PENGGERAK UTAMA (PRIME MOVER) UNTUK LOADER TANAH BERPASIR DENGAN KAPASITAS BUCKET 10 m

  

PENGGERAK UTAMA (PRIME MOVER) UNTUK

LOADER TANAH BERPASIR DENGAN KAPASITAS

BUCKET 10 m

  3 Tugas Akhir

  Diajukan untuk memenuhi salah satu syarat memperoleh gelar Sarjana Teknik Jurusan Teknik Mesin

  Disusun oleh: Nama : Endratno Wibowo NIM : 025214060

  

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI

UNIVERSITAS SANATA DHARMA

YOGYAKARTA

2007

  

THE PRIME MOVER FOR THE SANDY LAND

LOADER WITH 10 m

  

3

BUCKET CAPACITY Final Project

  Presented as particial fulfillment of the requirement As to the Sarjana Teknik Degree

  In Mechanical Engineering by: Endratno Wibowo

  025214060

  

Mechanical Engineering Study Program

Mechanical Engineering Department

Science and Technology Faculty

Sanata Dharma University

  

Yogyakarta

2007

PERNYATAAN KEASLIAN KARYA

  Dengan ini saya menyatakan bahwa dalam tugas akhir ini tidak terdapat karya yang pernah diajukan untuk memperoleh gelar kesarjanaan disuatu perguruan tinggi, dan sepanjang pengetahuan saya juga tidak terdapat karya atau pendapat yang pernah ditulis atau diterbitkan oleh orang lain, kecuali yang secara tertulis mengacu dalam naskah ini dan disebutkan dalam daftar pustaka.

  Yogyakarta, 26 Oktober 2007 Penulis

  (Endratno Wibowo)

  Berusahalah dan yakinlah Serta berpasrah kepada TUHAN “ Dalam keyakinan selalu ada pengharapan “

Kupersembahkan untuk:

Bapa di Surga

  Bapak-Ibu Untuk Doa,Cinta Kasih Pengertian dan pengorbananmu Kakak-kakakku Ponokan-ponakanku Sahabat-sahabatku dan Almamaterku Sobat ku mudika St.Bonaventura dan mudika Stasi

KATA PENGANTAR

  Puji syukur penulis panjatkan kepada Allah Bapa yang Bertakhta Dikerajaan Surga, atas segala anugerah dan limpahan kasih-Nya sehingga penulis dapat menyelesaikan Tugas Akhhir dengan judul “PENGGERAK UTAMA

  LOADER

  ” yang merupakan salah satu syarat memperoleh gelar sarjana teknik (S.T) di Fakultas Sains dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

  Penulisan Tugas Akhir ini terwujud atas bantuan dan kerjasama dari berbagai pihak yang telah berkenan membimbing, membantu dan memberikan motivasi. Untuk itu, dalam kesempatan ini penulis ingin menyampaikan ucapan terimakasih yang sebesar-besarnya kepada:

  1. Romo Ir.Greg. Heliarko S.J, S.S., B.S.T., M.Sc., M.A. selaku Dekan Fakultas Sains dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

  2. Bapak Budi Sugiharto, S.T., M.T. selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin Universitas Sanata Dharma dan juga selaku dosen pembimbing Tugas Akhir yang dengan penuh pengertian dan ketulusan hati memberikan bimbingan, saran dan motivasi dalam penulisan Tugas Akhir ini.

  3. Segenap Dosen dan Karyawan Teknik Mesin Universitas Sanata Dharma Yogyakarta yang telah membantu memperlancar penulisan Tugas Akhir ini.

  4. Bapak-Ibu untuk doa, kasih sayang dan pengorbanan yang kalian berikan tanpa bisa aku membalasnya.

  5. Kakak-kakakku serta ponakanku atas spirit dan doa kalian.

  6. Pakde dan Bude Yitno, serta Mas Erwin dan Mas Joko yang telah memberikan bantuan selama penulisan Tugas Akhir ini.

  7. Herdaru, Stevanus Jin Liat (Alex), Yoko Yuliono, Pahala Mahardika, Dwi, Danang H., Andry B.(Kirun), Prana Yoga, Bayu, Sagita, Lukas Prabowo, Fredy (Kampret), Vian, Sadha dan rekan-rekan satu angkatan yang tidak dapat penulis sebutkan satu persatu yang turut serta memacu semangatku dan membantu dalam penulisan Tugas Akhir ini.

  8. Wawan (Kampret) untuk pinjaman buku perpustakaannya, Bapak dan Ibu Budi S., Luis: tetaplah tertawa dan ‘be grown up guys’ serta bantuannya memperkecil biaya produksi, Lilik : kapan nikahe ?, Ika: hidup itu untuk kerja, ya to...? Ferri dan Windi (Peyank)

  ‘keep rolling guys’, Bayu (Kucir) serta teman-teman di mudika St.Bonaventura semua.

  9. Yanita dan Tika, yang turut memberi semangat Yulia Setyaningsih terimakasih banyak.

  Penulis menyadari bahwa penulisan Tugas Akhir ini masih jauh dari sempurna. Oleh karena itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun demi kesempurnaan Tugas Akhir ini.

  Penulis INTISARI Loader merupakan salah satu jenis dari alat berat yang digunakan untuk pemuatan material ke dumptruck atau ke tempat lain, dimana tenaga gali untuk pengisian bucket diperoleh dari gerakan penggerak utama (prime mover).

  Pada perancangan ini digunakan mesin diesel dengan kapasitas daya 636 kW yang dalam penggunaannya loader ini mampu mengatasi sudut kelandaian

  o

  sebesar 16 , dalam keadaan bucket penuh. Kapasitas bucket dari loader yang

  3 dirancang sebesar 10 m dengan material tanah berpasir.

  Penggerak utama terdiri atas mesin, torque conventer, torqflow

  

transmission, universal joint dan final drive. Loader ini mempunyai tiga tingkat

  kecepatan maju dan tiga tingkat kecepatan mundur yang mekanisme pengubahan tingkat kecepatan dilakukan pada torqflow transmission dengan bantuan roda gigi planet dan kopling gesek. Universal joint digunakan untuk menghubungkan

  

torque conventer dengan torqflow transmission. Dan untuk mekanisme berbelok

digunakan steering mechanism dengan kopling gesek.

  DAFTAR ISI HALAMAN JUDUL.

  ……………………………………………………….i TI

  TLE PAGE.....................................................…………………………….ii LEMBAR PENGESAHAN............................................................................iii DAFTAR PANITIA PENGUJI......................................................................iv PERNYATAAN KEASLIAN KARYA.........................................................v HALAMAN PERSEMBAHAN.................................................................... vi KATA PENGANTAR...................................................................................vii

  INTISARI.......................................................................................................ix DAFTAR ISI………………………………………………………………...x DAFTAR TABEL.........................................................................................xiv DAFTAR GAMBAR.....................................................................................xvi

  BAB I PENDAHULUAN

  1.1 Latar Belakang....................…………………………………........1

  1.2 Perumusan Masalah………………………………………………2

  1.3 Batasan Masalah………………………………………………….2

  1.4 Sistematika Penulisan…………………………………………….3

  BAB II PEMILIHAN MESIN

  2.1 Kondisi Kerja Loader…………………………………………….4

  2.2 Beban dan Tahanan………………………………………………4

  2.2.1 Menentukan berat loader……………………………….5

  2.2.2 Tahanan loader………………………………………….6

2.2.3 Traksi kritis……………………………………………..8

  2.3 Daya Engine Minimal……………………………………………..9

  BAB III TORQUE CONVERTER

  3.1 Pengertian Torque Converter……………………………………...13

  3.2 Elemen Torque Converter…………………………………………13

  3.3 Prinsip Kerja Torque Converter…………………………………...14

  3.4 Free Wheel…………………………………………………………15

  3.5 Pemilihan Torque Converter……………………………………….17

  BAB IV TORQFLOW TRQNSMISSION

  4.1 Jenis Planetary Gear System………………………………………..20

  4.2 Perancangan Transmisi……………………………………………...21

4.2.1 Cara kerja………………………………………………….22

4.3 Perbandingan Reduksi dan Putaran…………………………………25

  4.3.1 Kecepatan maju……………………………………………26

  4.3.2 Kecepatan mundur…………………………………………27

  4.4 Perancangan Dimensi Roda Gigi…………………………………….29

  4.5 Perancangan Di sc Clucth…………………………………………….43

  4.6 Perancangan Pegas Koil……………………………………………..49

  BAB V RODA GIGI KERUCUT DAN POROS TORQFLOW TRANSMISSION

  5.1 Roda Gigi Kerucut …………………………………………………..54

  5.1.1 Perancangan roda gigi kerucut……………………………..54

  5.2 Perancangan Poro s Torqflow Transmission…………………………69

  5.2.1 Poros input torqflow transmission…………………………69

  5.2.2 Poros output torqflow transmission……………………..78

  5.2.3 Poros roda gigi planet……………………………………87

  5.3 Pemilihan Bantalan Torqflow Transmission………………………91 5.3.

  1 Bantalan poros input torqflow transmission……………..91

  5.3.2 Bantalan poros output Torqflow transmission…………...95

  5.4 Universal Joint……………………………………………………..96

  5.5 Pemilihan Pasak pada Batang Penghubung Cross Joint…………...98

  BAB VI STEERING MECHANISM DAN FINAL DRIVE

  6.1 Steering Mechanism……………………………………………….100

  6.1.1 Perancangan steering clutch……………………………..100

  6.1.2 Perancangan disc springs………………………………..102

  6.1.3 Poros steering mechanism……………………………….106

  6.2 Perancangan Final Drive Gear……………………………………..114

  6.3 Perancangan Poros Final Drive…………………………………….116

  6.3.1 Poros roda gigi reduksi I …………………………………116

  6.3.2 Poros roda gigi reduksi II………………………………....121

  6.3.3 Poros final drive…………………………………………..128

  6.4 Pemilihan Bantalan Poros Final Drive……………………………...129

  6.4.1 Pemilihan bantalan poros steering mechanism…………...129

  6.4.2 Pemilihan bantalan roda gigi reduksi I …………………...139

  6.4.3 Pemilihan bantalan roda gigi reduksi II…………………..132

  6.4.4 Pemilihan bantalan final drive……………………………133

  BAB VII PELUMASAN

  7.1 Pemilihan Bahan Pelumas…………………………………………134 BABVIII PENUTUP

  8.1 Kesimpulan…………………………….………………………….137 DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN

  DAFTAR TABEL

Tabel 2.1 Load faktor, prosentase swell dan berat jenis material………………5Tabel 2.2 Ko efisien tahanan gelinding………………………………………….9Tabel 2.3 Koefisien traksi……………………………………………………….9Tabel 2.4 Hasil perhitungan daya pompa……………………………………….11Tabel 2.5 Spesifikasi mesin……………………………………………………..12Tabel 4.1 Clutch engage untuk tiap kecepatan…………………………….……22Tabel 4.2 Hasil perhitungan perbandingan putaran………………………..……29Tabel 4.3 Harga modul standar…………………………………………..…..….30Tabel 4.4 Faktor bentuk gigi……………………………………………….……32Tabel 4.5 Faktor dinamis………………………………………………………..34Tabel 4.6 Tegangan lentur y ang diijinkan pada bahan roda gigi………………..35Tabel 4.7 Faktor tegangan kontak pada bahan roda gigi………………..………36Tabel 4.8 Hasil perhitungan planetary I………………………………..………..38Tabel 4.9 Hasil perhitungan planetary II………………………………..……….40Tabel 4.10 Hasil perhi tungan planetary III…………………………….………...41Tabel 4.11 Hasil perhitungan planetary IV……………………………….……...42Tabel 4.12 Faktor keamanan tagangan akibat gesekan disc……………………..44Tabel 4.13 Koefisien gesek……………………………………………………...45Tabel 4.14 Hasil perhitungan disc clutch………………………………………..47Tabel 4.15 Hasil perancangan pegas koil………………………………………..53Tabel 5.1 Kuosien lebar………………………………………………………….63Tabel 5.2 Material roda gigi………………………………………………….….65Tabel 5.3 Bahan poros……………………………………………………….…..71Tabel 5.4 Diameter poros standar………………………………………………..73Tabel 5.5 Ukuran poros bintang…………………………………………………74Tabel 5.6 Hasil perhitungan poros spline poros output………………………….87Tabel 5.7 Nilai praktis umur bantalan……………………………………………94Tabel 5.8 Bantalan gelinding yang sering dip akai……………………………….94Tabel 6.1 Hasil perhitungan disc clutch pada steering mechanism…………….101Tabel 6.2 Pemeriksaan gigi disc………………………………………………...102Tabel 6.3 Nilai  ,  ,  pegas piring……………………………………………105Tabel 6.4 Hasil perhitungan poros spline poros steering……………………….113Tabel 6.5 Hasil perancangan roda gigi reduksi…………………………………115Tabel 6.6 Hasil perhitungan poros spline poros final drive I…………………...121Tabel 6.7 Hasil perhitungan poros spline poros final drive II…………………..126Tabel 7.1 P emilihan minyak pelumas sesuai dengan jenis transmisi...…………136

  DAFTAR GAMBAR

Gambar 3.1 Prinsip kerja torque converter…………………………………..15Gambar 3.2 Roller type free wheel…………………………………………..16Gambar 3.3 Sprag type free wheel……………………………………..……17

  Gam bar 3.4 Grafik karakteristik torque converter…………………….…….18

Gambar 4.1 Single planetarian gear…………………………………..……..20Gambar 4.2 Double planetarian gear………………………………….……..21Gambar 4.3 Skema sistem transmisi roda gigi planet…………………..……22Gambar 4.4 Bentuk dar i perancangan pegas koil……………………….……50Gambar 5.1 Nama bagian roda gigi kerucut……………………………….…55Gambar 5.2 Grafik menentukan perbandingan kontak………………….……66Gambar 5.3 Grafik untuk menentukan faktor q L

  ………………………….….67

Gambar 5.4 Grafik untuk menentukan faktor bentuk gigi q K

  …………….…..68

Gambar 5.5 Poros input torqflow transmission………………………….……69Gambar 5.6 Konstruksi poros output………………………………………….79Gambar 5.7 Lenturan yang terjadi akibat suatu beban……………………..….83Gambar 5.8 Lenturan yang terjadi akibat suatu b eban……………………..….85Gambar 5.9 Konstruksi pembebanan poros planet gear…………………….…88Gambar 5.10 Bentuk dan komponen poros silang universal joint……………..97Gambar 6.1 Disc spring………………………………………………………103Gambar 6.2 Grafik karakteristik pegas piring……………………………..….105Gambar 6.3 Pembebanan poros karena gaya tangensial…………………..….106Gambar 6.4 Pembebanan poros karena gaya radial…………………………...107Gambar 6.5 Momen lengkung pada poros karena gaya tangensial……………108Gambar 6.6 Momen lengkung pada poros karena gaya radia l……………..….108Gambar 6.7 Pembebanan dan reaksi gaya pada poros reduksi I…………..…..116Gambar 6.8 Pembebanan dan reaksi gaya pada poros reduksi II……….…….122Gambar 6.9 Pembebanan pada gandar final drive…………………………….128

  BAB I PENDAHULUAN

  1.1 LATAR BELAKANG Kehadiran alat berat dalam pembangunan dewasa ini sangat penting karena akan mempercepat proses pelaksanaan pekerjaan, terutama yang membutuhkan tenaga besar yang tidak dapat dikerjakan oleh manusia. Seiring dengan berkembangnya teknologi yang sangat cepat, banyak sekali dijumpai bermacam-macam alat berat yang mempunyai fungsi dan penggunaannya yang berlainan. Alat berat yang dioperasikan harus sesuai dengan kondisi pekerjaan, dapat berproduksi tinggi dan dapat menghemat pengeluaran biaya. Pemilihan pengoperasian alat berat yang tidak tepat dapat menyebabkan beberapa kerugian.

  Jenis pekerjaan yang umumnya dikerjakan dengan bantuan operasional alat berat antara lain :

  1. Proses pekerjaan pemindahan tanah

  2. Pekerjaan konstruksi tanah

  3. Penyiapan lahan

  4. Pengkayuan Oleh sebab itu, maka diciptakanlah berbagai jenis alat berat yang dapat membantu manusia dalam menyelesaikan berbagai jenis pekerjaan diatas. Salah satu alat berat yang diciptakan adalah loader, loader adalah alat berat yang dipergunakan untuk pemuatan material kepada dump truck atau memindahkan material ketempat yang diinginkan. Loader didapat dengan menambahkan bucket kontainer yang dipasang dibagian depan. Bucket digunakan untuk menggali, memuat tanah atau material yang granular, mengangkatnya dan diangkut untuk kemudian dibuang (dumping) pada suatu ketinggian atau pada dump truck dan sebagainya. Tenaga gali pada keadaan horizontal (bucket tidak diangkat) didapat dari gerakan prime mover. Sehingga untuk melakukan pekerjaan, loader membutuhkan suatu sistem penggerak utama (prime mover).

  1.2 PERUMUSAN MASALAH Perumusan masalah dalam penyusunan tugas akhir ini adalah perancangan disertai gambar Prime Mover untuk loader dengan material kerja tanah berpasir

  3

  dan kapasitas bucket 10 m . Dikarenakan bekerja pada kondisi tanah berpasir, maka loader akan membutuhkan tenaga tarik yang lebih besar dan juga ground

  contact yang lebih besar pula, maka digunakan loader beroda kelabang.

  1.3 BATASAN MASALAH Batasan masalah dalam penyusunan tugas akhir perancangan ini meliputi :

  a. Pemilihan engine

  b. Pemilihan torque converter

  c. Perancangan torqflow transmission

  d. Perancangan roda gigi kerucut (bevel gear)

  e. Perancangan universal joint

  f. Perancangan steering clutch

  g. Perancangn final drive

  1.4 SISTEMATIKA PENULISAN.

  Dalam penyusunan Tugas Akhir ini sistematika penyusunan akan direncanakan sebagai berikut; BAB I berisi tentang pendahuluan yang meliputi latar belakang, masalah atau perumusan masalah, pembatasan masalah, dan juga sistematika penulisan. BAB II berisi tentang pemilihan mesin, BAB III akan dibahas tentang pemilihan torque converter. Pada BAB IV berisi tentang perancangan torqflow transmission beserta clutch torqflow transmission. BAB V membahas perancangan bevel gear, dimensi poros torqflow transmission beserta pemilihan bantalannya dan universal joint. Perancangan steering clutch, final

  

drive , dan poros final drive beserta pemilihan bantalannya di bahas pada BAB VI,

dan pelumasan ditampilkan pada BAB VII.

  BAB II PEMILIHAN MESIN Untuk alat berat konstruksi mesin dan perangkatnya harus mendukung kebutuhan daya dan torsinya, karena mengingat fungsi dan kegunaan alat berat yang cenderung membutuhkan daya dan torsi yang sangat besar. Hal ini berhubungan dengan berat total kendaraan pada saat beroperasi dan maksimum

  

load dari kapasitas bucket. Selain hal tersebut, ditambah dengan faktor-faktor lain

  mengenai rol resistance dan grade resistance akibat permukaan dan kedudukan tanah.

  2.1 KONDISI KERJA LOADER Pada perancangan ini digunakan loader beroda kelabang, Karena bekerja pada kondisi tanah berpasir sehingga membutuhkan tenaga tarik yang lebih besar dan juga ground contact yang lebih besar. Oleh karena itu loader ini kurang membutuhkan kecepatan yang besar.

  2.2 BEBAN DAN TAHANAN Pada saat suatu loader bekerja maka loader tersebut harus mampu mengatasi beban dan hambatan yang timbul karena pergerakannya. Beban yang harus diatasi adalah beban dorong pada saat pengisian material kedalam bucket. Sedangkan hambatan yang terjadi, berhubungan dengan pergerakan loader tersebut.

• Bauksit - Kalic - Cinders - Lempung, tanah liat asli kering untuk digali basah untuk digali
• Batuan lapukan 75% batu 25% tanah biasa 50% batu 50% tanah biasa 25% batu 75% tanah biasa
• Pasir dan tanah - lepas

  81

  25

  27

  23 2400 2100 950 2800 2500 2800 3300 2900 2650 2700 4050 2400 2850 2900 2550 2700 2100

  75

  55

  66

  82

  80

  12

  70

  75

  80

  79

  89

  89

  80

  79

  12

  27

  3500 4700 3850 3300 3400

  2.2.1 Menentukan berat loader.

  Diketahui bahwa berat loader biasanya dua sampai tiga kali berat bucket dalam keadaan terisi penuh, agar pada saat loader bermuatan penuh maka loader tidak terguling kedepan. Jenis material yang akan diangkut adalah tanah berpasir dan kapasitas bucket 10 m

  3

  . Dari Tabel 2.1 diketahui massa jenis dari tanah berpasir baik dalam keadaan asli/bank (lb/BCY) maupun dalam keadaan lepas/

  

lose material (lb/LCY) , dalam hal ini dianggap komposisi tanah berpasir dalam

keadaan lepas.
Tabel 2.1 Load factor, prosentase swell dan berat jenis dari beberapa material

  (Rochmanhadi, Alat-alat berat dan penggunaannya, 1982, Hal 7)

  

Material lb/BCY % swell lb/LCY Load factor (%)

• padat
• Pasir, kering lepas sedikit basah basah
• Tanah, kering padat basah lanau (loam) 3200 3800 1450 3400 3100
• 2700 3200 3500 3200 3400
• 12
• 89
Dari Tabel 2.1 diketahui berat jenis tanah berpasir adalah 2.700 lb/LCY atau 1.602 kg/m

  2600

  25

  33

  82

  52

  22

  23

  25

  43

  33

  81

  3 .

  Sehingga isi bucket dalam keadaan penuh = ^{3 3} . 602 10 /

  1 m m kg  = 16.020 kg

  Berat loader dalam keadaan kosong = 2  16.020 kg = 32.040 kg

  Maka berat total loader (Wt) Wt = 32.040 + 16.020 = 48.060 kg.

  2.2.2 Tahanan loader

  a. Tahanan gelinding (rolling resistance, RR) Tahanan gelinding merupakan suatu gaya yang terjadi akibat gesekan roda yang sedang bergerak dengan permukaan tanah. Besar tahanan ini akan berbeda pada setiap jenis dan kondisi permukaan tanah atau jalan, dan sangat tergantung dari tipe roda ban atau kelabang.

  Perhitungan tahanan gelinding menggunakan Persamaan

  2.1 (Rochmanhadi, 1982, hal.8).

  RR = C RR  Wt ……………………………………………..2.1 dengan ; C RR = koefisien tahanan gelinding.

  Dari Tabel 2.2 dengan anggapan tipe dan keadaan landasan jalan datar, tanpa pengerasan dan kering; diketahui C RR adalah 0,005 RR = 0,005

   48.060 kg = 2.403 kg. b. Tahanan kelandaian (grade resistance, GR) Pada saat loader bergerak di permukaan yang menanjak maka gaya selain tahanan gelinding, ada gaya yang menahan alat tersebut. Gaya tersebut dinamakan tahanan kelandaian. Untuk perhitungan tahanan kelandaiann dapat ditentukan dengan Persamaan 2.2 (Rochmanhadi, 1982, hal 9)

  GR = Wt  sin

   …………………………………………….2.2

o

  dengan;  = sudut tanjakan ( )

  o

  loader ini diasumsikan mampu mengatasi kelandaian dengan sudut 25 , maka jika kendaraan dalam keadaan kosong :

  o GR = 32.040  sin 25 = 13.540 kg.

  Sehingga kelandaian yang bisa diatasi oleh loader jika dalam keadaan beban penuh adalah :

  GR  =

  sin

  Wt 13 . 540

  = = 0,2817

  48 . 060 o o

   = 16,36 16 .

  

  Maka loader jika dalam keadaan beban penuh sudut kelandaian yang

  o mampu diatasi adalah sebesar 16 .

  c. Tahanan total (total resistance, TR) Tahanan total merupakan penjumlahan tahanan gelinding dan tahanan kelandaian. Untuk perhitungan tahanan total dapat ditentukan dengan Persamaan 2.3 (Rochmanhadi, 1982, hal 9)

  TR = RR + GR ……………………………………………….2.3 TR = 2.403 + 13.540 = 15.943 kg.

  2.2.3 Traksi kritis Tenaga mesin hanya dapat dijadikan menjadi traksi yang maksimal apabila ada gesekan yang cukup antara permukaan roda kelabang dengan permukaan tanah tempat loader tersebut bekerja. Apabila gesekan tersebut kurang, maka tenaga berlebih yang dilimpahkan kepada roda hanya akan menyebabkan slip.

  Untuk mengetahui traksi kritis dari loader dapat ditentukan dengan Pesamaan 2.4 (Rochmanhadi, 1982, hal 9)

  Traksi kritis = Ct  Wt ……………………………………………..2.4 dengan; Ct = koefisien traksi,dari Tabel 2.3

  Dari Tabel 2.3 diketahui Ct untuk jenis roda kelabang sebesar 0,90 (dengan tipe landasan jalan datar tanpa pengerasan dan kering) maka: Traksi kritis = 0,90 48.060 = 43.254 kg.

  

  2.2.4 Drawbar Pull Dari tenaga mesin secara keseluruhan setelah dikurangi untuk mengatasi gesekan-gesekan mekanisme traktor, untuk tenaga menggerakkan kendaraannya sendiri dan pengaruh lainnya yang mengurangi daya guna mesin, maka sisanya dihitung sebagai Drawbar Pull.

Table 2.2 Koefisien tahanan gelinding

  (Rochmanhadi, Alat-alat berat dan kegunaannya, 1982, hal 8)

  C RR Tipe dan keadaan landasan Roda besi Roda ban Rel besi Beton Jalan, macadam Perkerasan kayu Jalan datar, tanpa pengerasan, kering Landasan tanah keras Landasan tanah gembur Landasan tanah lunak Kerikil, tidak dipadatkan Pasir tidak dipadatkan Tanah basah, Lumpur 0,01

  0,02 0,03 0,03 0,05 0,10 0,12 0,16 0,15 0,15

• 0,04 0,04 0,05 0,09 0,12

  0,12 0,16

• 0,02 0,03
Table 2.3 Koefisien traksi

  (Rochmanhadi, Alat-alat berat dan kegunaannya, 1982, hal 10)

  Jenis roda Tipe dan keadaan tanah Roda ban Cushion track Roda kelabang Lempung, liat kering, tanah kering, jalan datar tanpa pengerasan, kering 0,55 0,70 0,90 Lempung liat basah, lempung liat becek, tanah pertanian basah 0,45 0,55 0,70

• Tempat pengambilan batu
• Pasir basah
• Jalan kerikil, gembur
• Pasir kering, gembur
• Tanah basah, berlumpur 0,65 0,40 0,36 0,20 0,20

  0,45 0,45 0,45

• 0,55 0,50 0,50 0,30

  0,25 2.3 DAYA ENGINE MINIMAL.

  a. Daya untuk mengatasi beban dan hambatan.

  Perhitungan ini diperlukan untuk mengetahui tenaga mesin yang kondisi kerja di lapangan. Daya dari engine dihitung berdasarkan hambatan total maksimum dan kecepatan pada gigi pertama.

  F 

  V Ne =

  ……………………………………………..2.5

  273   _e

  Dengan; Ne = Daya mesin (Hp) F = hambatan total (kg) V = kecepatan travel kendaraan loader (km/jam)

  

 = effisiensi transmisi(%), biasanya diambil sebesar 85%

_e

  Pada loader ini mempunyai kecepatan travel baik maju maupun mundur, dan diketahui kecepatan maju maupun mundur mempunyai tiga tingkat kecepatan; diantaranya adalah sebagai berikut : Kecepatan maju masing-masing adalah :

  a. Kecepatan maju I sebesar 0-3,54 km/jam

  b. Kecepatan maju II sebesar 7,38 km/jam

  c. Kecepatan maju III sebesar 10,9 km/jam Kecepatan mundur masing-masing adalah :

  a. Kecepatan mundur I sebesar 0- 4,37 km/jam

  b. Kecepatan mundur II sebesar 9,13 km/jam c. Kecepatan mundur III sebesar 13,51 km/jam.

  Untuk menentukan daya mesin, kecepatan travel kendaraan diambil pada kecepatan maju I yaitu sebesar 3,54 km/jam.

  Maka : 15 . 943  3 ,

  5 Ne = = 239,71 Hp 273  , 85 b. Daya untuk perlengkapan hidrolis.

  Perhitungan tenaga pompa sangat perlu dipertimbangkan karena untuk mengetahui total daya yang harus disediakan oleh mesin. Meskipun secara nyata pompa tidak bekerja pada waktu yang sama pada kondisi yang maksimum.

  Q  P

  Np = ……………………………………………2.6 455   _p

  Dengan; Q = debit minyak (l/min, LPM) Np = daya untuk pompa (Hp)

  

2

P = tekanan pompa (kg/cm )  = effisiensi pompa (%), dalam hal ini diasumsikan 85% _p

  Dari hasil perhitungan disajikan dalam Tabel 2.4

Table 2.4 Hasil perhitungan daya pompa

  2 No. Pompa Q (l/min) P (kg/cm ) Np (Hp)

  1 Transmisi 405 300 314,15

  2 Steering 307 300 235,8

  3 Attachment 68 300 52,7 Berdasarka Tabel 2.4 didapat daya pompa total yang di butuhkan untuk perlengkapan hidrolis dengan menjumlahkan ketiga daya pompa yang di ketahui, sebesar 602,65 Hp.

  Sehingga daya total yang dibutuhkan oleh loader tersebut untuk mengatasi hambatan dan untuk perlengkapan hidrolis adalah : Ne total = 602,65 + 239,71 = 842,35 Hp. Sehingga dipilih diesel engine, dan untuk spesifikasi dari mesin yang dipilih ditunjukkan dalam Tabel 2.5

Table 2.5 Spesifikasi mesin

  (Sumber : www.komatsu.co.id )

  Engine model Komatsu, SAA12V140ZE-2 Engine type 4-cycle, watercooled, turbo charged aftercooled Gross Horse Power 853 Hp @ 2000 rpm

  Number of cylinder

  12 Bore and stroke 140 mm x 165 mm Piston displacement 30,5 ltr governor Electronic fuel control

  BAB III TORQUE CONVERTER

  3.1 TORQUE CONVERTER Untuk memindahkan tenaga yang dihasilkan oleh engine ke power train berikutnya dipakai suatu alat yang disebut torque converter, atau kadang-kadang disebut juga dengan pengubah torsi.

  Karena torque converter bekerja menggunakan oli, maka didapatkan keuntungan-keuntungan antara lain tidak berisik dan dapat meredam getaran- getaran yang ditimbulkan baik oleh engine maupun dari power train. Semua getaran tersebut diredam oleh oli yang ada didalam torque converter itu sendiri.

  Disamping itu satu keunggulan torque converter adalah torque output yang dihasilkan dapat berubah-ubah sesuai dengan besar kecilnya beban unit tanpa terjadi engine stall.

  3.2 Elemen Torque converter

  a. Pompa (impeller) Pompa ini dipasang/dihubungkan dengan flywheel oleh drive

  case dan digerakkan langsung oleh engine. Jadi begitu engine

  berputar, maka pompa juga ikut berputar sehingga oli yang ada didalamnya akan terlempar karena gaya sentrifugal dan bentuk dari sudu pompa itu sendiri. Dengan kata lain fungsi dari pompa adalah merubah energi mekanis dari engine menjadi tenaga kinetis kepada oli yang diberikan kepadanya. b. Turbin (Runner) Turbin dipasang tetap pada output shaft dan berfungsi merubah energi kinetis dari oli yang diberikan oleh pompa menjadi energi mekanis pada output shaft nya. Seperti halnya pompa, turbin pun terdiri atas sudu-sudu dimana oli masuk dan keluar melewati sudu tersebut.

  c. Stator (Reaktor) Stator dipasang tetap pada housing yang berfungsi mengarahkan aliran oli dari sudu-sudu turbin untuk masuk kembali ke sudu-sudu pompa sesuai dengan arah putaran pompa sehingga aliran oli yang masih mempunyai tenaga kinetis akan membantu mendorong dan memperingan kerja pump dan selanjutnya akan memperbesar tenaga kinetis dari outlet pompa berikutnya.

  3.3 Prinsip kerja torque converter Jika pompa berputar (putaran engine) dan pada sudu-sudunya penuh dengan oli maka pompa akan menghasilkan oil flow dalam bentuk energi kinetis dan masuk ke sudu-sudu turbin. Akibatnya turbin akan berputar dan menggerakkan poros output. Sisa oil flow yang masih mempunyai energi kinetis dari turbin masuk ke sudu-sudu stator dan selanjutnya mengalir ke arah mana pompa berputar. Jika oli tidak ada atau kekurangan di dalam torque converter, maka turbin tidak berputar dan tidak akan ada tenaga engine yang dipindah ke output shaft .

  Keterangan :

  1. Input shaft

  2. Flywheel

  3. Drivecase

  4.Pump

  5.Turbin

  6. Stator

  7. Output shaft

  8. Bearing

Gambar 3.1 Prinsip kerja torque converter

  (PT.United Tractor, Buku pegangan sistem pemindah hidrolis, 1983, hal. 1-6)

  3.4 Free Wheel

  Free wheel dipasang pada stator dan terletak antara stator dan porosnya

  yang berfungsi agar stator tersebut dapat berputar kesatu arah saja pada porosnya dan nantinya akan berfungsi juga untuk menaikkan effisiensi torque converter.

  Type Free wheel ada dua macam, yaitu :

  a. Roller type

  b. Sprag type

  a. Roller type free wheel

  Konstruksi roller type free wheel ditunjukan pada Gambar

  3.2. Apabila stator diputar pada porosnya searah tanda panah, roller akan bergerak kekanan kearah ruangan yang sempit dan stator akan terkunci dan diam terus (Gambar 3.2 a)

  Apabila stator diputar searah tanda panah, roller akan bergerak kekiri kearah ruangan yang lebih luas melawan spring sehingga memungkinkan stator dapat berputar dengan lancar (Gambar 3.2 b)

Gambar 3.2 Roller type free wheel

  (PT.United Tractor, Buku pegangan sistem pemindah hidrolis, 1983, hal. 1-16)

b. Sprag type free wheel

  Pada sprag type A lebih panjang dari B (Gambar 3.3 c) Apabila stator diputar searah panah, sprag akan bergeser kekiri sesuai dengan arah panah yang mana pada posisi ini A lebih panjang daripada jarak antara stator dengan poros sehingga stator akan terkunci (Gambar 3.3 a)

  Apabila stator diputar searah tanda panah, akan dapat berputar dengan lancar, selama B lebih pendek dari pada jarak antara stator dan porosnya (Gambar 3.3 b)

Gambar 3.3 Sprag type free wheel

  (PT.United Tractor, Buku pegangan sistem pemindah hidrolis, 1983, hal. 1-16) 3.5 Pemilihan torque converter.

  Torque converter ini terdiri dari elemen-elemen seperti pompa, turbin dan

  stator, maka tidak dilakukan pembahasan tentang elemen-elemen tersebut. Karena pada dasarnya kita tinggal memilih pompa, turbin maupun stator sesuai dengan kebutuhan berdasarkan torsi yang diinginkan.

  Pada perancangan ini digunakan torque converter 3-element, single stage,

  

single phase . Three element artinya torque converter ini mempunyai 3 komponen

  utama yaitu 1 buah pompa, 1 buah turbin, dan 1 buah stator. Single stage artinya torque converter tersebut mempunya satu buah turbin. Single phase artinya torque converter tersebut mempunyai satu buah stator dan dipasang fix.

Gambar 3.4 Grafil karakteristik torque converter 3- element single phase, single stage

  Dari gambar 3.4 diatas diambil effisiensi torque converter yang terbesar yaitu sekitar 85 % sehingga diperoleh speed ratio torque converter (e) sebesar 0,6.

  Dari speed ratio tersebut dapat juga diketahui torque ratio (t)sebesar 1,3.

  Bila putaran dari engine sebesar 2000 rpm masuk kedalam torque converter, maka keluaran dari torque converter sebesar : 2000 rpm x 0,6 = 1200 rpm

  BAB IV TORQFLOW TRANSMISSION Untuk mengerjakan suatu proyek, sebuah alat berat dituntut untuk dapat bekerja secara maksimal. Oleh karena itu, alat berat harus memiliki tingkat kecepatan yang dapat mendukung siklus kerjanya dan daya yang dimilikinya dapat digunakan secara maksimal. Maka dalam sistem penerus daya diperlukan bagian yang dapat mengubah perbandingan kecepatan, baik untuk kecepatan maju ataupun mundur dalam beberapa tingkat kecepatan. Bagian penerusan daya tersebut adalah toqflow transmission.

  Berikut beberapa keuntungan menggunakan sistem torqflow transmission: 1. Transfering torque lebih luas, sehingga lebih tahan lama.

  2. Operasinya lebih mudah dan lincah.

  3. Setiap perpindahan kecepatan dan arah gerak maju atau mundur tanpa menghentikan putaran input shaft.

  4. Kerjanya lebih halus.