar 4.2 Generator elektrik Spesifikasi Motor:  Tegangan : 18 Volt  Daya : 8 W  Jumlah Lilitan : 6000 lilitan  Kuat Medan Magnet : 0,025 T  Luas Penampang Kumparan : 31,42 cm Putaran : 250 rpm

4.1.2 Roda Gigi

Untuk memberikan putaran pada poros generator maka dibutuhkan spur gear. Spur gear yang digunakan disesuaikan dengan kondisi speed bump yang telah dirancang sebelumnya. Berikut keterangan yang digunakan spur gear dalam perancangan alat sistem pembangkit daya. Roda gigi dapat dilihat pada gambar 4.3. Universitas Sumatera Utara 48 Gambar 4.3 Roda gigi Spesifikasi data perencanaan: Daya ouput generator : P = 8 watt Putaran poros 2 : n 2 = 800 rpm Perbandingan kecepatan : r v = 2,2 Jarak antar poros c : 15 cm = 5,90 in Putaran poros output : 1000 rpm Diketahui : r v = = =

1. Jarak antara kedua pusat roda gigi C

C = = 5,90 = = d p = 11,8 – d g = = = d g = 5,24 in d p = 11,8 – 5,24 dp = 6,56 in 2. Kecepatan keliling V p V p = = = 1373 ftm

3. Gaya yang bekerja pada roda gigi

a. Torsi T = = = 1260 lb.in Universitas Sumatera Utara 49 b. Gaya tangensial Ft F t = = = 384,15 lb c. Gaya dinamis F d F d = Gaya dinamis ditentukan berdasarkann kecepatan kelilingnya,yaitu untuk 0 V b ≤ 2000 ftmin. F d = = 1263,2 lb

4. Perhitungan tebal roda gigi

Ditentukan berdasarkan beban keausan Buckingham. Rumus: F w = d P × b × Q × K a. Q = = = 0,36 b. K = factor keausan beban wear load factor Ditentukan berdasarkan sudut tekan ɸ dan data materialnya. Direncanakan pinion dan gear terbuat dari material yang sama, Forget carbon steel SAE 2345 hardned by OQT. Dan sudut tekan ɸ = FD full depth Dari tabel 10-3 buku Buckingham didapat: Safe static stress : s o = 50.000 psi. Kekerasan bahan: BHN = 475. Dari tabel 10-11 buku Buckingham didapat: K = 595 lbin 2 c. Gaya dinamis F d = F w allowable wear load Sehingga tebal gigi adalah b = = = 1,13 Universitas Sumatera Utara 50

5. Perhitungan jumlah gigi

Syarat : P P = diameter pitch didapat 17 P 23 diambil P = 19 sesuai standar P a. Jumlah gigi pada pinion N t,p = d p × P = 5,56 ×19 = 105 gigi Jumlah gigi N t.g = d g × P = 5,24 ×19 = 99 gigi

6. Pengecekan roda gigi dengan metode AGMA

S ad = Jadi S ad = = 54.134 psi Dimana: S ad = Tegangan ijin max perencanaan psi = 60.000 psi dari kekerasan 475 BHN untuk bahan steel S at = Tegangan ijin material psi K L = Faktor umur = 1.2 dengan harapan roda gigi dapat dipakai lebih dari 10 6 putaran K T = Faktor temperutur K R = Faktor keamanan Sedangkan nilai K T dapat dihitung dengan persamaan : K T = = = 1 T F = Temperatur dibawah 160 o F Universitas Sumatera Utara 51

4.2.3 Bantalan

Pada perancanaan bantalan ini digunkan bantalan dengan type sigle row an- gular contack ball bearing, dengan alas an bantalan ini dapat menahan dua jenis beban yaitu jenis beban radial dan jenis beban aksial. Karena dalam operasi hanya beberapa bola atau kadang-kadang hanya satu bola yang menanggung beban radial- nya, sehingga bola-bala yang lain dapat berfungsi menahan beban aksialnya. Disamping itu bantalan ini juga mempunyai kemampuan menyesuaikan diri bila ter- jadi ketidaksesuain atau ketidaksenteran sumbu poros dengan sumbu bantalan akibat adanya deflrksi poros atau adanya perubahan penurunan pondasi.

1. Perencanaan bantalan pada poros 1 bantalan 1 dan 2

Diketahui: Diameter poros 1 = 1,96 in = 49,784 mm Putaran poros 1 = 100 rpm Umur bantalan = 1 tahun, 8 jam kerja per hari = 2920 jam 1. Bantalan A a. Gaya-gaya reaksi F a = F Ax = 493,0964 lb F r = √F Ay 2 + F AZ 2 F r =√ 373,8189 lb 2 + 854,72 lb 2 = 932,892 lb b. Beban equivalent P = X.V.F r +Y.F a Dimana: X = Faktor gaya radial diasumsikan 0,56 sudut ɑ = 0 V = Faktor rotasi diasumsikan 1 inccr rotating Y = Faktor gaya aksial diasumsikan 1,55 sudut ɑ = 0 P = 0,56 × 1 × 932,892 lb + 1,55 × 493,096 lb P = 1.226,72 lb c. Beban dinamik Universitas Sumatera Utara 52 L 10 = × C = √ C = √ C = √ C = 3186,08 lbf

2. Bantalan B

a. gaya-gaya reaksi F a = F Bx = 0 lb = √ = √ + = 644,324 lb b. Beban equivalent P = X.V.F r +Y.F a Dimana: X = Faktor gaya radial diasumsikan 1 sudut ɑ = 0 V = Faktor rotasi diasumsikan 1 inccr rotating Y = Faktor gaya aksial diasumsikan 1,55 sudut ɑ = 0 P = 1 × 1 × 644,342 lb + 1,55 × 0 lb P = 462,421 lb c. Beban dinamik L 10 = × C = √ C = √ Universitas Sumatera Utara 53 C = √ C = 1201,02 N

4.2.4 Pegas

Perancangan pegas kejut biasanya berhubungan dengan gaya, momen torsi, defleksi dan tegangan yang dialami oleh pegas. Pegas kejut banyak kegunaannya da- lam konstruksi mesin, yakni sebagai pengontrol getaran. Khusus pada perancangan ini, pegas kejut digunakan untuk meredam kejutan pada saat penyambungan. Gambar 4.4 Pegas: a Panjang mula-mula pegas, b panjang pegas setelah diberi beban di mana: D = diameter pegas d = diameter penampang pegas L = panjang pegas pada operasi normal L = panjang pegas pada pembebanan maksimum

1. Konstanta pegas

Untuk menentukan nilai konstanta pegas, berlaku hokum hooke yang dirumuskan sebagai berikut: F = k. x 400 N = k. x K = = = 8000 Nm Dimana: F = Gaya pegas newton K = Konstanta pegas Nm Lo 400 kg 0,05 m L Universitas Sumatera Utara 54 x= Simpangan meter

2. Pemilihan Bahan

Bahan pegas yang paling umum digunakan adalah pegas menurut standard JIS dilambangkan dengan SUP atau baja ST-70 yang dapat disepuh dengan baik setelah pegas terbentuk. Sifat mekanis untuk bahan SUP adalah sebagai berikut: 3. Modulus gelincir G = 8 x 103 kgmm 2 4. Ultimate tensile strength = 60 sampai dengan 70 kgmm 2

3. Lenturan Defleksi pegas

besarnya defleksi pegas ulir dapat diturunkan dengan cara analisis deformasi kawat pegas akibat puntiran. = = = 0,003.10 3 y = = 133,33.10 3 m

4.2.5 Poros

Poros merupakan salah satu bagian yang terpe nting dari setiap mesin. Hampir semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran.

1. Mendesain Poros

Jika P adalah daya nominal output dari motor penggerak, maka berbagai macam factor keamanan biasanya dapat ddiambil alam perencanaan,sehingga koreksi pertama dapat diambil kecil. Jika factor koreksi adalah f c . Maka daya rencana P d kW sebagai patokan. P d = f c Pkw Tabel 4.1 Faktor – factor koreksi daya yang akan ditransmisikan,f c Dik: daya generator : 8 KW Putarann : 250 rpm P d = f c. P = 1,5 × 8 kw = 12 kw Daya yang Akan Ditransmisikan f c Daya rata-rata yang diperlukan 1,2 - 2,0 Daya maksimum yang diperlukan 0,8 - 1,2 Daya normal 1,0 - 1,5 Universitas Sumatera Utara 55

2. Torsi

Dengan adanya daya dan putaran, maka poros akan mendapat beban berupa momen punter. Oleh sebab itu dalam penentuan ukuran-ukuran utama dari poros akan dihitung berdasarkan beban punter serta kemungkinan-kemungkinan keju- tantumbukan dalam pembebanan. Besarnya momen puntir yang dikerjakan pada poros dapat dihitung dari rumus dibawah ini: n P M d p 5 10 74 , 9   Dimana: M P : momen puntir P d : daya rencana N : putaran rpm M p = n P d 5 10 74 , 9  = 250 12 10 74 , 9 5 kw  = 0,468 × 10 5 kg.mm

3. Bahan Poros

Poros untuk mesin umum biasanya dibuat dari baja karbon yang difinis dingin disebut bahan S-C yang dihasilkan dari ingot yang di-kill baja yang dideoksidasi- kan dengan ferrosilikon dan dicor, kadar karbon terjamin. Jenis-jenis baja S-C beser- ta sifat-sifatnya. Seperti ditunjukan pada tabel 4.2. Tabel 4.2 Batang baja karbon yang difinis dingin Standar JIS Lambang Perlakuan Panas Diameter mm Kekuatan Tarik kgmm 2 Kekerasan H R C H R B H B S35C-D Dilunakkan 20 atau ku- rang 21-80 58-79 53-69 84-23 73-17 - 144-216 Tanpa dilu- 20 atau ku- 63 – 82 87 – 25 - Universitas Sumatera Utara 56 nakkan rang 21 – 80 58 – 72 84 – 19 160-225 S45C-D Dilunakkan 20 atau ku- rang 21 – 80 65 – 86 60 – 76 89 – 27 85 – 22 - 166-238 Tanpa dilu- nakkan 20 atau ku- rang 21 – 80 71 – 91 66 – 81 12 – 30 90 –24 - 183-253 S55C-D Dilunakkan 20 atau ku- rang 21 – 80 72 – 93 67 – 83 14 – 31 10 – 26 - 188-260 Tanpa dilu- nakkan 20 atau ku- rang 21- 80 80 – 101 75 – 91 19 – 34 16 – 30 - 213-285 Dalam perancangan ini, bahan untuk poros input dan poros output dipilih sa- ma, yaitu bahan jenis S45C-D dengan kekuatan tarik  b = 65 kgmm 2 . Tegangan ge- ser izin dari bahan ini diperoleh dari rumus : 2 1 f f b a S S     dimana:  a = tegangan geser izin kgmm 2  b = kekuatan tarik bahan kgmm 2 1 f S = faktor keamanan yang bergantung pada jenis bahan, di mana untuk bahan S-C besarnya adalah 5,6 2 f S = faktor keamanan yang bergantung dari bentuk poros, di mana har- ganya berkisar antara 1,3 – 3,0. Untuk harga 2 f S diambil sebesar 2 maka tegangan geser izin bahan jenis S35C-D adalah 2 6 , 5 65   a  2 8 , 5 mm kg 

4. Diameter Poros

Diameter poros dapat diperoleh dari rumus : Universitas Sumatera Utara 57 3 1 . . 1 , 5        p b t a p M C K d  di mana: d p = diameter poros mm  a = tegangan geser izin kgmm 2 K t = faktor koreksi tumbukan, harganya berkisar antara 1,5 – 3,0 C b = faktor koreksi untuk kemungkinan terjadinya beban lentur, jika terjadi pemakaian dengan beban lentur maka C b harganya antara 1,2 sampai 2,3, jika tidak terjadi pembebanan lentur maka C b harganya 1,0 M p = momen puntir yang ditransmisikan kg  mm. 3 1 3 10 × 0,468 8 , 5 1 , 5         3 1 3 10 . 964 ,  = 46 mm ≈ 5 cm Jadi diameter pada perancangan sistem mekanik speed bump ini adalah sebesar 5 cm.

4.2.6 Perhitungan rantai

Roda rantai adalah sistem pergerakan kendaraan dengan menggunakan sabuk kontinu yang dikendalikan oleh dua atau lebih roda. Alasan pemilihan rantai pada system mekanik speed bump ini adalah karna memiliki kemampuan lebih baik untuk mengurangi power loss hilangnya tenaga dari roda gigi menuju poros tor [ ]. Menurut Pak Sriyono, power loss rantai ada di angkat 5-10. Diketahui: Daya yang dubutuhkan : 0,008 hp Putaran yang ditransmisikan : 100 rpm Dari data yang diketahui, maka dapat dilakukan pemilihan rantai berdasarkan stand- ard yang ada pada gambar 4.5. Universitas Sumatera Utara 58 Gambar 4.5 Grafik pemilihan rantai Gambar besar terlampir Berdasarkan grafik pemilihan rantai, maka digunkan chain no.25 dengan spesifikasi sebagai berikut: Pitch : 0,250 in Roll diameter : 0,129 in Width : 0,125 in H : 0,236 in Pin diameter : 0,090 in T : 0,029 in L : 0,299 in Minimal breaking load : 370 kgfmin Max.Allowable Load : 65 kgf Approx Weight : 0,14 kgfm Universitas Sumatera Utara 59 Gambar 4.6 Standard Spesifikasi rantai Gambar besar terlampir

4.2.7 Roda Gila Flywheel

Fly wheel yang digunakan dalam penelitian ini menyesuaikan kondisi yang ada di pasaran. Fly wheel dapat dilihat pada gambar 4.7. Gambar 4.7 Roda Gila Dimana: m = Massa dari roda gila kg k = jari - jari rotasi dari rim roda gila m I = momen Massa inersia roda gila kg – m 2 = m.k 2 N1 dan N2 = Kecepatan maksimum dan kecepatan minimum selama siklus rpm ω1 dan ω2 = Kecepatan sudut maksimum dan minimum selama siklus rads Universitas Sumatera Utara 60 N = Kecepatan selama siklus dalam rpm = ω = Kecepatan sudut rata-rata selama siklus dalam rads CS = Koefisien fluktuasi kecepatan = atau Data perencanaan flywheel system mekanik speed bump adalah sebagai berikut: Daya yang ditransmisikan P = 8 watt Putaran N = 250 rpm Jari-jari luar flywheel r 1 = 100 mm Jari-jari dalam flywheel r 2 = 50 mm Jari-jari rotasi rim k = 50 + = 50 + 25 = 75 mm Panjang rim flywheel p =100-50 = 50 mm Tebal l = 45 mm Masa jenis flywheel = 7800 kgm 2 material yang dipakai adalah baja cor 1. Massa rim flywheel M = V.ρ Luas penampang rim flywheel, A = p×l = 50 × 45 = 2250 mm Volume rim flywheel, V = A× keliling k = 2250 ×2 π k = 2250× 2×3,14× 75 = 1.061 mm m = 1.061 × 7800 Universitas Sumatera Utara 61 = 8,27 kg 2. Koefisien fluktuasi kecepatan Sistem mekanik speed bump dengan transmisi rantai,Cs = 0,10 3. Momen inersia flywheel I = m.k 2 = 8,27 × 75 2 = 1,24 kg-m 2 4. Kecepatan sudut ω = = = 26,167 rads 5. Energi yang tersimpan pada flywheel E = m.k 2 .ω 2 .Cs = 8,27×75 2 ×26,167 2 × 0.10 = 649,03 joule

4.2.7 Roda Gigi Penggerak RACK