Perancangan Sistem Transmisi Untuk Penerapan Energi Laut Zeno(1) dan Irfan Syarif Arief, ST.MT(2) (1) Mahasiswa Teknik Sistem Perkapalan ITS, (2),(3)Staff Pengajar Teknik Sistem Perkapalan ITS, Fakultas Teknologi Kelautan, Institut Teknologi Sepuluh Nopember (ITS) Jl. Arief Rahman Hakim, Surabaya 60111 E-mail:
[email protected] Abstrak — Saat ini banyak dikembangkan pemanfaatan energi laut sebagai tenaga listrik, salah satunya Pembangkit listrik tenaga Gelombang Laut. Tentunya diperlukan sistem transmisi untuk mentransmisikan daya dan putaran poros agar lebih cepat ke generator sehingga daya yang dihasilkan semakin besar. Perancangan ini bertujuan untuk mendapatkan rancangan planetary gear yang diberi pemberat pada ketiga planet gearnya yang hasilnya akan didapatkan putaran output yang tinggi dan juga rancangan konstruksi gear dan poros berdasarkan analisa tegangannya. Pada perancangan ini divariasikan sudut bandul ponton (20°,25°,30°,35°,40°) dan tebal pemberat pada planetary gear (30 mm, 50 mm, 80 mm).dengan rancangan ini akan dihasilkan putaran terendah 913.7 rpm pada variasi pemberat planet gear tebal 80 mm dan sudut bandul ponton 20° serta putaran tertinggi 1569.3 rpm pada variasi pemberat planet gear tebal 80 mm dan sudut bandul ponton 20°.
II. URAIAN PENELITIAN Berikut ini adalah alur dari kegiatan yang dilakukan untuk menyelesaikan permasalahan dalam penelitian ini: A. Tahap Telaah Berbagai literatur digunakan dalam menunjang penelitian. Mulai dari teori terhadap gelombang seperti periode, amplitudo dan hal lainnya. Selain teori terhadap gelombang, dicari pula literatur terhadap rumus dan nilai tegangan yang terjadi pada mooring line. B. Pengumpulan data Merupakan tahap dimana mengumpulkan data seperti variasi model dan lain lain. Kemudian didapatkan data sebagai berikut : design kecepatan putaran 15 rpm dengan panjang lengan bandul 1,5 m dan berat desain bandul maksimal 270 kg. Data lainnya menggunakan asumsi/variasi. Variasi yang dilakukan yaitu pada variasi sudut kemiringan bandul ponton (20°,25°,30°,35°,40°) dan variasi tebal pemberat pada planet gear yaitu 30 mm, 50 mm, 80 mm.
Kata Kunci : Planetary Gear, Sistem transmisi, energi laut,
ponton I. PENDAHULUAN
C. Perancangan Gear Merupakan Tahap dimana dilakukan perancangan dimensi gear dan poros, analisa gaya, kekuatan, pemilihan material gear dan poros sebelum dilakukan penggambaran model.
INDONESIA sebagai negara kepulauan memiliki + 17.508 pulau dengan panjang garis pantai + 81.290 km, artinya Indonesia memiliki potensi energi laut yang sangat besar kususnya gelombang laut. Pada masa sekarang banyak teknologi pembangkit tenaga listrik di Indonesia yang salah satunya yaitu Pembangkit Listrik Tenaga Gelombang – Sistem Bandul (PLTGL-SB) yang sedang dikembangkan untuk mengatasi ketersediaan listrik di salah satu tempat di Indonesia. Tentunya diperlukan sistem transmisi untuk mentransmisikan daya dan putaran poros ke generator. Pada Tugas Akhir ini akan dilakukan perancangan Sistem Transmisi untuk Penerapan Energi Laut secara simulasi dan perhitungan kekuatan
D. Penggambaran Model Pada tahap ini dilakukan penggambaran model Planetary Gear dengan menggunakan software Solidworks. Tahapannya yaitu untuk penggambaran Arm dan poros dilakukan pada part section, sedangkan untuk gearnya menggunakan fasilitas tool box. Setelah itu digabungkan semuanya pada assembly section yang kemudian di “mate” semua bagian tersebut agar menjadi konstruksi planetary gear yang di inginkan.
Permasalahan-permasalahan yang diangkat dalam penelitian ini, antara lain: 1. Perancangan dan perhitungan kekuatan planetary gear 2. RPM output yang dihasilkan planetary gear berdasarkan variasi pemberat dan sudut kemiringan bandul ponton 3. Menenetukan torsi output yang dihasilkan Sedangkan tujuan dari penelitian ini ialah untuk menjawab pertanyaan di atas.
E. Solidworks Static Stress Simulation Setelah dilakukan penggambaran model berdasarkan perhitungan, maka diperiksa kekuatan gear dan porosnya dengan menggunakan static stress simulation di solidworks untuk validasi perhitungan yang telah dilakukan F. Motion Analysis Setelah model digambar di SolidWorks, maka dilakukan motion analysis atau analisa gerakan gear yang dipengatuhi oleh pemberat pada planet gearnya. Disini dicari RPM yang 1
dihasilkan akibat pengatuh pemberat pada planet gearnya dan torsi input.
G. Pengambilan Kesimpulan Apabila perhitungan dan analisa dapat diterima, maka langsung dapat diambil kesimpulan semua analisa tersebut diatas tentang bagaimana rancangan Planetary Gear yang paling optimal
Langkah 3 (mencari dan menentukan gaya & beban pada roda gigi) Pitch line velocity : fpm Gaya tangensial :
III. HASIL DAN PEMBAHASAN
3.1 Perhitungan Kekuatan Gear Tahap awal perancangan sistem transmisi yaitu penentuan beberapa parameter dasar seperti modul, jumlah dan sudut gigi, tebal gigi, rasio diameter, rpm dan torsi Untuk perhitungan torsi pada variasi sudut lainnya yaitu : Beban dinamis : Karena Vp < 600 fpm, maka √
lb
Berikut merupakan parameter dasar yang ditentukan : Jenis
planetary gear
Modul
Tebal gear
5
diametral pitch putaran input
5,08 15
Beban keausan ijin : Rumus dasar :
rpm
ratio diameter
6
jumlah gigi sun gear
50
jumlah gigi planet gear
100
Q
buah buah
Kemudian dengan syarat :
0
sudut tekan (ø)
20 full depth
diameter sun gear
250
mm
9,8425
inch
diameter planet gear
500
mm
19,685
inch
1500
mm
59,06
inch
panjang lengan bandul berat bandul Torsi
270
Kg
221433,7493
595,08
Beban bending ijin : Rumus dasar :
lbf
lbf.inch
Langkah 4 (analisa kekuatan terhadap patahan) Analisa Kekuatan Pinion Persamaan tegangan yang terjadi pada akar gigi :
Roda
gigi
akan
T Sad
setelah ditentukan parameter inputnya, lalu dilakukan perhitungan untuk menentukan kekuatan gear dan poros. Langkah 1 (menentukan dan mencari dimensi roda gigi) Jumlah gigi : Dengan asumsi M = 5, didapat :
2.dg 2.Ntg dp dg Ntp Ntg
aman
jika
Langkah 5 (analisa kekuatan terhadap keausan) Analisa Kekuatan Pinion - Persamaan dasar keausan menurut metode AGMA : √
Langkah 2 (mencari dan menentukan daya yang di transmisikan) Daya yang ditransmisikan yaitu :
- Persamaan keausan yang diijinkan : (
2
memenuhi
)
Kesimpulan Dimensi utama roda gigi : Karakteristik Lebar gigi Sudut tekan Diametral pitch Modul Jari-jari Jumlah gigi Bahan (material)
3.2 Perhitungan poros Perencanaan & Perhitungan Poros input sun gear Sketsa Gaya-Gaya pada poros model 3D
Planet Gear Sun Gear 50 mm = 1.968 inch 200 Full 200 Full Depth Depth 5,08 5 250 mm 500 mm 100 50 AISI 4340 AISI 4340 steel steel normalized normalized hardness 321 hardness 321 BHN BHN
Gambar 4. 1 Sketsa gaya pada poros input (Sun Gear) Untuk perhitungan dengan konstruksi poros yang arahnya vertikal seperti ini, maka gaya-gaya yang menyebabkan terjadinya puntiran hanya terjadi pada beban vertikal saja, sehingga analisa gaya yang dicari adalah analisa gaya dari bidang vertikal.
Tabel 4. 1 kesimpulan dimensi pasanagn gear yang dipakai
Kekuatan roda gigi :
Analisa gaya bidang vertikal Dengan konstruksi sedemikian, pada poros I (input) ini momen paling besar yaitu berasal dari momen bandul sebesar 2551,22 Nm. Untuk perhitungan momen pada masing-masing titik adalah menggunakan cara perbandingan sebagai berikut :
Kekuatan roda gigi :
Sedangkan untuk gaya yang terjadi pada setiap titik sama dengan gaya pada titik A yaitu
Sehingga diagram momen dan diagram gaya yang dihasilkan adalah
Gambar 4. 2 diagram momen dan gaya poros input Analisa Torsi dan Momen Total - Momen total :
Tabel 4. 2 kesimpulan kekuatan pasangan gear
3
-
Torsi : T = TA = 2551,22 Nm = 22580,25 lb.in
Analisa gaya bidang vertikal Dengan konstruksi sedemikian, pada poros II (poros planet gear) ini momen paling besar pada titik F yaitu berasal dari sun gear. Momen pada sun gear tersebut 811752 Nmm. Sedangkan momen pada planet gear merupakan 1/3 dari momen yang ada di sun gear. Sehingga nilai momen di planet gear menjadi 270584,363 Nmm Untuk mencari gaya pada titik G yaitu : ME = 0 searah jarum jam + Fv (140) + Gv(280) = 0 5798,236(140) + Gv(280) = 0 Gv = 2899,118 N Untuk mencari gaya pada titik E yaitu : MG = 0 searah jarum jam + Ev(280) + Fv (140) = 0 Ev(280) + 5798,236 (140) = 0 Ev = 2899,118 N
Menghitung Diameter Poros Dengan asumsi-asumsi sebagai berikut : 1. Beban yang terjadi adalah beban statis 2. Dimensi poros adalah pejal atau Di = 0 3. Bahan yang digunakan adalah AISI 4030 steel annealed Su = 745 MPa ; Syp = 470 MPa Karena hanya menggunakan persamaan yang digunakan adalah :
momen puntir,
[5]
Maka
Untuk perhitungan momen pada masing-masing titik adalah menggunakan cara perbandingan sebagai berikut : MF = 270584,363 Nmm MF (140) – MG (0) = 0 MG = 0 MF = 270584,363 Nmm ME (0) - MF (140) = 0 ME =0
2
Tegangan geser yang diijinkan τa (kg/mm ) untuk pemakaian umum pada poros dapat diperoleh dengan berbagai cara, salah satunya τa dihitung atas dasar batas kelelahan puntir adalah 18% dari kekuatan tarik σB (sesuai standar ASME)
Sehingga material AISI 1045 steel cold drawn dapat digunakan karena tegangan ijin material lebih besar daripada tegangan geser torsional nya. Berikut material yang dipilih
Perencanaan & Perhitungan Poros planet gear
Gambar 4. 4 diagram momen dan gaya poros planet gear
Gambar 4. 3 Sketsa gaya pada poros Planet Gea) Untuk momen input yaitu MA sudah diketahui yaitu berasal dari momen bandul sebesar 2551,22 Nm. Berbeda dengan poros input yang hanya menggunakan momen puntir, poros pada planet ini, momen yang terjadi hanya momen bending. Hal ini dikarenakan hanya ada gaya horizontal pada poros planet yang posisinya vertikal. Gaya horizontal ini dikarenakan adanya planet gear yang berputar berevolusi mengelilingi sun gear. Untuk momen puntirnya dianggap tidak ada karena pada planet gear dipasang bearing sehingga dianggap menghilangkan momen puntir.
Dengan asumsi-asumsi sebagai berikut : 1. Beban yang terjadi adalah beban statis 4
2. 3.
Dimensi poros adalah pejal atau D = 40 mm Bahan yang digunakan adalah AISI 1045 steel Su = 745 MPa ; Syp = 470 MPa 4. Safety factor, N = 2.5 Maka persamaan yang digunakan adalah :
AISI 4030 steel annealed dengan UTS 745 Mpa dapat digunakan. Stress analysis pada planet gear Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada planet gear :
√ Dimana :
;
Sehingga : √ √
Sehingga perhitungan safety factor nya menjadi
Sehingga tegangan maksimal akibat bending dapat diterima karena kurang dari tegangan ijin material yang di pilih.
Gambar 4. 6 hasil simulasi Stress analysis pada planet gear
3.3 Stress Analysis
Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum bending stress pada planet gear tersebut berada pada titik maksimum 22,308 psi yang ditunjukkan letaknya pada gambar diatas.
Stress analysis pada poros input (sun gear) Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada poros input sun gear :
Stress analysis simulation (tegangan kerja) pada gear tooth (sun gear) Berikut ini merupakan hasil dari stress analysis pada tegangan kerja yang terjadi pada gear tooth pada sun gear :
Gambar 4. 5 hasil simulasi Stress analysis poros input Gambar 4. 7 hasil simulasi Stress analysis (tegangan kerja) gear tooth
Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum torsional shear stress pada poros input tersebut berada pada titik maksimum 106,659 MPa yang ditunjukkan letaknya pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai bila di bandingkan dengan hitungan yang nilainya 103,9044 Mpa. Dengan tegangan ijin material 133,0357 MPa untuk pemilihan material yang syaratnya 18% UTS, material
Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum tegangan kerja pada gigi dari sun gear tersebut berada pada titik maksimum 23.885 Psi yang ditunjukkan letaknya pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai 5
bila di bandingkan dengan hitungan yang nilainya 22.794,3886 Psi. Hal ini menunjukkan bahwa material yang dipilih yaitu AISI 4030 steel normalized dengan tegangan izin 29125 Psi bisa digunakan. Karena dengan syarat tegangan kerja kurang dari kekuatan material (tegangan ijin material), maka material ini bisa digunakan Stress analysis simulation poros planet gear Berikut ini merupakan hasil stress analysis pada poros planet gear
Gambar 4. 9 hasil simulasi Factor of safety poros planet gear
3.4 Motion Analysis Pada bagian ini dilakukan analisa putaran terhadap gerakan planetary gear set yang sudah dirancang. Analisa putaran ini dilakukan dengan input parameter torsi, rpm, dan material. Untuk parameter input yang tidak berubah adalah putaran input 15 rpm, dan material yang didapatkan dari perhitungan diatas yaitu AISI 4340 normalized. Untuk input parameter torsi dilakukan variasi terhadap sudut kemiringan bandul ponton yaitu pada kemiringan 20, 25, 30, 35, 40 derajat [4][6]. Sedangkan untuk variasi kedua yaitu pada tebal dari pemberat pada planet gear yaitu dengan variasi tebal 30,50, 80 mm. Hasilnya ditampilkan pada tabel dan grafik dibawah ini :
Gambar 4. 8 hasil simulasi Stress analysis poros planet gear Dari gambar diatas dapat diketahui bahwa maksimum tegangan kerja pada gigi dari sun gear tersebut berada pada titik maksimum 42,984 MPa yang ditunjukkan letaknya pada gambar diatas. Nilai ini hampir sesuai bila di bandingkan dengan hitungan yang nilainya 43,087 MPa. Berikut ini merupakan safety factor dari poros planet akibat bending stress
Tabel 4. 3 variasi sudut bandul ponton dan pemberat planet gear terhadap putaran yang dihasilkan
6
4.
5.
6.
7. 8.
Dari Gambar 4. 10 , 4. 11 Grafik Perbandingan Sudut bandul dengan putaran yang dihasilkan berdasarkan tebal pemberat planet gear diatas, dapat diketahui bahwa semakin besar sudut bandul ponton, semakin tinggi pula RPM output yang dihasilkan. Karena semakin tinggi torsi yang ditransmisikan, semakin tinggi pula putaran output yang dihasilkan. Begitu pula sebaliknya. Dapat dilihat juga bahwa semakin berat pemberat pada tiap planet gear, maka semakin rendah putaran yang terjadi. Hal ini dikarenakan semakin berat planet gear nya, semakin rendah putaran yang dihasilkan
Dari variasi sudut bandul ponton (20°, 25°, 30°, 35°, 40°), semakin besar sudut bandul, semakin tinggi torsi yang dihasilkan Dari hasil motion simulation di solidworks, semakin besar sudut bandul ponton, semakin tinggi pula RPM output yang dihasilkan. Karena semakin tinggi torsi yang ditransmisikan, semakin tinggi pula putaran output yang dihasilkan. Begitu pula sebaliknya. Dari hasil motion simulation di solidworks, semakin kecil tebal pemberat planet gear, semakin besar juga semakin tinggi RPM yang dihasilkan. Hal ini dikarenakan planet gearnya semakin ringan sehongga putaran semakin tinggi. Begitu pula sebaliknya. Torsi output yanghnjhnj dihasilkan nilainya setengah dari torsi input Daya output didapatkan semakin besar sudut bandul ponton, semakin tinggi pula daya output yang dihasilkan karena daya dipengaruhi oleh RPM dan torsi. V. SARAN
Saran yang dapat diberikan dari penelitian ini adalah : 1. Diperlukan pembuatan secara langsung untuk model maupun benda nyata dari planetary gear ini guna mendapatkan nilai yang lebih valid 2. Dilakukan analisa tegangan menggunakan software lain yang bisa mensimulasikan tegangan kontak pasangan gear seperti Ansys FEM UCAPAN TERIMA KASIH Penulis mengucapkan terima kasih kepada Bapak Irfan Syarif Arief ,ST.MT dan Bapak Ir. Tony Bambang Musriyadi, PGD, selaku dosen pembimbing atas arahan dan bimbingannya. Terima kasih kepada seluruh pihak yang telah membantu baik secara langsung maupun tidak langsung dalam penelitian ini sehingga Penelitian ini dapat diselesakan.
Pada Gambar 4. 12 Grafik Daya output yang dihasilkan berdasarkan nilai RPM dan torsi pada masing-masing variasi, yaitu semakin tinggi RPM output dan Torsi output yang dihasilkan, maka semakin besar daya yang dihasilkan. Hal ini dapat dilihat nilai maksimum daya yang didapatkan dari berbagai variasi tersebut yaitu 240.9 Hp dan nilai minimum yaitu 73.1 Hp
DAFTAR PUSTAKA [1]
[2] [3] [4]
IV. KESIMPULAN Dari analisa diatas, dapat disimpulkan bahwa : 1. Perancangan sun gear dengan jumlah gigi 50 buah, diameter 250 mm, modul 5 dan tebal 50 mm sedangkan Perancangan planet gear dengan jumlah gigi 100 buah, diameter 500 mm, modul 5 dan tebal 50 mm. 2. Dari setiap perhitungan perancangan planetary gear set tersebut, sudah sesuai dengan hasil simulasi walaupun ada sedikit perbedaan. 3. Perancangan planetary gear set dan material yang dipilih dapat diaplikasikan untuk di buat modelnya
[5] [6] [7]
Deutschman D. Aaron, Michels J. Walter, Wilson E. Charies. 1975. MACHINE DESIGN THEORY AND PRACTICE. Macmillan Publishing Co. New york ELECTROMECHANICAL DESIGN HANDBOOK George W. Michalec. MACHINE ELEMENT. Engineering and Science, Stevens Institute of Technology Resolution A.749(18). CODE ON INTACT STABILITY FOR ALL TYPES OF SHIPS COVERED BY IMO INSTRUMENTS. http://staff.unila.ac.id/suudi74/files/2012/09/MateriPOROS-dengan-BEBAN-PUNTIR.pdf http://jagunglimabelas.blogspot.com/2013/03/mengenalstabilitas-kapal.html http://www.phy.mtu.edu/~suits/PH3110/pendulums.html .
7
