## RANCANG BANGUN PLANETARY GEAR PADA SISTEM ENERGY RECOVERY BERDASARKAN PUTARAN GAYA NORMAL SPRING
Muhammad Anwar 1 , Dwi Yuliaji 2 Gatot Eka Pramono 3
123 Fakultas Teknik dan Sains, Universitas Ibn Khaldun Bogor e-mail: way.wajahtunggilis@gmail.com 1 , gatotekapramono@gmail.com 3

## ABSTRAK
Di  dalam  merancang kinetic  energy  recovery  system (KERS)  sangat  erat  hubungannya  dengan perancangan  roda  gigi  karena  energi  dari  roda  gigilah  yang  akan  digunakan  sebagai  sumber  KERS pada  saat  pengereman.  Oleh  karena  itu,  diperlukan  dimensi  roda  gigi planetary gear dan  torsi  yang dihasilkan  berdasarkan  putaran spring .  Perancangan  roda planetary  gear dan  torsi  yang  dihasilkan berdasarkan rotasi gaya pegas normal. Dalam perancangan roda planetary gear , jumlah gigi sun gear adalah 27 gigi, 50 carrier gear , dan 128 ring gear . Angka toleransi pada roda gigi planetary gear ini masih  pada  batas  toleransi  sehingga  roda  gigi planetary  gear aman  untuk  dioperasikan.  Kemudian torsi  yang  dihasilkan  berdasarkan  putaran spring sebesar  21,63  Nm 2 .  Gaya  tangensial  yang  terjadi berdasarkan  putaran spring pada  roda  gigi  pada  beban  2,100  kg  sebesar  19,358  N,  tegangan  lentur pada roda gigi sebesar 0,520911 Mpa, dan tegangan kontak roda gigi sebesar 15,986 Mpa. Besarnya tegangan  yang  terjadi  pada  roda  gigi  ≤  dari yield  strength sebesar  254  Mpa,  maka  roda  gigi  cukup aman.
Kata kunci :  carrier gear, kers, pelanetary gear, sun gear, yield strength.

## ABSTRACT
In designing the kinetic energy recovery system (KERS), it is very closely related to the design of the gears because the energy from the gears will be used as a source of KERS when braking. Therefore, planetary gear gears and torque are required based on  the spring rotation. The design of planetary gear wheels and the resulting torque is based on normal spring force rotation. In designing planetary gear wheels, the number of gears in the sun gear is 27 gears, 50 carrier gears and 128 ring gears. The tolerance figure on the planetary gear is still at the tolerance level so that the planetary gear is safe  to  operate.  Then  the  torque  generated  is  based  on  21.63  Nm2  spring  rotation.  The  tangential force  that  occurs  based  on  the  spring  rotation  of  the  gears  at  a  load  of  2,100  kg  is  19,358  N,  the flexural  stress  on  the  gears  is  0.520911  Mpa,  and  the  gear  contact  stresses  are  15.986  MPa.  The amount of stress that occurs in the gear ≤ of the yield strength of 254 Mpa, the gear is quite safe.
Keywords: carrier gear, kers, pelanetary gear, sun gear, yield strength.

## 1. PENDAHULUAN
Sepeda  merupakan  alat  transportasi  yang penggunanya  terus  meningkat,  mulai  dari kalangan anak-anak hingga dewasa. Penggunaan sepeda  bukan  hanya  sebagai  alat  transportasi untuk  mengurangi  polusi  di  Indonesia,  tetapi digunakan  untuk  olahraga.  Jika  dibandingkan dengan  kendaraan  roda  2  dalam  hal  ini  sepeda motor,  sepeda  dapat  mengurangi  penggunaan bahan  bakar  fosil  yang  sudah  mengalami penurunan  produksi  terus-menerus.  Oleh  karena itu, sangat direkomendasikan untuk
menggunakan  sepeda  sebagai  moda  transportasi demi  menghambat  laju  peningkatan  polusi (Satria et al., 2016).
Berdasarkan  hasil  pengamatan  pada  sepeda yang  sedang  berjalan,  penelitian  ini  bermaksud untuk  merancang  sebuah  sistem  dari  transmisi roda  belakang  sepeda,  Dari  sepeda  yang  sedang berjalan tersimpan energi yang bisa dimanfaatkan.  Energi  ini  disebut  dengan  energi terbuang.  Pemanfaatan  energi  ini  dengan menggunakan  sistem kinetic  energy  recovery system (KERS).  KERS  adalah  alat  untuk meningkatkan kekuatan mesin dengan
memanfaatkan tenaga yang terbuang dari proses pengereman.  KERS  adalah  suatu  upaya  untuk menyimpan sistem kinetik yang terbuang selama pengereman  untuk  digunakan  sebagai  tambahan tenaga  pada  saat  kendaraan  mulai  berjalan  atau berakselerasi. Pada sistem pengereman konvensional,  energi  kinetik  karena  kecepatan kendaraan  diubah  menjadi  energi  panas  melalui gesekan  antara  kanvas  rem  ( disc  pad )  dengan piringan cakram ( disc ) atau tromol ( brake drum ) yang  kemudian  dilepas  ke  udara.  KERS berfungsi menghasilkan energi lain seperti listrik dan  inersia  yang  berasal  dari  energi  gerak  atau kinetic.  Energi  lain  tersebut  kemudian  disimpan untuk  dapat  digunakan  kembali  di  masa  yang akan datang, sistem pengereman yang dimanfaatkan  KERS  ini  lebih  dikenal  dengan regeneration braking system (Boretti, 2010). Artikel  ini  akan  membahas  mengenai dimensi roda gigi planetary gear dan torsi yang dihasilkan berdasarkan putaran spring.

## 2. METODE PENELITIAN
Penelitian  ini  dilakukan  di  Lab  Mekanika dan Manufaktur. Tahapan penelitian dimulai dari pencarian  referensi  terkait  dengan  rancang bangun planetary  gear .  Kemudian,  melakukan perancangan planetary  gear untuk  transmisi sepeda yaitu untuk  memanfaatkan  energi  yang terbuang dari  pengereman  sepeda saat berjalan. Perancangan dibagi menjadi 3, yaitu desain spur gear,  carner  gear, dan ring  gear .  Kemudian dilakukan  sistem  manufaktur  atau  pembuatan planetary  gear.  Hasil  dari  proses  manufaktur dijui  dengan  melihat  torsi  berdasarkan  putaran spring.  Uji  performa  juga  dilakukan  dengan melihat kondisi planetary gear terhadap temperatur  area  terdekat.  Bila  dari  hasil  uji performa  dan  pengujian  ada  yang  tidak  sesuai, maka  akan  kembali  ke  proses  manufaktur. Proses  penelitian    digambarkan  dengan    bagan aliran  yang dapat dilihat pada Gambar 1.

## Gambar 1. Tahapan penelitian

## 2.1 Alat dan bahan penelitian
Peralatan  yang  digunakan  yaitu  Alat- alat  yang  digunakan  pada  perancangan planetary  gear adalah  mesin  bubut,  mesin scrap, .mesin milling ,  dan  gerinda  untuk menghaluskan  permukaan  yang  kasar,  dan mesin  las  untuk  membuat  rangka.  Bahan- bahan yang akan digunakan pada perancangan planetary gear bisa dilihat pada
Tabel 1.
Ya Tidak

## Tabel 1. Bahan penelitian yang digunakan
No Nama Bahan Spesifikasi Planeray Gear Jumlah 1 Sun Gear S 35 C Kekuatan Tarik = 52 kg/ mm 2
Kekerasan Brinell = 149-207 Tengangan  Lentur  yang  diizinkan  = 26 kg/mm 2 Inside Diameter = ∅ 37 mm
Outside Diameter = ∅ 44 mm Pitch Circle = ∅ 40 mm Pressure Angel = 20 °
Module = 1,5 Number of Teeth = 27 1 2 Carrier Gear S 35 C Kekuatan Tarik = 52 kg/ mm 2 Kekerasan Brinell = 149-207 Tengangan  Lentur  yang  diizinkan  = 26 kg/mm 2 Inside Diameter = ∅ 70 mm Outside Diameter = ∅ 78 mm Pitch Circle = ∅ 75 mm Pressure Angel = 20 °
Module = 1,5 Number of Teeth = 50 3 3 Ring Gear S 35 C Kekuatan Tarik = 52 kg/ mm 2
Kekerasan Brinell = 149-207 Tengangan  Lentur  yang  diizinkan  = 26 kg/mm 2 Inside Diameter = ∅ 189 mm Outside Diameter = ∅ 205 mm Pitch Circle = ∅ 195 mm Pressure Angel = 20 °
Module = 1,5
Number of Teeth = 128
1

## 2.2 Perencanaan roda gigi planetary gear
Perencanaan  roda  gigi planetary  gear diperlukan tahapan perhitungan. Hal ini berfungsi  untuk  menentukan  dimensi  roda  gigi. Planetary gear terdiri dari sun gear, carrier gear dan ring gear (Sularso dan Suga, 2004).

## 2.3 Menentukan dimensi roda gigi
Untuk  menghasilkan  dimensi  roda  gigi planetary  gear ,  diperlukan  suatu  perancangan roda  gigi.  Perencanaan  roda  gigi  dapat menggunakan persamaan nomor 1 berikut. Menentukan modul
𝑚 = 𝑑 𝑧 (1)
Keterangan:
m = modul d = diameter pitch
z
= jumlah gigi
Kemudian persamaan untuk menentukan jumlah gigi  dan  lingkaran  tusuk  dapat  dilihat  pada persamaan 2.
𝑑1 = 𝑍1 𝑚 (2)
Keterangan :
Z1
= jumlah gigi
m = modul
Persamaan untuk menentukan lingkaran kepala / addendum circle dapat dilihat pada persamaan 3.
𝑑𝑘 = (𝑍1 + 2) 𝑚
(3)
Persamaan  untuk  menentukan  lingkaran  kaki/ dedendum circle dapat dilihat pada persamaan 4.
𝑑𝑓 = (𝑑1 − 2,5) 𝑚 (4)
Persamaan untuk menentukan tinggi kepala kaki dapat dilihat pada persamaan 5.
ℎ𝑘 = 1 𝑚 (5) Persamaan untuk menentukan diameter dasar/ base circle dapat dilihat pada persamaan 6.
𝑑𝑏 = 𝑑1 𝑐𝑜𝑠 ∅
(6)
Persamaan untuk menentukan kelonggaran dapat dilihat pada persamaan 9.
𝐶𝐼 = 0,57 𝑚
(9)
Persamaan  untuk  menentukan  tinggi  kaki  gigi dapat dilihat pada persamaan 10.
𝑡 = 𝑚𝜋 (10)
Persamaan  untuk  menentukan  tinggi  kaki  gigi bisa dilihat pada persamaan 11.
ℎ𝑓 = 1,25 𝑚 (11)
Persamaan  untuk  menentukan  tinggi  gigi  bisa dilihat pada persamaan 12.
ℎ𝑘 = 𝑚 (12)
Persamaan  untuk  menentukan  tinggi  kepala gigi/ whole  depth dapat  dilihat  pada  persamaan 13.
ℎ = ℎ𝑓 + ℎ𝑘
(13)
Persamaan  untuk  menentukan  tebal  gigi  dapat dilihat pada persamaan 14.
𝐶 = 𝑡 2 (14)
Persamaan  untuk  menentukan  lebar  gigi  dapat dilihat pada persamaan 15.
𝑏 = 8 𝑚

## (15)

## 2.4  Menghitung  Gaya  Tangensial  pada  Roda Gigi
Untuk  menghitung    gaya    tangensial  yang terjadi  pada roda gigi adalah dengan menggunakan persamaan 16.
𝐹 𝑘𝑡 = 𝐹𝑛 𝑐𝑜𝑠 𝜔 (16)
Keterangan : Fn = gaya normal pada spring 𝜔 = sudut tekan pada roda gigi

## 2.5 Tegangan Lentur pada Roda Gigi
Untuk  kebutuhan  perancangan,  AGMA standar 2001-B88 merekomendasikan persamaan 17.
𝜎 𝐿 = 𝑊 𝑡 𝑚𝐹𝐽 𝑥 𝐾 𝑎 𝐾 𝑠 𝐾 𝑚 𝐾 𝐵 𝐾 𝑉 (17)
Keterangan : W t = gaya tangensial (N) m  = modul (mm) F  = tebal gigi (mm) J  = factor geometri K a = faktor aplikasi untuk kekuatan lentur K s = faktor ukuran untuk kekuatan lentur
K m = faktor distribusi beban untuk kekuatan lentur K B = faktor ketebalan rim K V = faktor dinamik untuk kekuatan lentur

## 2.6 Tegangan Kontak pada Roda Gigi
Roda  gigi  juga  memiliki  beban  kontak. Roda  gigi  akan  mengalami  kontak  dengan  roda gigi  yang  lain  di  permukaannya,  inilah  yang disebut  dengan  beban  kontak  pada  roda  gigi. Untuk  kebutuhan  perancangan,  perhitungan tegangan kontak dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 18.
𝜎 𝑐 = 𝐶 𝑝 √ 𝑊𝑡 𝐹𝐷 𝑝 𝐼 𝑥 𝐶 𝑎 𝐶 𝑠 𝐶 𝑚 𝐶 𝑉 (18)
Keterangan :
C p = faktor elastik (Mpa) W t = gaya tangensial (N) F  = tebal gigi (mm) D p = diameter pitch (mm) I  = faktor geometri C a = faktor aplikasi C s = faktor ukuran C m = faktor distribusi beban C V = faktor dinamik

## 3. HASIL DAN PEMBAHASAN

## 3.1 Hasil Rancang Bangun Sun Gear Z1 27
Pada hasil perancangan planetary gear ini akan menjelaskan  bagaimana  merancang planetary  gear dan  torsi  yang  dihasilkan  berdasarkan  pengujian pada spring . Pada perencanaan planetary gear untuk mendapatkan  hasil  yang  sudah  direncanakan  pada sun  gear bisa  dilihat  pada  hasil  perhitungan  pada Tabel 2.
Dari hasil perhitungan sun gear pada Tabel 1, didapat  nilai  dan  hasil  untuk  membuat  desain  dan produk sun gear . Desain sun gear bisa dilihat pada Gambar 2.
Tabel 2. Data perancangan sun gear Z1 27 Perhitungan Simbol Hasil Modul m 1,5 Jumlah gigi Z 27 Lingkar tusuk dl 40,5 mm Lingkar kepala dk 43,5 mm Lingkar kaki df 36,75 mm Tinggi kepala kaki hk 1,5 mm Diameter lingkar dasar db 38,058 mm Kelonggaran C1 0,855 mm Tusuk t 4,71 mm Tinggi kaki gigi hf 1,875 mm Tinggi kepala gigi hk 1,5 mm Tinggi gigi h 3,375 mm Tebal gigi C 2,355 mm Lebar gigi b 12 mm
Gambar 2. Hasil perencanaan sun gear dengan jumlah gigi 27 buah

## 3.2  Pembahasan  Hasil  Rancang  Bangun  Sun
Gear
Berdasarkan hasil perencanaan dan perhitungan roda gigi sun gear pada Tabel 1.  Dari hasil desain sun gear , selanjunya yaitu proses pabrikasi dari pada sun gear .  Hasil pabrikasi dari sun gear bisa dilihat pada Gambar 3.
Pada  roda  gigi sun  gear terletak  di  pusat susunan  (berada  di  tengah)  seperti  pada  pusat  tata surya . Ia  berfungsi  sebagai  poros  perputaran.    Spur atau helical  gear adalah  hasil  rancangan  dari  sun gear . Roda gigi sun gear bertautan dengan gigi pada carrier  gear.    Carrier  gear adalah  roda  gigi  yang disusun dalam kerangka.
Gambar 3. Hasil pabrikasi sun gear
Dari  hasil  pabrikasi  bisa  saja  mengalami ketidakpasan  atau  tidak  sesuai  ukuran  pada  desain sun  gear ,  untuk  itu  perlu  adanya  pengecekan kembali  pada  hasil  pabrikasi  dari  pada sun  gear , berupa  mengukurnya  kembali  untuk  memastikan hasil  desain  dan  hasil  pabrikasi  sesuai.  Hasil pengukuran bisa dilihat pada Tabel 3.
Tabel  3.  Hasil  pengukuran  ulang  roda  gigi sun gear Perhitungan Simbol Hasil Modul M 1,5 Jumlah gigi Z 26 Lingkar tusuk Dl 41 mm Lingkar kepala dk 42,1 mm Lingkar kaki df 35 mm Tinggi kepala kaki hk 1,4 mm Diameter lingkar dasar db 37,02 mm Kelonggaran C1 0,84 mm Tusuk t 4,00 mm Tinggi kaki gigi hf 1,80 mm Tinggi kepala gigi hk 1,4 mm Tinggi gigi h 3,00 mm Tebal gigi C 2,20 mm Lebar gigi b 12 mm
Dari hasil pengukuran ulang pada roda gigi sun gear , didapatkan nilai toleransi dari kualitas toleransi untuk  roda  gigi sun  gear .    Untuk  lingkaran  tusuk memakai  kualitas  toleransi  1,  lingkaran  kepala memakai  toleransi  kuliatas  1,  lingkaran  kaki memakai  toleransi  kualitas  2,  diameter  dasar memakai  toleransi  kualitas  1  dan  kelonggaran memakai  toleransi  kualitas  01.  Untuk  kelonggaran memakai kualitas 01 karena nilai kelonggran sangat kecil untuk itu dipilih nilai toleransi yang paling kecil untuk  meminimalisir  ketidaksesuain  pada  roda  gigi sun gear . Berdasarkan Tabel 2 harga toleransi untuk diameter sampai dengan 500mm, maka roda gigi sun gear dikatakan aman.  Karena hasil pabrikasi dengan desain  masih  di  batas  harga  toleransi  yang  sudah
ditentukan.  Maka  roda  gigi sun  gear bisa dioperasionalkan.

## 3.3 Hasil Rancang Bangun Carrier Gear Z2 50
Beban  yang  dipikul  akan  mempengaruhi jumlah planetary  pinion .  Contoh  penggunaan berbeda  pada  kendaraan  otomatis  dan heavy  truck . Transmisi  kendaraan  otomatis  memiliki  tiga planetary  pinion dalam planetary  carrier . Heavy duty highway trucks memiliki lima planetary pinion dalam planetary  carrier . Carrier dan  pinion-nya disebut  sebagai  satu  kesatuan  unit gear .    Poros tengah  dikelilingi Planetary  pinion , sun  gear dan lingkari  oleh  anulus  atau  ring  gear.  Perancangan carrier gear bisa dilihat pada Tabel 4.
Gambar 4. Hasil desain carrier gear
Tabel 4. Hasil perencanaan carrier gear Z2 50 Perhitungan Simbol Hasil Modul M 1,5 Jumlah gigi Z 50 Lingkar tusuk Dl 75 mm Lingkar kepala Dk 78 mm Lingkar kaki Df 71,25 mm Tinggi kepala kaki Hk 1,5 mm Diameter lingkar dasar Db 70,47 mm Kelonggaran C1 0,855 mm Tusuk T 4,71 mm Tinggi kaki gigi Hf 1,875 mm Tinggi kepala gigi Hk 1,5 mm Tinggi gigi H 3,375 mm Tebal gigi C 2,355 mm Lebar gigi B 12 mm
Dari  hasil  perancangan  dan  perhitungan  pada Tabel  3,  didapatkan  nilai  dan  hasil  untuk  membuat desain carrier gear . Desain carrier gear bisa dilihat pada Gambar 4.

## 3.4  Pembahasan  Hasil  Rancang  Bangun  Carrier Gear Z2 50
Berdasarkan hasil perencanaan dan perhitungan roda gigi carrier gear pada Tabel 3. Dari hasil desain
carrier  gear ,  selanjunya  yaitu  proses  pabrikasi  dari pada carrier gear . Hasil pabrikasi dari carrier gear bisa dilihat pada Gambar 5.
Gambar 5 merupakan hasil pabrikasi roda gigi planetary  gear yaitu carrier  gear .  Roda  gigi perantara  mengelilingi  poros  tengah  roda  gigi matahari dan dilingkari oleh roda gigi dalam.
Dari  hasil  pabrikasi  bisa  saja  mengalami ketidakpasan  atau  tidak  sesuai  ukuran  pada  desain carrier  gear ,  untuk  itu  perlu  adanya  pengecekan kembali pada hasil pabrikasi dari pada carrier gear , berupa  mengukurnya  kembali  untuk  memastikan hasil  desain  dan  hasil  pabrikasi  sesuai.  Hasil pengukuran bisa dilihat pada Tabel 5.
Gambar 5. Hasil pabrikasi carrier gear Tabel . Hasil validasi carrier gear Perhitungan Simbol Hasil Modul m 1,5 Jumlah gigi Z 50 Lingkar tusuk dl 74 mm Lingkar kepala dk 77 mm Lingkar kaki df 70,20 mm Tinggi kepala kaki hk 1,4 mm Diameter lingkar dasar db 79,30 mm Kelonggaran C1 0,70 mm Tusuk t 4 mm Tinggi kaki gigi hf 1 mm Tinggi kepala gigi hk 1,4 mm Tinggi gigi h 3 mm Tebal gigi C 2 mm Lebar gigi b 12 mm
Dari  hasil  pengukuran  ulang  pada  roda  gigi carrier  gear , maka  didapat  harga  kualitas  dari roda gigi carrier  gear .  Untuk  lingkaran  tusuk  kualitas yang dipakai 1, lingkaran kepala 2, lingkaran kaki 1, diameter dasar roda gigi memakai kualitas toleransi 0.  Untuk  diameter  dasar  roda  gigi  harus  memiliki tingkat ketelitian yang sangat tinggi karena diameter roda gigi sangat mempengaruhi singgungan anatara roda  gigi  pasangannya.  Berdasarkan  toleransi  yang didapatkan untuk roda gigi carrier gear , maka roda gigi carrier  gear dikatakan  aman  karena  hasil pabrikasi masih di batas harga toleransi yang sudah ditentukan.  Jadi, carrier  gear aman  dan  bisa dioperasikan.
E-ISSN 2581-0979

## 3.5 Hasil Rancang Bangun Ring Gear Z3 128
Ring  gear memiliki  fungsi  sebagai  pengikat. Pengikat ini berfungsi menahan keseluruhan gear set dan  memberikan  kekuatan  yang  besar.  Peletakan Ring gear yaitu pada jarak terjauh dari poros pusat. Hal ini mengakibatkan ring gear seperti tuas terbesar pada  poros  pusat. Planetary  gear  set mirip  dengan sistem tata surya. Berikut perancangan ring gear bisa dilihat pada Tabel 6.
Gambar 6. Hasil desain ring gear
Tabel 6. Hasil perancangan ring gear Z3 128 Perhitungan Simbol Hasil Modul m 1,5 Jumlah gigi Z 128 Lingkar tusuk dl 192 mm Lingkar kepala dk 195 mm Lingkar kaki df 188,25 mm Tinggi kepala kaki hk 1,5 mm Diameter lingkar dasar db 181,36 mm Kelonggaran C1 0,855 mm Tusuk t 4,74 mm Tinggi kaki gigi hf 1,875 mm Tinggi kepala gigi hk 1,5 mm Tinggi gigi h 3,375 mm Tebal gigi C 2,355 mm Lebar gigi b 12 mm
Dari  hasil  perancangan  dan  perhitunganroda gigi ring gear , didapat hasil dimensi dan desain ring gear .  Hasil  desain ring  gear bisa  dilihat  pada Gambar 6.

## 3.6  Pembahasan  Hasil  Rancang  Bangun  Ring Gear Z3 128
Dari  hasil  desain  ring  gear,  selanjunya  yaitu proses pabrikasi dari pada ring gear. Proses pabrikasi ini  dengan  menggunakan  Tabel  5.  Hasil  pabrikasi dari ring gear bisa dilihat pada Gambar 7.
Gambar 7. Hasil pabrikasi ring gear
Dari  hasil  pabrikasi  bisa  saja  mengalami ketidakpasan  atau  tidak  sesuai  ukuran  pada  desain ring  gear ,  untuk  itu  perlu  adanya  pengecekan kembali  pada  hasil  pabrikasi  dari  pada ring  gear , berupa  mengukurnya  kembali  untuk  memastikan hasil  desain  dan  hasil  pabrikasi  sesuai.  Hasil pengukuran ring gear bisa dilihat pada Tabel 7. Tabel 7. Validasi roda gigi ring gear Perhitungan Simbol Hasil Modul m 1,5 Jumlah gigi Z 128 Lingkar tusuk dl 193 mm Lingkar kepala dk 197 mm Lingkar kaki df 190 mm Tinggi kepala kaki hk 1,4 mm Diameter lingkar dasar db 180,02 mm Kelonggaran C1 0,70 mm Tusuk t 4,50 mm Tinggi kaki gigi hf 1,70 mm Tinggi kepala gigi hk 1,4 mm Tinggi gigi h 3,20 mm Tebal gigi C 2,02 mm Lebar gigi b 12 mm
Dari hasil pengukuran ulang pada roda gigi ring gear ,  didapatkan  nilai  kualitas  toleransi  dari  pada ring    gear ,  untuk  lingkar  tusuk ring  gear memakai kualitas  toleransi  1,  lingkaran  kepala  memakai kualitas 1, lingkar kaki memakai kualitas 1, diameter dasar ring  gear memakai kualitas 1 dan kelonggaran memakai  kualitas    0,1.  Nilai  rata-rata    kualitas toleransi ring gear memakai kualitas 1 karena untuk putaran planetary  gear harus  memiliki  tingkat ketelitian  yang  sangat  tinggi,  Untuk  nilai  toleransi yang cukup besar mengakibatkan terlalu longgar dan kinerja dari planetary gear kurang  maksimal,  maka untuk  toleransi  ring  gear  memakai kualitas 1. Oleh
karena itu, roda gigi ring gear dikatakan aman karena hasil  pabrikasi  masih  di  batas  harga  toleransi  yang sudah  ditentukan  dan ring  gear bisa  dioperasikan. Hasil  uji  kekuatan  tarik  dan  tegangan  lentur  dapat dilihat pada Tabel 8.
Tabel 8. Bahan planetary gear
Bahan Roda Gigi Planetary Gear Bahan S 35 C Kekuatan Tarik 509 MPa Tegangan Lentur yang diizinkan 254 MPa

## 3.7  Hasil  Perhitungan  Gaya-Gaya  pada  Roda Gigi
Roda  gigi  dapat  mengalami  kerusakan  berupa gigi  patah,  aus atau  berlubang  pada  permukaannya, dan tergores permukaannya karena pecahnya selaput minyak  pelumas.    Pengujian  torsi  pada spring dilakukan untuk mencari beban tarik yang dihasilkan oleh spring . Batas putaran maksimal spring adalah 7 putaran  dalam  1  kali  putaran  penuhnya.  Besarnya nilai tarikan pada spring bisa dilihat pada Tabel 9.
Tabel 9. Hasil pengujian torsi pada putaran
spring Jumlah Putaran Beban (Kg) 1 0,105 2 0,385 3 0,755 4 0,890 5 1,440 6 1,765 7 2,100 Rata-rata 1,062

## 3.8  Hasil  Perhitungan  Torsi  Berdasarkan Putaran Spring
Berdasarkan  pengujian  torsi  pada spring , pengujian  dilakukan  atas  dasar spring memiliki peran penting dalam sistem kinetic energy recovery system (KERS) ini. Spring menyimpan energi pada saat  pengereman  sepeda  jalan,  untuk  itu  perlu mengetahui torsi pada spring ini, spring diuji sampai batas lilitannya.  Maksimal lilitan atau putaran penuh yaitu sampai 7 kali putaran penuh.
Gambar  8.  Pengujian  torsi  berdasarkan  putaran

## spring
Pada  Gambar  8  dilakukan  pengujian  torsi pada spring . Spring diuji  dengan  cara  disimpan di  depan planetary  gear yang  berfungsi  sebagai penerus  daya  poros.  Pada  pengujian  ini didapatkan  hasil  beban  tarikan  berdasarkan pengujian  putaran.  Hasil  pengujian  torsi  pada spring dapat dilihat pada Tabel 9.
Setelah  dilakukan  pengujian,  didapat  hasil pengujian  torsi  pada spring dari  putaran  1  sampai dengan 7 putaran penuh. Berdasarkan data pengujian pada  Tabel  9,  maka  untuk  menghitung  torsi  pada spring bisa menggunakan persamaan 19.
𝑇 = 𝐹𝑔𝑟 (19) Diketahui : T  = Torsi Nm
F  = 2,1 kg r   = 0,105 m g  = 10 m/s 2
Penyelesaian =  2,1 𝑘𝑔 𝑥 10 𝑚/𝑠 2 𝑥 0,105 𝑚 =  2,205 𝑘𝑔𝑚 2 𝑠 2 =  21,63 𝑁𝑚 2
Berdasarkan  data  pengujian  torsi  pada  spring. Diketahui  pada  Tabel  9  bahwa  pada  putaran  ke-7, gaya yang dihasilkan oleh spring sebesar 2,1 kg dan torsi yang dihasilkan pada spring sebesar 21,63 Nm 2 .

## 3.9  Menghitung  Gaya  Tangensial  Berdasarkan Putaran Spring
Gaya tangensial terjadi akibat adanya energi kinetik  yang  tersimpan  pada spring ,  pada  tahap pengujian spring memiliki  batas  putaran maksimum  yaitu  sampai  7  kali  putaran  penuh. Berdasarkan  pengujian  data  dari  setiap  putaran, maka  gaya  tangensial  yang  terjadi  pada  setiap
putaran  bisa  dihitung  dengan  menggunakan persamaan 20.
F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω (20)
Berdasarkan  data  pengujian  putaran  pada  spring, maka gaya tangensial pada setiap putaran bisa hitung sebagai berikut.
Putaran 1 dengan beban 0,105 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  0,105 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  0,098 kg F 𝒌𝒕 =  0,961 N
Putaran 2 dengan beban 0,385 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  0,385 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  0,361 kg F 𝒌𝒕 =  3,549 N
Putaran 3 dengan beban 0,755 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  0,755 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  0,709 kg F 𝒌𝒕 =  6,959 N
Putaran 4 dengan beban 0,890 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  0,890 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  0,836 kg F 𝒌𝒕 =  8,204 N
Putaran 5 dengan beban 1,440 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  1,440 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  1,353 kg F 𝒌𝒕 =  13,274 N
Putaran 6 dengan beban 1,765 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  1,765 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  1,658 kg F 𝒌𝒕 =  16,270 N
Putaran 7 dengan beban 2,100 kg F 𝒌𝒕 =   F 𝒏 cos ω F 𝒌𝒕 =  2,100 cos 20 ° F 𝒌𝒕 =  1,973 kg F 𝒌𝒕 =  19,358 N
Pada  setiap  putaran  spring,  gaya  tangensial yang  terjadi pada roda  gigi dengan  beban  0,105  kg menghasilkan 0,961 N, beban 0,385 kg menghasilkan 3,549 N, beban 0,755 kg menghasilkan 6,959 N, beban 0,890 kg
menghasilkan 8,204 N, beban 1,440 kg menghasilkan 13,274 N, beban 1,765 kg menghasilkan  16,270  N,  beban  sebesar  2,100  kg menghasilkan  19,354  N.    Setelah  gaya  tangensial diketahui, tegangan lentur yang terjadi pada roda gigi bisa dihitung.

## 3.10 Tegangan Lentur pada Roda Gigi
Tegangan  lentur  yang  terjadi  pada  roda  gigi diakibatkan  terjadinya  gaya  tangensial  yang  terjadi pada roda gigi. Berdasarkan pengujian putaran nilai untuk  beban  W t diasumsikan  sebesar  19,354N. Selanjutnya  perhitungan  dengan  menggunakan persamaan 21.
𝜎 𝐿 = 𝑊 𝑡 𝑚𝐹𝐽 𝑥 𝐾 𝑎 𝐾 𝑠 𝐾 𝑚 𝐾 𝐵 𝐾 𝑉 (21)
Diketahui : W t = 19,354 N m = 1,5 mm F = 12 mm J = 0,37 K a = 1 K s = 1,00
K B = 1 K V = 0,6 𝜎 𝐿 = 19,354 1,5𝑚𝑚 𝑥 12 𝑚𝑚 𝑥 0,37 𝑥 1 𝑥 1 𝑥 1,1 𝑥1 0,6 𝜎 𝐿 = 2,906 𝑁 𝑥 1,83 𝜎 𝐿 = 5,31 𝑁𝑚𝑚 2 𝜎 𝐿 = 0,521 𝑀𝑝𝑎
Maka tegangan lentur yang terjadipada roda gigi  sebesar  0,520911  Mpa,  karena  besarnya tegangan lentur yang terjadi ≤ dari tegangan izin roda  gigi  sebesar  254  Mpa,  maka  roda  gigi dikatakan aman.

## 3.11 Tegangan Kontak pada Roda Gigi 𝝈 𝒄
Selain tegangan lentur, gigi juga mengalami beban kontak pada permukaannya. Pada permukaan  roda  gigi  yang  saling  berkontak, akibat adanya gaya tangensial. Untuk kebutuhan perancangan,  persamaan  tegangan  kontak  yaitu pada persamaan 22.
𝜎 𝑐 = 𝐶 𝑝 √ 𝑊𝑡 𝐹𝐷 𝑝 𝐼 𝑥 𝐶 𝑎 𝐶 𝑠 𝐶 𝑚 𝐶 𝑉 (22)
Diketahui :
𝐶 𝑝 = 191 𝑊 𝑡 = 19, 354 N F = 12 mm
𝐷 𝑝 = 40,5
I = 0,100 𝐶 𝑎 = 1 𝐶 𝑠 = 1,00 𝐶 𝑚 = 1,1 𝐶 𝑉 = 0,6
Penyelesaian :
𝜎 𝑐 = 191√
19,354 12 𝑚𝑚 𝑥 40,5 𝑚𝑚 𝑥 0,100 𝑥 1 𝑥 1 𝑥 1,1
0,6 𝜎 𝑐 = √1910,398𝑁𝑚𝑚 2 𝑥 1,83 𝜎 𝑐 = 162, 966 𝑁𝑚𝑚 2 𝜎 𝑐 = 15, 986 𝑀𝑝𝑎
Setelah  perhitungan  di  atas,  maka  hasil  yang didapatkan  dari  tegangan  kontak  roda  gigi sebesar 15,986 Mpa, besar tegangan kontak yang terjadi ≤ tegangan lentur yang diizinkan sebesar 254 Mpa. Maka roda gigi dikatakan aman untuk dioperasikan  dengan  tegangan  kontak  yang terjadi sebesar 15,986 Mpa.

## 4. KESIMPULAN
Pada  perhitungan  awal  yang  dilakukan dalam  perancangan planetary  gear yaitu menentukan dimensi roda gigi yang didapat dari hasil  perhitungan.  Pada sun  gear modul  yang dipakai  1,5,  jumlah  gigi  27.  Untuk carrier  gear memakai  modul  1,5  dan  jumlah  gigi  50  dan untuk  ring gear  memakai modul 1,5 dan jumlah gigi  128.  Harga  toleransi  pada  roda  gigi planetary gear ini masih di batas harga toleransi maka  roda  gigi planetary  gear aman  untuk dioperasikan.  Kemudian    torsi  yang  dihasilkan berdasarkan putaran spring sebesar 21,63  Nm 2 . Gaya    tangensial    yang  terjadi  berdasarkan putaran  spring  pada  roda  gigi  pada  beban  2,100 kg sebesar 19,358 N, tegangan lentur  pada  roda gigi    sebesar  0,520911  Mpa,  dan  tegangan kontak  roda  gigi  sebesar  15,986  Mpa.  Besarnya tegangan  yang  terjadi  pada  roda  gigi    ≤  (lebih kecil  sama  dengan)    dari yield  strenght sebesar 254 Mpa, maka roda gigi cukup aman.
Penelitian  ini  bisa  lebih  diperdala  dengan memperhatikan  dimensi  roda  gigi  yang  ingin direncanakan agar aplikasi dan perencanaan roda gigi  sesuai  dengan  yang  diinginkan.  Selain  itu penggunaan  alat  kerja  yang  sesuai  dapat membantu  dalam  hasil  pengujian  supaya memiliki hasil yang baik

## REFERENSI
Boretti,  A.  (2010). Coupling  of  a  KERS
Powertrain  and  a  4  Litre  Gasoline Engine for Improved Fuel Economy in a Full Size Car . https://doi.org/10.4271/2010-01-2218 Satria, D., Haryadi, Arif, I. M. (2016). Rancang Bangun  Frame  Sepeda  untuk  Sistem Kinetic Energy Recovery System
(KERS) .  Paper  presented at  the  Seminar
Nasional IENACO.
Sularso,  Suga,  K.  (2004).  Dasar  Perencanaan dan  Pemilihan  Elemen  Mesin. Jakarta: Pradnya Paramita .