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