Perancangan Sebuah Mesin Digester Yang Dipergunakan Pada Pabrik Kelapa Sawit Dengan Kapasitas 10 Ton TBS/Jam

KARYA AKHIR

PERANCANGAN SEBUAH MESIN DIGESTER YANG

DIPERGUNAKAN PADA PABRIK KELAPA SAWIT

DENGAN KAPASITAS 10 TON TBS/JAM

OLEH :

JHON ELISA TARIGAN NIM : 015202032

KARYA AKHIR YANG DIAJUKAN UNTUK MEMENUHI SALAH SATU SYARAT MEMPEROLEH

IJAZAH SARJANA SAINS TERAPAN

PROGRAM STUDI TEKNOLOGI MEKANIK INDUSTRI

PROGRAM DIPLOMA-IV FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yang Maha Esa yang telah memberikan karunia serta berkat-Nya, sehingga penulis dapat menyusun dan merampungkan Tugas Akhir ini dengan baik tepat pada waktunya.

Laporan Tugas Akhir ini dibuat sebagai suatu syarat untuk menyelesaikan perkuliahan pada Program Studi Teknologi Mekanik Industri, Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik, Universitas Sumatera Utara yang khusus memberi penekanan pada industri pengolahan hasil perkebunan.

Pada kesempatan ini penulis memilih judul “Perancangan Sebuah Mesin

Digester Yang Dipergunakan Pada Pabrik Kelapa Sawit Dengan Kapasitas 10 Ton TBS/Jam”. Dalam menyelesaikan tugas ini, penulis banyak menemui

kendala. Namun demikian berkat bantuan semua pihak sehingga penulis dapat menyelesaikannya tepat pada waktunya.

Pada kesempatan ini, penulis ingin menyampaikan ucapan terima kasih kepada :

1. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri Selaku Ketua Departemen Teknik Mesin

2. Bapak Ir. Kata Mulia Sembiring selaku Dosen Pembimbing 3. Staf pengajar dan staf administratif di Departemen Teknik Mesin

Selain itu, penulis juga berkenan untuk menyampaikan ucapan terima kasih yang setulusnya kepada :

1. Ayah dan Ibunda tercinta serta segenap keluarga yang senantiasa membantu penulis dalam menyelesaikan Tugas Akhir ini

2. Semua teman yang di kampus dan mereka yang namanya tak dapat disebutkan satu persatu, terima kasih atas bantuan kalian semua

Medan ; 10 Maret 2008 Penulis,

Jhon Elisa Tarigan

DAFTAR ISI

Halaman KATA PENGANTAR

DAFTAR ISI

DAFTAR GAMBAR DAFTAR TABEL

BAB I PENDAHULUAN

1.1Latar Belakang 1.2Batasan Masalah 1.3Pemecahan Masalah

BAB II PEMBAHASAN MATERI

2.1 Pembahasan Materi

2.2 Tujuan Umum Pengadukan

2.2.1 Tujuan Umum Proses Pengadukan 2.2.2 Pengisian Digester

2.3 Prinsip Kerja Mesin Digester

BAB III PENETAPAN SPESIFIKASI

3.1 Daya Motor Penggerak

3.1.1 Volume dan Kapasitas Digester 3.2 Perhitungan Sabuk dan Puli

i iii vi vii

1 1 1 2

3 3 3 4 5 5

10 10 13 14

3.2.1 Perhitungan Panjang Sabuk

BAB IV PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI

4.1 Perencanaan Roda Gigi 4.1.1 Roda Gigi Cacing

4.1.2 Perhitungan Kekuatan Gigi

4.1.3. Efisiensi Roda Gigi

4.2 Perencanaan Poros I 4.3 Perencanaan Bantalan

4.3.1 Perencanaan Bantalan Pada Poros

Penggerak (Poros I)

4.3.2 Perencanaan Bantalan Pada Poros

Yang digerakkan (Poros II) 4.4 Perencanaan Poros II

4.5 Perencanaan Kopling

4.5.1. Pemeriksaan Flens Dan Naf Terhadap Tegangan Geser Flens

4.6 Perhitungan Pasak

4.7 Perencanaan Baut Kopling

BAB V PERENCANAAN TANGKI DIGESTER

BAB VI KESIMPULAN

18

22 22 22 28 30 30 32

36

42 46 48

50 51 54

57

DAFTAR PUSTAKA

LAMPIRAN

62

DAFTAR GAMBAR

Gambar 1 Susunan Buah Kelapa Sawit 3

Gambar 2 Mesin Digester 6

Gambar 3 Jenis Pisau Yang Digunakan Pada Digester 11

Gambar 4 Konstruksi Sabuk “V” 15

Gambar 5 Bentuk dan Ukuran Puli – V 18

Gambar 6 Roda Gigi Perantara 22

Gambar 7 Skema Motor Penggerak Terhadap Poros 33

Gambar 8 Bantalan Rol Kerucut Baris Tunggal 34

Gambar 9 Analisa Gaya Pada Bantalan Poros Penggerak 37

Gambar 10 Analisa Gaya Pada Bantalan Poros Yang Digerakkan 42

Gambar 11 Kopling Flens 49

DAFTAR TABEL

Tabel 1 Koreksi Daya Yang Akan Ditransmisikan 15

Tabel 2 Faktor Koreksi 16

BAB I PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang

Perkembangan teknologi dari waktu ke waktu banyak membantu umat manusia dalam memecahkan masalah-masalah yang rumit sehingga didapatkan suatu efisiensi kerja yang tinggi, dengan adanya penemuan-penemuan baru dibidang teknologi merupakan suatu bukti manusia terus menerus berpikir bagaimana cara merancang, menciptakan serta menemukan suatu hal yang baru guna mempermudah pekerjaan yang akan dilakukan dalam suatu bidang teknologi.

Kemajuan yang cepat dapat dilihat didalam bidang industri yang memerlukan banyak sarana penunjang guna untuk mendukung kelancaran pekerjaan didalam suatu pabrik, seperti halnya mesin-mesin yang sangat dibutuhkan dalam kelancaran suatu pabrik yang tergolong besar. Salah satunya adalah “Perencanaan Mesin Digester Berkapasitas 10 Ton TBS/Jam Sebagai Suatu Alat Proses Pada Pabrik Pengolahan Kelapa Sawit”.

Mesin digester digunakan untuk membantu proses pengolahan dan pengadukan buah kelapa sawit menjadi minyak sawit mentah (CPO). Dengan demikian alat-alat atau mesin-mesin adalah suatu sarana yang sangat berpengaruh pada kelangsungan dan kelancaran suatu industri, karena suatu proses produksi tergantung dari alat atau mesin yang digunakan.

Mesin digester yang direncanakan akan digunakan untuk mencabik sambil mengaduk material yang berbentuk berondolan (fruitlet) yaitu buah kelapa sawit yang sudah dimasak di stasiun perebusan kemudian dilakukan proses selanjutnya. Sehubungan dengan hal tersebut, maka direncanakan sebuah mesin digester yang sesuai dengan kebutuhan.

Disebabkan oleh luasnya cakupan permasalahan pada perencanaan ini, maka perlu dibatasi perencanaan yang akan dibahas, antara lain :

1) Perencanaan komponen utama mesin digester 2) Perencanaan motor penggerak

3) Perencanaan transmisi

4) Komponen pendukung yang dianggap perlu

1.3 Pemecahan Masalah

Metode perencanaan yang dilakukan berupa survey lapangan di Pabrik Kelapa Sawit (PKS), serta ditambah dengan studi pustaka maupun referensi lainnya dengan memaparkan teori dasar dan rumus –rumus yang berkaitan dengan perhitungan yang dilakukan. Pemakaian rumus umum yang aplikatif dalam perhitungan sebagai penunjang dalam menyelesaikan perhitungan yang ada, serta penggunaan table yang merupakan suatu metode yang baik untuk mendapatkan hasil perencanaan yang diinginkan.

BAB II

PEMBAHASAN MATERI

2.1 Pengertian Digester

Digester berasal dari kata “digest” yang berarti mencabik, jadi yang dimaksud dengan mesin digester adalah suatu mesin yang digunakan untuk mencabik sambil mengaduk, dalam hal ini yang diaduk adalah berondolan (fruitlet)agar terbuka daging buahnya dengan cara memutar pisau yang terpasang pada poros ke-2 dan buah tersebut akan terbentur pada pisau tetap (wall blade) yang dipasang pada dinding dalam digester.

2.2 Tujuan Umum Pengadukan (Digesting)

Proses pengadukan atau penyayatan yang harus dijalani oleh buah (daging buah) untuk memperoleh minyak secara rasional adalah proses yang cukup penting untuk dimengerti hakikatnya dengan baik, yaitu dari proses pengadukan untuk mendapat perhatian dan pengawasan dalam proses pengolahannya.

Untuk memperoleh hasil yang bagus diperlukan pengertian daging buah dan susunannya tampak pada gambar 2.1 diatas. Secara umum, maka buah kelapa sawit terdiri dari daging buah, cangkang dan inti. Tebal daging buah dari buah yang cukup baik (normal) berkisar antara 2 hingga 8 mm sesuai dengan jenis buahnya.

2.2.1 Tujuan Utama Proses Pengadukan

Tujuan utama dari proses pengadukan adalah untuk mempersiapkan daging buah untuk di-press, sehingga minyak dengan mudah dapat dipisahkan dari daging buah dengan kerugian yang sekecil-kecilnya.

Untuk mencapai tujuan itu diperlukan syarat-syarat sebagai berikut :

1) Pengadukan harus menghasilkan cincangan yang baik sehingga daging buah terlepas seluruhnya dari bijinya dan tidak boleh ada lagi terdapat buah yang utuh (daging buah masih melekat pada bijinya)

2) Pengadukan harus menghasilkan massa yang sama rata, dan biji-biji tidak boleh terpisah dari masa daging buah dan turun ke bagian bawah ketel

3) Daging buah tidak boleh teremas terlalu lumat menjadi bubur, harus tampak struktur serabut dari daging buah

4) Pemanasan (100 0C) selama proses pengadukan untuk

mempertinggi efek penge-pressan dan suhu dapat diatur dan diukur

Penelitian terhadap syarat-syarat diatas adalah penting sekali, dimana sebagian besar diperoleh dari penglihatan dan pengamatan minyak yang keluar dari bejana pengadukan.

2.2.2 Pengisian Digester

Untuk mencapai pengadukan yang baik maka pengadukan harus dilakukan pada digester yang berisi 75% saja. Jika digester terisi 75% saja, maka tekanan yang ditimbulkan oleh beban berat isian itu sendiri mempertinggi gaya-gaya gesekan yang diperlukan untuk memperoleh hasil yang optimal.

Jangka waktu pengadukan yang dialami oleh digester sebelum dikempa atau dipress juga merupakan faktor yang cukup penting untuk dapat memenuhi syarat-syarat pengadukan yang baik.

Semakin banyak isian suatu digester maka semakin lama buah teraduk sebelum msuk ke srew press. Jadi gabungan kedua faktor diatas dapat disimpulkan bahwa isian digester dan jangka waktu pengadukan harus diusahakan sejauh mungkin untuk dipenuhi secara simultan.

2.3 Prinsip Kerja Mesin Digester

Sebelum kita mengoperasikan mesin terlebih dahulu hidupkan elektro motor pada posisi hidup (on), dengan berputarnya elektro motor dan dihubungkan ke poros I dan roda gigi cacing melalui sabuk, maka poros II dapat berputar dengan adanya kopling, kecepatan elektro motor memutar roda gigi cacing adalah 1500 rpm kemudian diubah menjadi 22 rpm.

Buka katup valve steam (kran pipa uap masuk) sebelum digester diisi, hal ini bertujuan untuk memanaskan digester, bila sudah mencapai ± 95 0C dan

merata maka berondolan dimasukkan ke digester melalui screw conveyor atas.

Keterangan gambar :

No. Nama Bagian Jumlah

01 1A 2 3 3A 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 14A 14B 15 16 17 18

Squirel cake motor Hydro flow coupling Slipring motor V – Belt Pulley

Gear box reduction Air vent plug

Steam piping flange Steam piping Isulation plate Thermo meter Discharge cock Jointing pipe Valve

Steam piping (lingkaran) Bottom chute

Sight glass Cover plate Oil piping

Kerangan (valve) Bottom wear plate Fixing rock complete

1 1 1 4 1 1 1 2 1 - 1 2 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

19 20 21 21A 21B 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40

Pulley dan handle Pressure cage Upper chute Cover plate Sight glass

Intermediate shaft Screw with nut Console flange Wear jacket Screw with nut Coupling Screw with nut Glass woll

Digester arm long Wear plate ailoy steel Wear jacket

Wear plate beater Digester arm short String shaft

Steam injector Expeiler arm Screw with nut Collar Bottom sleeve 1 1 1 1 1 1 8 1 2 16 4 12 - 6 10-12 2 24 6 1 1 2 2 1 1

41 42 43 44 45 46 47 48 49 50

Packing Pivot

Packing gland

Flange cover of bottom gland Tap bolt

Bottom gland Bottom base plate Steam injector Gear wheel

Pinion gear/pinion

1 1 1 1 4 1 1 1 1 1

Didalam digester tersebut bua atau berondolan yang sudah terisi penuh diputar atau diaduk dengan menggunakan pisau atau parang pengaduk (long stearing arms) yang terpasang pada bagian poros II, sedangkan pisau bagian dasar sebagai pelempar atau mengeluarkan buah dari digester ke screw press.

Mesin digester dilengkapi juga dengan pisau tetap (wall blade) yang berfungsu sebagai penahan (strator), sedangkan pisau yang berputar berfungsi sebagai rotor. Jadi berondolan tidak diputar melainkan dibenturkan dengan pisau tetap. Dengan adanya pisau pengaduk dan pisau tetap inilah buah yang masuk akan tercecah dan memecah serta membuka susunan daging buah juga sekaligus melunakkan buah dengan sempurna akibat adanya uap panas (steam).

BAB III

PENETAPAN SPESIFIKASI

3.1 Daya Motor Penggerak

Dasar perencanaan dan pemilihan motor penggerak berdasarkan faktor-faktor antara lain :

1. konstruksi 2. ekonomis 3. perawatan

Pada perencanaan ini dipilih motor listrik dengan sumber arus dari uap kering yang keluar dari turbin uap. Adanya dasar pemilihan tipe motor ini adalah sebagai berikut :

1. konstruksi sederhana namun sangat kokoh 2. harga relatif murah

3. tidak menimbulkan polusi dan suara bising 4. biaya perawatan relatif kecil

Daya yang digunakan untuk memutar poros adalah perkalian momen putar yang diberikan dengan kecepatan sudut pemutar (handle).

P = T ω ...1

Dimana :

P = daya (W)

T = torsi (Nm)

ω = kecepatan sudut (rad/det)

1

P = F R (2πn/60)

Dimana :

F = gaya

n = putaran poros

sedangkan gaya dapat dicari dengan rumus :

F = P A

Dimana :

F = gaya (N)

P = daya (kg/cm2)

Harga A diperoleh sebagai berikut : A = t R

Dimana :

t = tebal pisau (cm)

R = panjang pisau (cm)

Bahan pisau = baja tahan karat

Gambar 3.1 Jenis pisau yang digunakan pada digester a. untuk pisau panjang

t = 1,7 cm R = 46 cm

Banyak pisau : 4 pasang (8 buah) b. untuk pisau pelempar

t = 2,0 cm R = 48 cm

Banyak pisau : 1 pasang (2 buah) Maka untuk pisau panjang :

A = t R (8 buah)

A = 1,7 cm . 46 cm (8 buah) A = 625,6 cm2

Untuk pisau pelempar : A = t R (2 buah)

A = 2,0 cm . 48 cm (2 buah) A = 192 cm2

Sehingga total harga A:

At = A pisau panjang + A pisau pelempar

= 625,6 cm2 + 192 cm2

= 817,6 cm2

Untuk mencari gaya memecah sawit adalah perkalian antara kekerasan sawit dengan luas total bidang permukaan pisau, dari data yang diperoleh nilai tekanan sawit adalah 0,255 (kg/cm2)

Maka :

F = P . At . g

F = 0,255 kg/cm2 . 817,6 cm2 . 9,81 m/s2

c. Untuk R1 pisau panjang = 46 cm (8 buah), maka P1 adalah :

P1 = F R1 (2πn/60)

= 2045,2672 N . 0,46 cm (2π.22/60) = 2166,40 watt x 8 buah

= 17331,21 watt

d. Untuk R2 pisau pelempar = 48 cm (2 buah), maka P2 adalah :

P2 = F R2 (2πn/60)

= 2045,2672 N . 0,48 cm (2π.22/60) = 2260,59 watt x 2 buah

= 4521,18 watt Dengan demikian : Ptotal = P1 + P2

= 17331,21 watt + 4521,18 watt = 21852,39 watt

= 21,85 kW  diambil Ptotal = 22 kW

3.1.1 Volume dan Kapasitas Digester

Berikut ini merupakan perhitungan volume digester yang direncanakan Volume = ¼ . π . d2 . L

= ¼ . π . (1,13)2 . 2,6 = 2,6 m3

Volume stearing arms, poros dan wall blade diasumsikan 0,1 m3 sehingga

volume digester : 2,6 – 0,15 = 2,5m3, kerapatan berondolan (fruitlet) adalah

ρ = 0,9 Ton/m3. Jadi berat digester diisi berondolan adalah sebagai berikut : 2,5 m3 x 0,9 Ton/m3 = 2,25 Ton

Kapasitas 1 digester = 10 Ton/jam

Kapasitas berondolan 75% terhadap 10 Ton TBS kelapa sawit, sehingga :

Kapasitas 1 digester = x 10 Ton

= 7,5 Ton kelapa sawit

Sedangkan yang diperoleh dari data pabrik 10 Ton/jam. Jadi, kapasitas 1 digester dari hasil perhitungan adalah : 7,5 Ton/jam.

Jumlah pengisian 1 jam diperlukan : =

= 3 kali pengisian

    Waktu pengisian : =

= 20 menit sekali

3.2 Perhitungan Sabuk dan Puli

Untuk meneruskan daya putaran dari elektro motor ke poros putaran I digunakan sabuk transmisi dan puli. Dalam perencanaan ini sabuk yang dipilih berbentuk “V” karena type ini mempunyai beberapa keuntungan, antara lain :

- dapat mentransmisikan daya yang besar - mempunyai faktor slip yang lebih kecil

Sabuk “V” ini biasanya terbuat dari karet yang berpenampang trapesium seperti gambar berikut.

Bantal karet Karet Pembungkus Bagian Penarik Terpal

Gambar 3.2 Konstruksi sabuk “V”

Untuk menentukan type ukuran sabuk “V” yang akan digunakan dapat dilihat dari table berikut.

Daya yang akan ditransmisikan Harga fc

Daya rata-rata yang diperlukan 1,2 – 2,0 Daya maksimum yang diperlukan 0,8 – 1,2

Daya normal 1,0 -1,5

Tabel 3.1 Koreksi Daya yang akan ditransmisikan

Daya elektro motor yang ditransmisikan adalah 22 kW, sehingga daya rencana :

Pd = fc . P (kW) ...2

Dimana :

Pd = daya rencana

2

fc = faktor koreksi

P = daya minimal out put

Untuk menentukan faktor koreksi (fc) dapat dilihat pada tabel 3.2, dimana irencanakan jumlah jam mesin pengaduk tiap hari 8 – 10 jam.

esin Yang Digerakkan Penggerak

d

M

Momen Puntir Puncak 200 % Momen Puntir Puncak > 200 %

Motor arus bolak balik (momen normal, sangkar bajing, sinkr shunt)

or tinggi fasa tunggal, lilitan seri), motor aru an seri), me opling tet

on), motor arus searah (lilitan

Motor arus bolak balik (mot

s searah (lilitan kompon, lilit sin torak, k ap

Jumlah jam kerja tiap hari Jumlah jam kerja tiap hari 3-5 jam 8-10 jam 16-24 jam 3-5 jam 8-10 jam 16-24 jam

Variasi beban sangat kecil

1,0 1,1 1,2 1,2 1,3 1,4

Pengadukan zat cair, kipas angin, blower (sampai 7,5 kW) pompa sentrifugal, konveyor tugas ringan

Variasi beban kecil

kW)

sin

1,2 1,3 1,4 1,4 1,5 1,6

Konveyor sabuk (pasir, batu bara), pengaduk kipas angin (lebih dari 7,5

mesin torak,, peluncur,me perkakas, mesin percetakan Variasi beban sedang

roots-1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8

Konveyor (ember, sekrup), pompa, torak, kompresor, gilingan, palu, pengocok,

blower, mesin tekstil, mesin kayu

Variasi beban besar

, mesin pabrik karet (rol, kalender)

1,5 1,6 1,7 1,8 1,9 2,0

Penghancur, gilingan bola atau batang, pengangkat

Maka daya rencana (Pd) :

Pd = fc . P (kW)

= 1,3 . 22 kW

dalah 225 mm. Pada umumnya puli dibuat dari besi cor kelabu Fc 20 atau Fc 30.

Sabuk-V

(diameter lingkaran jarak Α

(0_{) W}* _L

0 K K0 e f

= 28,6 kW

Setelah dilihat jenis sabuk, maka dari tabel 3.3 berikut ini diperoleh diameter puli minimum yang dianjurkan a

Penampang

Diameter nominal

bagi dp)

A

126 atau lebih

9,2 4,5 8,0 15,0 10,0

71 – 100

101 -125 34 36 38 11,95 12,12 12,30 B

201 atau lebih

12,5 5,5 9,5 19,0 12,5

125 -160 161 -200 34 36 38 15,86 16,07 12,69 C

316 atau lebih

16,9 7,0 12,0 25,5 17,0

200 – 250

251 -315 34 36 38 21,18 21,45 21,72 D

451 atau lebih

24,6 9,5 9,5 37,0 24,0

355 450 36

38

30,77

31,14

E

631 atau lebih 38 37,45

28,7 12,7 12,7 44,5 29,0

500 – 630 36 36,95

Dengan melihat tabel 3.3 maka ukuran puli adalah :

m

= 17 Dp = 400 mm

dp = 225 m

 = 340

W = 21,18

L0 = 16,9

K = 7,0

e = 25,5

f

 

 

a

 

 









Gambar 3.3 Bentuk dan ukuran puli - V

.3.1

Panjang sabuk “V” dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut : 3 Perhitungan Panjang Sabuk

L = 2 c + (π/2) (dp + Dp) + ¼ (Dp – dp)2 ...3

Dimana :

L = panjang sabuk (mm) c = jarak sumbu poros = (1,5 - 2)Dp

= 1,5 x Dp

Untuk harga Dp 400

= 1,5 x 400 = 600

dp = diameter puli kecil = 225 mm

Dp = diameter puli besar = 400 mm (direncanakan)

Sehingga :

L = 2 . 600 + (π/2) (225 + 400) + ¼ (400 – 225)2 L = 2194 mm

Dari tabel diperoleh bahwa panjang sabuk standar diperoleh nomor nominal sabuk adalah 2194 mm, maka diambil dari tabel panjang sabuk “V” standar = 2194 mm, dengan hasil perhitungan umumnya sukar, maka :

Jarak sumbu poros C sebenarnya :

 ...4 

Dimana :

b = 2. L – π (Dp + dp)

= 2 . 2194 – π (400 + 225)

3

Sularso Kiyokatsu Suga “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin” Hal. 170

4

= 2425,5 mm

Jadi :

C  

= 600 mm

Dalam perencanaan sabuk dan puli ini jumlah sabuk yang digunakan adalah 3 buah, dan untuk mencari gaya sabuk dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut :

Po = ...5

Dimana :

Po = besar daya yang ditransmisikan untuk 1 sabuk

= 1,83 (diambil dari tabel) Fe = gaya tarik efektif sabuk

V = kecepatan linear sabuk

) / ( 100 . 60

.

s m n dp

V  ...6

Dimana :

dp = diameter nominal sabuk = 5 mm

n = putaran poros penggerak = 1500 rpm maka :

V =

= 5,625 m/s Sehingga :

5

Sularso Kiyokatsu Suga “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin” Hal. 171

6

P0 =

1,83 =

Fe = 33,18 kg

Fe = 34 kg (dibulatkan)

Dari perhitungan diatas diperoleh spesifikasi dari sabuk dan puli yang direncanakan :

- Type sabuk : C – V Belt - Jumlah sabuk : 3 buah - Panjang sabuk : 2194 mm - Diameter puli kecil : 225 mm - Diameter puli besar : 400 mm - Jarak sumbu puli : 600 mm

BAB IV

PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI

4.1 Perencanaan Roda Gigi

Pada mesin digester ini roda gigi yang digunakan adalah roda gigi cacing (worm gear). Roda gigi cacing ini terdiri dari roda ulir dan roda gigi lurus.

Gambar 4.1 Roda gigi perantara

Keuntungan memakai roda gigi cacing antara lain :

1. gerakannya antara roda ulir dan roda gigi cacing hampir bebas getaran 2. perbandingan transmisi relatif tinggi

sedangkan kerugian memakai roda gigi cacing adalah : 1. terjadi panas yang besar akibat gesekan

2. efisiensi rendah (daya yang dikeluarkan rendah)

4.1.1 Roda Gigi Cacing (worm gear)

68 22 1500

2

1  



n

n

i

Dimana :

Z2 = Z1 x i

= 1 x 68 = 68

Direncanakan sudut tekan normal ( n) = 200, sudut kisar (γ) = 25, sudut

kelengkungan sisi gigi (Φ) = 700 dan dalam perencanaan roda gigi harus diketahui lebih dahulu besar modulnya.

Pada roda gigi cacing modul terbagi dua yang modul normal (Mn) dan

modul aksial (Ms). Adapun modul-mudul tersebut adalah :

Modul normal

Mn = 0,86 . ( )

. .

.

3 2 1 cm

Z C

Cos MW

x

  ……..7

dimana :

MW2 = Momen puntir dari roda gigi

= 71620

2

n P

(Kg/Cm)

= 71620

22 30

= 97663,63 Kg/Cm

 = Angka pemasangan ± 8 C = Bahan poros cacing = 100 Kg/Cm2

7

Zn = Jumlah gigi

Maka :

Mn = 3

0

68 . 100 . 8

25 . 63 , 97663 Cos

= 0.86 . 3_1,19

= 1 cm = 10 mm Modul aksial :

Ms =



Cos M_n

……..8

Ms =

25 10 Cos

= 11 mm

Dalam perencanaan ini direncanakan jumlah gigi para roda gigi cacing (Z2) =

68. Maka diameter lingkaran bagi masing-masing roda gigi didapat dengan persamaan :

Untuk cacing diameter jarak baginya :

d1 =



Sin M Z_{1 n}

……..9

= 25 10 . 1

Sin = 23,66 mm

Untuk roda gigi cacing diameter jarak baginya : d2 = Z2 . Mn ……..10

8-10

= 68.10 = 680 mm.

Untuk sumbu poros (a) cacing dan roda gigi cacing :

a = 2

2 1 d

d 

……..11

=

2 68 66 , 23 

= 45,92 mm.

Tinggi kepala (hk) :

hk = Mn = 10 mm …….12

Tinggi kaki (hf) :

hf = 1,157 . Mn ……..13

= 1,157 . 10 = 11,57 mm

Celah bebas (C) :

C = 0,157 . Mn ……..14

11-14

= 0,157 . 10

= 1,57 mm

Tinggi gigi (H)

H = 2,157 . Mn ……..15

= 2,157 . 10

= 21,57 mm

Sehingga didapat dimensi perencanaan adalah : - Diameter luar cacing (dk1) :

dkl = d1 2 . hk ……..16

= 23,66 – 2 (10)

= 43,66 mm

- Diameter inti cacing (drl) :

drl = d1 2 . hk ……..17

= 23,66 – 2 (11,57)

= 0,52 mm

- Diameter tenggorok roda gigi cacing (dt)

dt = d2 + . hk ……..18

15

Sularso, Kiyokatsu Suga. “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”. Hal. 277 16-18

= 680 + 2 (10)

= 700 mm

- Diameter roda gigi cacing (b) b = 0,577 . dkt ……..19

= 0,577 . 43,66

= 25,19 mm

- Lebar sisi efektif roda gigi cacing (bc) :

bc = dkt . Sin ( /2) ……..20

= 43,66 . Sin 2 70

= 25,04 mm

- Jari-jari kelengkungan puncak gigi roda roda cacing (rt)

rt = hk d

 2

1 _……..21

= 2

66 , 23

- 10

= 1,83 mm

- Diameter luar roda gigi cacing (dk2)

dkt = d2 +  hk d

1

1 _{(c – Cos )}

2

 _……..22

19-22

= 680 + 2

  

 _10 2

66 , 23

(c – Cos ) 2 70

= 225,7 mm

4.1.2 Perhitungan Kekuatan Gigi

Pada gigi cacing ini terjadi tegangan lentur yang ditentukan dengan persamaan :

ba

 =

y M b

F c c

ab .

. ... 23

Dari tabel diperoleh tegangan lentur yang diizinkan (_ba) 5,5 Kg/mm2 dan bahan cacing SF 40 dan bahan untuk roda gigi cacaing Fac = 20.

Gaya lentur yang diizinkan (Fab) :

Fab = ba.b .Mc n.y …….. 24

Dimana :

ba

 = Tegangan lentur yang diizinkan = 5,5 Kg / mm2 bc = Lebar efektif roda cacing = 25,04 mm

Mn = Modul normal = 10 mm

y = Faktor bentuk roda gigi cacing – 0,125 (diambil) maka :

Fab = 5,5 . 25,04 . 10 . 0,125

= 172,15 Kg

23-24

Gaya permukaan gigi yang diizinkan (Fac) :

Fac = K . d2 . bc . Ky ……..25

Dimana :

Kc = Faktor ketahanan terhadap keausan untuk besi cor

= 0,035 Kg / mm2 (diambil)

Ky = Faktor sudut kisar ( <10º)

Maka :

Fac = 0,035 . 680 . 25,04 Kg

= 595,95 kg

Gaya tangensial pada roda gigi (ft)

ft =

V P . 102

……..26

dimana :

V =

1000 . 60

. .d₂ n



=

1000 . 60

1500 . 680 .



= 53,40

maka :

ft =

04 , 53

22 . 102

= 42 kg

Dengan demikian, roda gigi dalam keadaan baik karena Fac > ft

25-26

4.1.3 Efisiensi Roda Gigi

Efisiensi :  =

CosY Cos TanY Cos    

 ……..27 dimana  = 25 05 , 0 20 25 05 , 0 20 0 0 Cos Cos Tan Cos  = 045 , 0 93 , 0 023 , 0 93 , 0  

= 0,9302

 = 93,02% (diambil 93%)

4.2. Perencanaan Poros I

Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dari mesin. Putaran utama dalam transmisi seperti itu dipegang oleh poros. Dalam perencanaan ini mesin digester mempunyai data sebagai berikut :

Pd = daya rencana = 28,6 kW

n = putaran elektromotor = 1500 Rpm

Sehingga momen rencana dapat dihitung dengan persamaan :

T = 9,74 x 105 n P_d

……..28

27

Sularso, Kiyokatsu Suga. “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”. Hal. 279 28

= 9,74 x 105 1500

6 , 28

= 18570,93 Kg. mm

Bahan poros dipilih baja karbon tempa Sl 45 dengan kekuatan tarik B- 45 kg/mm2

maka tegangan geser izin :

2 1. f f B a S S 



 ……..29

dimana :

B

 = kekuatan tarik = 45 kg/mm2

Sf1 = faktor keamanan akibat kelelahan lentur

= 6 (diambil)

Sf2 = faktor akibat konsentrasi tegangan yang cukup besar

= (1,3 – 3,0) = 2,7 (diambil) jadi :

a  = 7 , 2 . 6 45

= 2,77 kg/mm2

untuk mencari diameter poros I dapat diperoleh dengan persamaan :

ds = 3 1 . . . 1 , 5       T C Kt b a

 ……..30

29

Sularso, Kiyokatsu Suga. “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”. Hal. 7-8 30

dimana :

K1 = (1,5 – 3,0) karena beban kejutan dan tumbukan

= 2,5 (diambil)

Cb = (1,2 – 2,3) terjadi pemakaian dengan beban lentur

= 1,5 (diambil)

maka diameter poros I :

ds = 3 1 93 , 18570 . 5 , 1 . 5 , 2 . 77 , 2 1 , 5    

= 50,4 mm

Tegangan geser yang terjadi pada poros I :

a  = 3 . 1 , 5 ds T ……..31 = 3 ) 4 , 50 ( 93 , 18570 . 1 , 5

= 0,74 kg/mm2

karena tegangan geser yang terjadi lebih besar dari tegangan izin (2,77>0,74) maka poros terhadap tegangan geser aman.

4.3 Perencanaan Bantalan

Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga putaran atau gerakan bolak-baliknya dapat berlangsung secara halus, aman dan

31

panjang umur. Bantalan harus cukup kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan baik. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik maka prestasi seluruh system akan menurun atau tak dapat bekerja secara semestinya. Jadi, bantalan dalam permesinan dapat disamakan peranannya dengan pondasi pada gedung.

Keterangan gambar :

1. Sabuk V – Belt 5. Bantalan 9. Kopling 2. Puli 6. Roda gigi cacing 10. Baut pengikat 3. Motor penggerak 7. Bantalan 11. Bantalan 4. Roda gigi lurus 8. Spline dan naf 12. Bantalan

Pada perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan rol kerucut dengan baris tunggal dan jumlah bantalan yang dipakai 2 buah.

Gambar 4.5 Bantalan rol kerucut baris tunggal

Gaya tangensial di ulir cacing

Wwt = w R Mt

Dimana :

Mt = momen torsi pada poros cacing Rw = jari-jari roda gigi cacing

= 2

w D

P = Daya rencana (28,6 kW)

= 746 , 0

6 , 28

Mt = 9,74 x 105 n P_d

= 9,74 x 105 1500

6 , 28

= 18570,93 kg. mm

Rw =

2 4 , 50

= 25,2 mm

Wwt =

2 , 25

93 , 18570

= 731,13 Kg

Gaya tangensial pada roda gigi cacing.

WGT = Wwt

  



 

n Cos f Tan

n Cos fTan



 / 

/ 1

Dimana :

f = koefisien gesek

= 0,05

Tan  =

w D

Nw Mat.

Dimana :

Ma = modul aksial = 11 mm Nw = jumlah cacing = 1 buah Dw = diameter cacing = 50,4 mm

Tan 4 , 50 1 11x 

 = 0,21

 = Tan-1 . 0,21 . 120 n

 = sudut tekan normal (14,50 ± 200)

Gaya tangensial (WGt) :

(WGt) = Wwt  

  n Cos f Tan n Cos fTan   /  / 1

= 73,13 _

       0 0 0 0 16 / 05 , 0 12 16 / 12 05 , 0 1 Cos Tan Cos Tan

= 562,58 Kg Wwt = - WGa = Wx WGa

Wwr = - WGr = Wy WGr

Wwa = - WGt = Wz Wwa

Wwr = WGr 

       

nCos fSin Cos

n Sin .

Wwr = 562,8 

      0 0 0 0 12 05 , 0 12 . 16 16 Sin Cos Tan Sin

Wwr = - WGr= Wy

= 166,76 kg

Gambar 4.6 Analisa gaya pada bantalan poros penggerak (poros I)

Jarak antara bantalan A dengan bantalan B adalah 200 mm, dimana worm gear (roda gigi cacing) berada di tengah-tengah poros drum, maka perhitungan gaya-gaya yang bekerja pada sumbu x adalah sebagai berikut.

FX = 0

FX = - FAx + FBx - Wwa

FAx = Wwa FAx = FAx . 365,65

= 2 wa W = 2 13 , 731

= 365,65 Kg

Jumlah momen dari A terhadap sumbu Z :

MA =

2 . 2 . w wa wr Y D W AB W AB

FB   = 0

= 562,58(25,2) 0

2 200 76 , 166 ) 200 (    Y FB

= FBY(200)1250714177,02 = FBY(200)26684,02

FBY =

200 02 , 26684

= 133,42 Kg

Jumlah momen di A terhadap sumbu Y.

MA = 0

2

.  w 

wt

z D

W AB FB

= FBz . (200) – 731,13.25,2 = 0

= FBz . (200) – 18424,47 = 0

FBZ =

200 47 , 18424

= 92,12 Kg

Gaya-gaya vertikal (sumbu Y) FY = Wwr – FAy – FBz = 0

FAY= 2 wr W = 2 76 , 166

FZ = WGtFBz – FAz = 0

FAz = WGt - FBz

FAz = 562,58 – 92,12

= 470,46 Kg

Gaya radial bantalan A

RA = (470,58)2(166,76)2 RA = 499,14 KG

Gaya radial pada bantalan B RB = (133,42)2 (92,12)2 RB = 162,13 Kg

Perhitungan Bantalan A Fr = 499,14 KG

Fa = 365,56 Kg

Dipilih bantalan rol silindris : No = 30310

d = 50 mm D = 110 mm C = 8900 Kg Co = 7150 Kg

P = X . V . Fr . Y . Fa ……..32 73

, 0 14

, 499 . 1

56 , 365

 

Kg V

Fa Fr

32

maka diambil : X = 0,65 Y = 1,71 V = 1

P = 0,4.1.499,14 + 1.7.365,56 = 821,1 kg

Faktor kecepatan :

Fn =

10 3

3 , 33

     

n ……..

33

10 3

22 3 , 33

    

 _{= 1,13}

Faktor umur : fh = fh .

P C

= 1,13 . 1 , 821 8900

fh = 12,24

Umur nominal Lh adalah umur bantalan :

Lh = 500 fh10/3 ……..34 = 500 . (12,24)10/3

Lh = 2113041,68 jam

Perhitungan pada Bantalan B: Fr = 162,13 Kg

Fa = 365,56 Kg

33-34

Dipilih bantalan rol silindris : No = 30310 D = 50 mm C = 8900 Kg Co = 7150 KG

P = X . V . Fr . Y . Fa

Fr V Fa = Kg 13 , 162 . 1 56 , 365 = 2,07

maka diambil :

X = 0,4 Y = 1,7 V = 1

P = 0,4.1.162,13+1,7.365,56 = 686,45 Kg

Faktor kecepatan :

Fn =

10 3 3 , 33       n 10 3 22 3 , 33     

 _{= 1,13}

Faktor umur : fh = fh .

P C

= 1,13 .

45 , 686

fh = 12,96

Umur nominal Lh adalah umur bantalan : Lh = 500 fh10/3 ……..35

= 500 . (12,96)10/3

Lh = 2.556.544,42 jam

4.3.2 Perencanaan Bantalan Pada Poros Yang digerakkan (poros II)

Gambar 4.7 Analisa gaya pada bantalan poros yang digerakkan (poros II)

35

Perhitungan gaya yang bekerja pada sumbu X : FX = 0  FX = CX + FDX + WGa = 0

X C

F =F_DX = 1_{2. 731,13}

= 365,56 Kg.

MZ

 =

 

. 0

2 .

2    

D _W CD _{F CD}

WGa W GR D

Y D

F =

5 , 113 2 5 , 113 76 , 166

2     W Ga D W = 5 , 113 75 , 56 . 76 , 166 2 , 25 . 13 , 731 

= 245,71 Kg

MY = WGR .

 

CD₂ FDZ

 

CD 0 Y

D

F =

 

CD CD W_Ga 2 = 5 , 113 2 5 , 113 . 76 ,

166  

= 83,38 kg

= - FY

 W_Gr F_DY F_CY 0 = 166,76 + 245,71 Y

C F

= 412,47 kg = -

FY

   Z 0

C Z D

Gt F F

= Z C

F WGT FDZ

= 562,58 – 245,71 = 316,87 kg Perhitungan Bantalan C : Fr = 520,13 Kg Fa = 365,56 Kg

dipilih bantalan rol silindris NO. Seri 02 dengan spesifikasi : d = 100 mm

C = 15714 Kg B = 24 mm

P = X . V . Fr . Y . Fa

Fr V Fa = Kg 13 , 520 . 1 56 , 365 = 0,70

maka diambil : X = 0,4 Y = 1,7

P = 0,4 . 1 . 520 + 1,7 . 365,56 = 526,65 Kg Faktor kecepatan :

fn =

10 3 3 , 33       n = 10 3 22 3 , 33       fn = 1,13

Faktor Umur : fh = fn .

P C

= 1,13 . 65 , 829 15714

= 18,94

Umur nominal Lh adalah umur bantalan Lh = 500 . (fh)10/3

= 500 . (18,94)10/3

Lh = 905538,55 jam

Perhitungan Bantalan D : Fr = 480,1 Kg fa = 365,56 Kg

dipilih bantalan rol jenis AFBMA No. Seri 02 d = 100 mm

C = 15714 Kg B = 34 mm

P = X . V . Fr . Y . Fa

Fr V

Fa

=

Kg 1 , 480 . 1

56 , 365

= 0,76

maka diambil : X = 0,4 Y = 1,7

P = 0,4 . 1 . 480 + 1,7 . 365,56 = 813,64 Kg Faktor kecepatan :

fn =

10 3

3 , 33

     

=

10 3

22 3 , 33

      fn = 1,13

Faktor Umur : fh = fn .

P C

= 1,13 . 64 , 813 15714

= 21,82

Umur nominal Lh adalah umur bantalan Lh = 500 . (fh)10/3

= 500 . (21,82)10/3

Lh = 14515070,8 jam

4.4 Perencanaan Poros II

Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dari mesin. Putaran utama dalam transmisi seperti itu dipegang oleh poros. Dalam perencanaan ini mesin digester mempunyai data sebagai berikut :

Pd = daya rencana

= 28,6 kW

n = putaran elektromotor = 1500 rpm

T = 9,74 . 105 . n P_d

……..36

= 9,74 . 105 . 22

6 , 28

= 1266200 Kg.mm

Untuk bahan pada poros ini diambil S 50 C dengan kekuatan tariknya adalah

. 62 2 mm Kg b 

Tegangan geser izin :

a

 =

2 1. f

f S

S

 _……..37

dimana :

b = 62 Kg/mm

Sf1 = 6 (pengaruh masa dan baja paduan)

Sf2 = 1,3 – 3,0 (pengaruh kekerasan permukaan)

= 1,3 (diambil) maka :

a =

3 , 1 . 6 / 62Kg mm

= 7,95 Kg / mm2

Untuk mencari diameter porosnya dengan persamaan :

ds =

3 1 . . . 1 , 5       T C K_{t b} a



dimana :

Kt = 1,5 – 3,0 (ada kejutan atau tumbukan besar)

36-37

= 1,5 (diambil)

Cb = 1,2 – 2,3 (terjadi pemakaian dengan beban lentur)

= 1,2 (diambil) maka :

ds =

3 1 1266200 . 2 , 1 . 5 , 1 . 95 , 7 1 , 5    

= 113,5 mm dan tegangan geser yang terjadi :

a = ₃

. 1 , 5 s d T

= ₃

) 5 , 113 ( 1266200 . 1 , 5

= 4,41 Kg / mm2

dengan demikian konstruksi poros aman, karena a  a (7,95  4,41) Kg/mm2.

4.5 Perencanaan Kopling

Dalam perencanaan digester ini, kopling yang digunakan adalah kopling jenis flens (fleksibel). Kopling flens adalah merupakan suatu elemen yang berfungsi sebagai penerus putaran dan daya dari poros penggerak ke poros yang digerakkan secara pasti tanpa terjadi slip. Beberapa alasan menggunakan kopling flens dalam penggunaan mesin digester ini, yaitu dapat mencegah pembebanan berlebih. Pemasangan mudah dan cepat Aman terhadap putaran tinggi, getaran dan tumbukan kecil.

Gambar 4.8 Kopling Flens

Dalam hal ini bahan kopling yang digunakan adalah baja karbon cor (SC37) JIS G.5101, dengan kekuatan tarik B = 37 kg / mm2. Untuk bahan SC dengan

pengaruh massa, maka faktor keamanan untuk bahan Sf1 adalah 6 (diambil) dan

faktor koreksi (Kr) diambil 3 karena kopling mengalami beban kejutan, tumbukan

dan getaran. Maka besarnya tegangan izin (a) :

a =

t f

B K S ₁.

 _……..38

a = 37

3 . 6 37

2

mm Kg

= 2,05 kg / mm2

Dimana, hasil survei telah diketahui sebelumnya daya pada poros II yang direncanakan 28,6 kW, dan putarannya (n1) = 1500 rpm serta putaran poros II (n2)

= 22 rpm. Maka besarnya torsi rencana (T) adalah :

T = 9,74 x 105 n Pd

……..39

38

Sularso, Kiyokatsu Suga. “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”. Hal. 7-8 39

= 9,74 x 105 ₂₂ 6 , 28

= 1.266.200 kg.mm

Dimensi dari kopling dapat diambil berdasarkan diameter poros II (output) dimana diameternya adalah 100 mm dari tabel 11 diperoleh dimensi kopling.

A = 355 mm F = 35,5 mm

G = 315 mm H = 63 mm

L = 125 mm K = 8

C = 180 mm n = 6 buah

B = 265 mm d = 25 mm

4.5.1 Pemeriksaan Flens Dan Naf Terhadap Tegangan Geser Flens Besar tegangan geser yang terjadi pada flens adalah :

T = D . f_st .t_t 2

. 2

 _……..40

fst =

t t D

T . .

. 2

2



dimana :

fs1 = tegangan geser yang terjadi (kg/mm2)

T = momen rencana (kg.mm) = 1266200 kg.mm D = diameter luar naf = 355 mm

tt = tebal flens = 35,5 mm

maka :

Fst =

5 , 35 . ) 355 .(

1266200 .

2

2



40

= 0,202 kg/mm2

Naf

Besar tegangan geser yang terjadi pada naf kopling (h) adalah :

T = . . .(1 ) 16 4 3 K D f 

 _……..41

fs =

) 1 .( . . 16 4 3 K D T   dimana :

fs1 = tegangan geser pada naaf (kg/mm2)

T = momen rencana (kg.mm) D = diameter luar naf kopling (mm)

K = perbandingan diameter poros dengan diameter naaf dimana :

K = 0,3

355 100   D d

Maka tegangan geser yang terjadi pada naaf adalah :

f =

) 3 , 0 1 ( ) 355 ( 1266200 . 16 4 3  

= 0,145 kg/mm2

Dari perhitungan diatas, maka flens dan naf kopling aman dipakai karena tegangan geser yang terjadi lebih kecil dari tegangan geser yang diizinkan.

4.6 Perhitungan Pasak

Pasak adalah suatu elemen mesin yang berfungsi menetapkan kopling pada poros agar tidak terjadi slip. Pasak pada kopling ini direncanakan dari baja karbon

41

untuk konstruksi mesin dengan jenis S40C dengan kekuatan tarik (B = 55 Kg/mm2) dan faktor keamanannya diambil 6 (yang umum digunakan)

secara tiba-tiba dan tegangan tumbukan berat, maka besarnya tegangan geser izin (ka) pasak :

ka =

2

. fk fkl

B S S

 _……..42 maka :

ka =

3 . 6

/ 55Kg mm2

= 3,055 Kg/mm2

Dari tabel ukuran standar pasak (sumber R. S. Khurni “At Ext Book Of Machine Design”, hal. 463) untuk diameter poros kopling 100 mm, maka diperoleh data-data sebagai berikut :

b = lebar pasak

= 28 mm

h = tinggi pasak

= 16 mm

t = kedalaman alur pasak pada poros = 10,0 mm

t2 = kedalaman alur pasak pada naf

= 6,4 mm

Gaya tangensial (F) pada poros dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut : F =

2 s d

T

……..43

42

“Machine Design”. RS. Khurni JK Gupta. Hal 481 43

Dimana :

ds = diameter poros kopling 100 mm

T = besarnya torsi rencana = 1266200 Kg/mm

Maka : F =

2 100 1266200

= 25324 Kg

Panjang pasak yang dibutuhkan pada perencanaan ini dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut :

2

.t L

F

P_a  ……..44 dimana :

Pa = tekanan permukaan yang diizinkan (kg)

Dalam perencanaan ini, direncanakan menggunakan poros yang mempunyai diameter besar, jadi berdasarkan Lit 1 hal 27, harga tekanan permukaan yang diizinkan poros yang besar = 10 Kg/mm2.

Dimana :

L = panjang pasak (mm)

t2 = kedalaman alur pasak (mm)

F = gaya tangensial (kg) Maka :

L

2

.t P

F a 

44

=

4 , 6 . 10 25324

= 395,68 mm

Besar tegangan geser yang terjadi pada pasak kopling (k) dapat dihitung dengan

menggunakan persamaan berikut :

L b

F k

. 

 ……..45

Dimana :

b = lebar pasak

= 28 mm

maka :

k =

68 , 395 . 28

25324

= 2,285 kf.mm2

Dari perhitungan di atas teganga geser yang terjadi lebih dari tegangan geser yang diizinkan (a < ka) jadi untuk ini pasak kopling aman untuk dipakai.

4.7 Perencanaan Baut Kopling

Baut kopling berfungsi untuk mengikat kopling, bahan baut direncanakan dari baja karbon SF 45 dengan kekuatan tarik (B = 45 Kg/mm2). faktor keamanan

baut diambil (Sfb) = 6, serta koreksi bahan baut (Kf) diambil 3 maka tegangan izin

baut (b) :

b =

f fb

B K

S .

 _……..46 maka :

45

“Machine Design”. RS. Khurni JK Gupta. Hal 481 46

b =

3 . 6

45

= 2,5 Kg / mm2

Berdasarkan data dari literatur, biasanya dalam perhitungan dianggap hanya 50% saja dari sebuah baut berjumlah n buah menerima bahan secara merata jumlah baut yang efektif yang menanggung beban dinyatakan dengan n, maka :

nc = 0,5 x nbaut

dimana :

nbaut = jumlah baut

= 6 buah

Maka :

nc = 0,5 x 6 baut

= 3 buah

Besarnya diameter baut (db) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut :

T =

2 . . . . 4

2 B

n db b c

 _……..47

Dimana :

T = torsi rencana

= 1.266.200 Kg. mm d 2b = diameter luar baut b = tegangan geser izin baut

= 2,5 kg /mm2

nc = jumlah baut yang efektif menanggung beban

= 3 buah

B = diameter pitch kopling = 315 mm

47

Maka :

d2b =

G n T

c b. . .

8 .

 

=

315 . 3 . 5 , 2 .

8 . 1266200



d 2_b = 1364,8 mm db = 36,9 mm

Dengan demikian diperoleh diameter luar baut = 36,9 dan jenis baut adalah jenis M24 [Tabel Machine Design, RS. Khurni, Hal. 319).

BAB V

PERENCANAAN TANGKI DIGESTER

Pada perencanaan tangki / drum digester ini bahan drum digester adalah baja plat SS50 dan tebal plat drum digester ini dapat dihitung dengan menggunakan persamaan :

f

_t

d P t

. 2

.

 ……..48 dimana :

t = tebal pelat drum

P = tekanan uap pada drum = 2,5 kg/mm2 (direncanakan)

d = diameter digester = 113 cm (direncanakan) ft = tegangan tarik bahan = 60 kg/mm2

maka tebal pelatnya :

f

_t

d P t

. 2

. 

60 . 2

113 . 5 , 2  t

t = 2 cm

Pada digester ini terdapat dua buah drum digester, karena pemberian uap pada kedua sisi drum digester. Jarak antara drum dalam dan luar drum luar direncanakan 25 mm.

48

Gambar 5.1 Drum digester Keterangan gambar :

1. drum digester dalam 2. drum digester luar

3. rock woll (pembalut tahan panas isolasi) 4. pelat aluminium

Untuk tebal plat drum digester luar (1) tebalnya sama dengan plat drum dalam (2) yaitu 2 cm.

Drum digester diberi lapisan / pembalut (rock woll) yaitu semacam serat warna putih dan dilapisi dengan plat aluminium agar panas tidak langsung terbuang (terisolasi).

BAB VI KESIMPULAN

Dari hasil perhitungan yang dilakukan, maka dapat diambil kesimpulan sebagai berikut :

1.

2.

3.

4.

Motor Listrik a. Daya b. Putaran

Sabuk dan Puli

a. Diameter puli besar b. Diameter puli kecil c. Panjang sabuk d. Type sabuk e. Jumlah sabuk f. Jarak sumbu puli

Roda Gigi

a. Ukuran diameter gigi b. Bahan roda gigi c. Bahan untuk cacing

Poros

a. Pada poros I

= 22 kW = 1500 rpm

= 400 mm = 225 mm = 2194 mm = C – V Belt = 3 buah = 600 mm

=681,1 mm = FC 20 = SF 40

5.

6.

a.1 Bahan poros a.2 Diameter poros b. Pada poros II

b.1 Bahan poros b.2 Diameter poros

Bantalan

a. Pada poros I

a.1 Nomor bantalan a.2 diameter luar a.3 Diameter dalam a.4 Umur bantalan b. Pada poros II

b.1 Jenis bantalan b.2 Diameter luar b.3 Diameter dalam b.4 Umur bantalan

Kopling

a. Bahan kopling b. A

C

H c. d

= SF 45 = 47,33 mm

= S 45 C = 100 mm

= 30310 = 110 mm = 50 mm

= 2113041,68 jam

= AFBMA No. 2 = 180 mm

= 100 mm

= 9055308,55 jam

= SC 37 = 355 mm = 180 mm = 63 mm = 25 mm

7.

8.

9.

G B d. K

L F e. N

Pasak

a. Lebar pasak b. Tinggi pasak

c. Kedalaman alur pasak pada poros d. Kedalaman alur pasak pada naf Baut Kopling

a. Jenis baut

b. Lebar diameter luar

Drum / Tangki Digester a. Bahan drum

b. Tebal dinding drum c. Kapasitas drum

= 315 mm = 265 mm = 8 = 125 mm = 35,5 mm = 6 buah

= 28 mm = 16 mm = 10 mm = 6,4 mm

= M 24 = 11,47 mm

= SS50 (JIS G 3101) = 20 mm

DAFTAR PUSTAKA

1. Sularso dan Kiyokatsu Suga,”Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen

Mesin”.Pradnya Paramita:Jakarta,1994.

2. Schaum.S.Allen,”Theory and Problem of Machine Design”.McGraw-Hill Book Company:New York,1982.

3. Nieman.G,Winter,”Elemen Mesin”.Jilid 1,Erlangga:Jakarta,1992.

4. Spotts.M.F&T.E.Shoup,”Design of Machine Elements”. Seventh Edition, Prentice-Hall International,USA,1996.

5. PTPN-III ,”Proses Pengolahan Kelapa Sawit’.Medan,2002.

6. Naibaho.Ponten,”Teknologi Pengolahan Kelapa Sawit”.Pusat Penelitian Kelapa Sawit:Medan,1998.

7. Parker,R.Earl,”Material Data Book”.McGraw-Hill Book Company:New York,1967.

8. Tata Surdia,Saito Shinroku,”Pengetahuan Bahan Teknik”.Cet.6,Pradnya Paramitha:Jakarta,2005.

BAB V

PERENCANAAN TANGKI DIGESTER

Pada perencanaan tangki / drum digester ini bahan drum digester adalah baja plat SS50 dan tebal plat drum digester ini dapat dihitung dengan menggunakan persamaan :

f

_t

d P t

. 2

.

 ……..48 dimana :

t = tebal pelat drum

P = tekanan uap pada drum = 2,5 kg/mm2 (direncanakan) d = diameter digester = 113 cm (direncanakan) ft = tegangan tarik bahan = 60 kg/mm2

maka tebal pelatnya :

f

_t

d P t

. 2

.



60 . 2

113 . 5 , 2



t

t = 2 cm

Pada digester ini terdapat dua buah drum digester, karena pemberian uap pada kedua sisi drum digester. Jarak antara drum dalam dan luar drum luar direncanakan 25 mm.

Gambar 5.1 Drum digester Keterangan gambar :

1. drum digester dalam 2. drum digester luar

3. rock woll (pembalut tahan panas isolasi) 4. pelat aluminium

Untuk tebal plat drum digester luar (1) tebalnya sama dengan plat drum dalam (2) yaitu 2 cm.

Drum digester diberi lapisan / pembalut (rock woll) yaitu semacam serat warna putih dan dilapisi dengan plat aluminium agar panas tidak langsung terbuang (terisolasi).

BAB VI KESIMPULAN

Dari hasil perhitungan yang dilakukan, maka dapat diambil kesimpulan sebagai berikut :

1.

2.

3.

4.

Motor Listrik a. Daya b. Putaran

Sabuk dan Puli

a. Diameter puli besar b. Diameter puli kecil c. Panjang sabuk d. Type sabuk e. Jumlah sabuk f. Jarak sumbu puli

Roda Gigi

a. Ukuran diameter gigi b. Bahan roda gigi c. Bahan untuk cacing

Poros

a. Pada poros I

= 22 kW = 1500 rpm

= 400 mm = 225 mm = 2194 mm = C – V Belt = 3 buah = 600 mm

=681,1 mm = FC 20 = SF 40

5.

6.

a.1 Bahan poros a.2 Diameter poros b. Pada poros II

b.1 Bahan poros b.2 Diameter poros

Bantalan

a. Pada poros I

a.1 Nomor bantalan a.2 diameter luar a.3 Diameter dalam a.4 Umur bantalan b. Pada poros II

b.1 Jenis bantalan b.2 Diameter luar b.3 Diameter dalam b.4 Umur bantalan

Kopling

a. Bahan kopling b. A

C

H c. d

= SF 45 = 47,33 mm

= S 45 C = 100 mm

= 30310 = 110 mm = 50 mm

= 2113041,68 jam

= AFBMA No. 2 = 180 mm

= 100 mm

= 9055308,55 jam

= SC 37 = 355 mm = 180 mm = 63 mm = 25 mm

7.

8.

9.

G B d. K

L F e. N

Pasak

a. Lebar pasak b. Tinggi pasak

c. Kedalaman alur pasak pada poros d. Kedalaman alur pasak pada naf Baut Kopling

a. Jenis baut

b. Lebar diameter luar

Drum / Tangki Digester a. Bahan drum

b. Tebal dinding drum c. Kapasitas drum

= 315 mm = 265 mm = 8 = 125 mm = 35,5 mm = 6 buah

= 28 mm = 16 mm = 10 mm = 6,4 mm

= M 24 = 11,47 mm

= SS50 (JIS G 3101) = 20 mm

DAFTAR PUSTAKA

1. Sularso dan Kiyokatsu Suga,”Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen

Mesin”.Pradnya Paramita:Jakarta,1994.

2. Schaum.S.Allen,”Theory and Problem of Machine Design”.McGraw-Hill

Book Company:New York,1982.

3. Nieman.G,Winter,”Elemen Mesin”.Jilid 1,Erlangga:Jakarta,1992.

4. Spotts.M.F&T.E.Shoup,”Design of Machine Elements”. Seventh Edition,

Prentice-Hall International,USA,1996.

5. PTPN-III ,”Proses Pengolahan Kelapa Sawit’.Medan,2002.

6. Naibaho.Ponten,”Teknologi Pengolahan Kelapa Sawit”.Pusat Penelitian

Kelapa Sawit:Medan,1998.

7. Parker,R.Earl,”Material Data Book”.McGraw-Hill Book Company:New

York,1967.

8. Tata Surdia,Saito Shinroku,”Pengetahuan Bahan Teknik”.Cet.6,Pradnya