Rancangan Motor Bakar Penggerak Kenderaan Mini Bus Dengan Daya Efektip 78 PS Memakai Sistem Katup Single Over Hear Cam (SOHC)

SKRIPSI

MOTOR BAKAR

RANCANGAN MOTOR BAKAR PENGGERAK

KENDERAAN MINI BUS DENGAN DAYA EFEKTIP 78 PS

MEMAKAI SISTEM KATUP SINGLE OVER HEAR CAM

(SOHC)

Disusun Oleh:

NIM: 070421003

LINGGAM

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

SKRIPSI

MOTOR BAKAR

RANCANGAN MOTOR BAKAR PENGGERAK

KENDERAAN MINI BUS DENGAN DAYA EFEKTIP 78 PS

MEMAKAI SISTEM KATUP SINGLE OVER HEAR CAM

(SOHC)

Disusun Oleh :

NIM : 070421003

LINGGAM

Disetujui oleh, Dosen

Pembimbing

NIP : 194510271974121001

Ir. ISRIL AMIR

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

TUGAS SKRIPSI

Nama : LINGGAM

Nim : 070421003

Mata Pelajaran : MOTOR BAKAR

Spesifikasi : RANCANGAN MOTOR BAKAR PENGGERAK KENDERAAN MINI BUS DENGAN DAYA EFEKTIP 78 PS MEMAKAI SISTEM KATUP SINGLE OVER HEAR CAM (SOHC)

Diberikan Tanggal : 30 / 01 / 2010 Selesai Tanggal : 01 / 05 /2010

Medan, 11 Agustus 2009

Ketua Departemen Teknik Mesin Dosen

Pembimbing

Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri

NIP : 196412241992111001 NIP

194510271974121001

Ir. Isril Amir DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

PROGRAM PENDIDIKAN EKSTENSI FAKULTAS TEKNIK USU

MEDAN

AGENDA : 233/TS/2009 DITERIMA : / /2009 PARAF :

SKRIPSI

MOTOR BAKAR

RANCANGAN MOTOR BAKAR PENGGERAK

KENDERAAN MINI BUS DENGAN DAYA EFEKTIP 78 PS

MEMAKAI SISTEM KATUP SINGLE OVER HEAR CAM

(SOHC)

Disusun Oleh:

NIM: 070421003

LINGGAM

Telah Diperiksa Dan Diperbaiki Dalam Seminar Skripsi Periode Ke - 134 Tanggal 05 Desember 2009

Disetujui oleh

Dosen Pembanding I, Dosen Pembanding II,

Tulus Burhanuddin S, ST, MT

NIP: 197209232000121003 NIP:

194910121981031002

SKRIPSI MOTOR BAKAR

KAJIAN EKSPERIMENTAL TERHADAP PERFORMANSI MOTOR DIESEL MENGGUNAKAN CAMPURAN

DIMETIL ESTER DENGAN SOLAR Disusun Oleh:

NIM: 070421003 LINGGAM

Telah Dipertahankan Dalam Sidang Skripsi Periode Ke - 134 Tanggal 22 Desember 2009

Disetujui oleh: Pembimbing

NIP:194510271974121001 Ir. Isril Amir

Penguji I, Penguji II,

Tulus Burhanuddin S, ST, MT

NIP: 197209232000121003 NIP: 194910121981031002 Ir. Mulfi Hazwi, MSc

Diketahui oleh: Departemen Teknik Mesin

Ketua

ABSTRAK

Untuk memenuhi tuntutan dalam bidang transportasi perlu membutuhkan suatu media yang dapat mendukung jalannya bidang transportasi tersebut. Adapun cara yang ditempuh adalah penggunaan kendaraan minibus, selain kendaraan-kendaraan yang lain. Yang mendukung jalannya kendaraan mini bus tersebut adalah Motor Bakar.

Motor bakar ini juga harus disesuaikan daya dan putarannya sesuai yang dibutuhkan kendaraan minibus tersebut. Dalam hal ini penulis memilih jenis motor bakar diesel dengan Daya 78 Ps dengan sistem SOHC empat langkah (4 tak) dan empat (4) silinder, dimana kendaraan ini digunakan untuk mobil pribadi dengan kapasitas delapan (8) orang penumpang.

Engine atau yang biasa disebut dengan motor bakar adalah pesawat yang menghasilkan tenaga yang cukup besar, dimana tenaga tersebut diperoleh dari proses pembakaran yang terjadi di dalam ruang bakar. Proses pembakaran yang terjadi karena adanya percampuran bahan bakar yang dikabutkan dengan udara yang bertemperatur dan bertekanan tertentu.

Oleh karena pembakaran itu terjadilah panas yang menekan piston dari titik mati atas (TMA) ke titik mati bawah (TMB) yang mengakibatkan piston bergerak translasi dan memutar poros engkol dimana putaran poros engkol tersebut diteruskan ke Fly Wheel (roda gila) kemudian diteruskan ke poros-poros penggerak lainnya yang mendukung kinerja kendaraan minibus ini.

KATA PENGANTAR

Puji syukur saya ucapkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa, karena rahmat dan HidayahNyalah penulis dapat menyelesaikan Tugas Sarjana ini.

Tugas sarjana/Akhir ini merupakan salah satu syarat untuk menyelesaikan pendidikan strata satu (S-1) di Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Adapun judul tugas ini yaitu “Rancangan Motor Bakar Penggerak Kendaraan Minibus dengan Daya 78 Ps Dengan sistem SOHC”.

Dalam penulisan Tugas Akhir ini, penulis mengutip dari beberapa sumber yang berkaitan dengan pokok pembahasan. Bahan-bahan tersebut penulis analisa dengan tetap berpedoman pada materi-materi yang disampaikan oleh Dosen Pembimbing “Bapak Ir. Isril Amir”.

Kesempatan kali ini penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada Bapak Ir. Isril Amir selaku Dosen Pembimbing, serta pihak-pihak yang telah membantu dalam penyelesaian Tugas Akhir ini.

Di samping itu, penulis menyadari sepenuhnya dalam penulisan ini dan materi Tugas Akhir ini masih terdapat kekurangan. Untuk itu penulis mengharapkan kritik dan saran yang sifatnya membangun demi kesempurnaan Tugas Akhir ini.

Penyusunan dan penulisan tugas skripsi ini amat disadari tidak akan dapat diselesaikan sendiri. Semua yang telah tercapai tidak lepas dari bimbingan dan bantuan dari berbagai pihak. Untuk pada kesempatan ini Penulis menyampaikan ucapan terima kasih yang sebesar-besarnya kepada:

1. Bapak Ir.Isril Amir,selaku dosen pembimbing yang telah banyak meluangkan waktunya dalam membimbing penulis dalam menyelesaikan Tugas Skripsi ini. 2. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikwansyah Isranuri sebagai Ketua Departemen Teknik

Mesin,Fakultas Teknik USU.

3. Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus,ST,MT sebagai Sekretaris Departemen Teknik Mesin,Fakultas Teknik USU.

5. Kedua

6. Teman-teman satu angkatan 2007

ekstensi:fredy,eddy,jasran,desmond,deni,erwin,pian,yang banyak membantu secara langsung maupun tidak langsung.

orang tua yang sangat Saya banggakan,orang tua angkat Saya dr.H. Ahmad.Ferial.Zulfikar Nasution, FCRS,yang selalu memberikan dukungan baik moril dan materi,dan kedua adik yang saya sayangi.

Penulis mengharapkan masukan berupa kritik dan saran yang

membangun untuk penyempurnaan Tugas Skripsi ini.Semoga apa yang ada dalam Tugas Skripsi ini dapat memberikan manfaat bagi pembaca secara umum dan penulis secara khusus.Akhir kata penulis mengucapkan terima kasih.

Medan,Januari 2010 Penulis,

DAFTAR ISI

ABSTRAK

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR GAMBAR ... vi

DAFTAR NOTASI ... vii

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang ... 1

1.2. Batasan Masalah ... 1

1.3. Tinjauan Umum ... 1

1.4. Maksud dan Tujuan ... . 2

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Definisi Motor Bakar ... 3

2.2. Pemilihan Jenis Motor Bakar ... 3

2.3. Sistem Kerja Motor Bakar... 4

2.4. Posisi Silinder ... 6

2.5. Penentuan Jumlah Silinder ... 6

2.6. Menurut Pemakaiannya ... 6

2.7. Jenis-jenis Ruang Bakar Pada Motor Diesel ... 7

BAB III ANALISA DAYA 3.1. Pemb. Daya dan Putaran yang Dibutuhkan Kendaraan .. 8

BAB IV ANALISA THERMODINAMIKA 4.1. Idealisasi Dari Analisa Thermodinamika ... 15

4.2. Pemilihan Siklus ... 15

4.3. Perhitungan Thermodinamika ... 18

BAB V UKURAN UTAMA MOTOR BAKAR 5.1. Displacement Volume ... 29

5.3. Volume Sisa (Clearance Volume) ... 30

5.4. Factor briks ... 30

5.5. Perhitungan Piston ... 31

5.6. Pena Piston ... 38

5.7. Cincin Piston (Ring Piston) ... 39

5.8. Silinder ... 42

5.9. Kepala Silinder ... 46

5.10. Batang Penggerak ... 47

BAB VI ANALISA GAYA DINAMIS ... 55

BAB VII POROS ENGKOL 7.1. Dimensi Utama Poros Engkol ... 59

7.2. Perhitungan Poros Engkol ... 61

7.3. Pemeriksaan Kekuatan Poros Engkol ... 62

7.4. Gaya Tangensial ... 64

BAB VIII KATUB DAN MEKANISME PENGGERAK KATUB 8.1. Katub ... 67

8.2. Poros Cam ... 71

8.3. Pegas Katub ... 73

8.4. Rocker Arm ... 76

8.5. Push Rod & Follower ... 77

8.6. Pemeriksaan Kekuatan Katub ... 79

BAB IX FLY WHEEL ... 82

BAB X PELUMASAN DAN PENDINGINAN 10.1 Sistem Pelumasan ... 84

10.2 Pendinginan ... 90

BAB XI KESIMPULAN ... 94 DAFTAR PUSTAKA

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Prinsip Kerja Motor Bakar 2 Langkah ... 4

Gambar 2.2 Prinsip Kerja Motor Bakar 4 Langkah ... 5

Gambar 2.3 Jenis-jenis Posisi Silinder ... 6

Gambar 3.1 Grade Resistance ... ... 10

Gambar 3.2 Bagian-bagian dari konstruksi ban ... 13

Gambar 4.1 Diagram P-V dan T-S untuk siklus Diesel ... 16

Gambar 4.2 Diagram P-V dan T-S untuk siklus gabungan ... 17

Gambar 5.1 Faktor briks ... 30

Gambar 5.2 Penampang Piston ... 32

Gambar 5.3 Beberapa bagian utama dari Piston ... 35

Gambar 5.4 Penampang Pena Piston ... 38

Gambar 5.5 Cincin Piston ... 40

Gambar 5.6 Tabung Silinder ... 42

Gambar 5.7 Connecting Rod ... 48

Gambar 5.8 Profil lengan Connecting Rod ………. 51

Gambar 6.1 Analisa Gaya Dinamis ……….... 55

Gambar 7.1 Poros Engkol ……….. ... 59

Gambar 8.1 Periode pembukaan KI dan KB ... ... 68

Gambar 8.2 Katup ... 68

Gambar 8.3 Penampang pegas ... 73

Gambar 8.4 Perhitungan tinggi pegas ... 75

Gambar 8.5 Rocker arm ... 76

Gambar 8.7 Follower ... 78

Gambar 9.1 Fly Wheel ... 82

Gambar 10.1 Pompa rotary gigi luar ... 85

Gambar 10.2 Pompa oil rotor (trochoid) ... 86

DAFTAR NOTASI

Lambang Keterangan Satuan

W Berat kenderaan kg

f Koefiien resistance

g Gaya gravitasi bumi m/dt

F Tegangan tarik izin Psi

Lpp Jarak sisi bosh cm Bj Berat jenis kg/m3 LHV Nilai kalor bawah bahan bakar kJ/kg HHV Nilai kalor atas bahan bakar kJ/kg

Mf Berat udara lbm

E Modulus elastis psi

Wp Berat piston kg Wr Berat ring piston kg

n Putaran motor rpm

PV Kerja aliran Btu/lb Sfc Komsumsi bahan bakar spesifik g/kW.h Vs Volume langkah torak m3 Pg Tegangan gas maksimum psi Q Panas yang diberikan sistem Btu/lb

Ek Energi kinetik Btu/lb

U Energi dalam Btu/lb

Br Lebar alur ring piston in

V Volume spesifik kg/m3

J Konversi satuan Btu

R Konstanta gas luar lb/m

ABSTRAK

Untuk memenuhi tuntutan dalam bidang transportasi perlu membutuhkan suatu media yang dapat mendukung jalannya bidang transportasi tersebut. Adapun cara yang ditempuh adalah penggunaan kendaraan minibus, selain kendaraan-kendaraan yang lain. Yang mendukung jalannya kendaraan mini bus tersebut adalah Motor Bakar.

Motor bakar ini juga harus disesuaikan daya dan putarannya sesuai yang dibutuhkan kendaraan minibus tersebut. Dalam hal ini penulis memilih jenis motor bakar diesel dengan Daya 78 Ps dengan sistem SOHC empat langkah (4 tak) dan empat (4) silinder, dimana kendaraan ini digunakan untuk mobil pribadi dengan kapasitas delapan (8) orang penumpang.

Engine atau yang biasa disebut dengan motor bakar adalah pesawat yang menghasilkan tenaga yang cukup besar, dimana tenaga tersebut diperoleh dari proses pembakaran yang terjadi di dalam ruang bakar. Proses pembakaran yang terjadi karena adanya percampuran bahan bakar yang dikabutkan dengan udara yang bertemperatur dan bertekanan tertentu.

Oleh karena pembakaran itu terjadilah panas yang menekan piston dari titik mati atas (TMA) ke titik mati bawah (TMB) yang mengakibatkan piston bergerak translasi dan memutar poros engkol dimana putaran poros engkol tersebut diteruskan ke Fly Wheel (roda gila) kemudian diteruskan ke poros-poros penggerak lainnya yang mendukung kinerja kendaraan minibus ini.

BAB I PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang Masalah

Dewasa ini perkembangan teknologi semakin maju dari tahun ke tahun. Dari perkembangan teknologi yang semakin maju tersebut mengahasilkan produk yang canggih yang semua bertujuan untuk mensejahterakan umat manusia.

Adapun salah satu hasil teknologi tersebut yaitu jenis kendaraan roda empat, kendaraan pribadi jenis mini bus khususnya. Di Indonesia jenis mobil ini banyak diminati oleh masyarakat yang anggota keluarganya banyak sehingga jenis mobil ini sangat efisien bagi mereka. Oleh karena itu disini penulis/perancang akan merancang sebuah motor penggerak untuk kendaraan roda empat khususnya untuk jenis mini bus.

Dalam perancangan ini penulis memilih Motor Bakar Diesel dengan sistem Single Over Head Cam (SOHC). Dimana Motor Bakar ini mempunyai kelebihan dari Motor Bakar versi sebelumnya yakni : Motor bakar ini mempunyai kelebihan dari Motor bakar putaran tinggi, konstruksi mesin lebih kecil, komponen-komponen mesin lebih sederhana.

1.2. Batasan Masalah

Dalam menyelesaikan rancangan ini Penulis membatasi masalah yang akan dibahas, yakni hanya berkisar pada :

1. Pendahuluan 2. Tinjauan Pustaka

3. Perhitungan Daya dan Putaran Motor Bakar 4. Analisa Thermodinamika

1.3. Tinjauan Umum

Motor Bakar yang akan dirancang penulis digunakan untuk penggerak mobil keluarga (pribadi). Hal-hal yang harus diperhatikan dalam pemilihan jenis Motor Bakar ini adalah :

 Putaran motor tinggi, sehingga tiap titik bobotnya menjadi kecil.

 Putaran motor stabil dan kecil kemungkinan untuk terjadinya knocking.  Pemakaian bahan bakar yang irit.

Dalam perancangan ini penulis memilih motor bakar diesel dengan alasan sebagai berikut :

1. Volume effisiensi tinggi, sehingga daya yang dibangkitkan lebih besar pada kapasitas Volume yang sama. Tekanan yang timbul lebih tinggi, sehingga tegangan mekanisnya lebih tinggi dan hal ini disebabkan dari efek troating dari ruang bakar yang terbagi.

2. Spesifik konsumsi bahan bakar rendah, pompa bahan bakar lebih sederhana dan biaya perawatan lebih murah/relatif rendah.

3. Perbandingan kompresi yang tinggi pada umumnya digunakan pada motor diesel berukuran besar dengan putaran rendah. Perbandingan kompresi yang rendah banyak dipakai pada motor diesel berukuran kecil dengan putaran tinggi (>1200 rpm).

Perancang cenderung mempergunakan perbandingan kompresi yang tinggi, berdasarkan pertimbangan kekuatan material serta berat mesinnya. Oleh karena itu, pada umumnya motor diesel bekerja dengan perbandingan kompresi antara 14-17.

1.4. Maksud dan Tujuan

Mengingat semakin banyaknya perkembangan ilmu pengetahuan di bidang ilmu teknologi, sebagai Mahasiswa Teknik Mesin merasa perlu untuk serta mengembangkan dan lebih mendalami hal tersebut.

Adapun tujuan dari Penulis untuk merancang motor bakar diesel ini adalah : 1. Untuk mengetahui macam-macam jenis ruang bakar motor diesel yang banyak

dipakai pada mobil.

2. Untuk Mengetahui Komponen-komponen Konstruksi Mesin motor bakar diesel yang dirancang.

3. Untuk Mengetahui keuntungan dan kelemahan dari motor bakar diesel yang dirancang.

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Defenisi Motor Bakar

Mesin Pembakaran Dalam pada umumnya dikenal dengan nama Motor Bakar. Dalam kelompok ini terdapat Motor Bakar Torak dan system turbin gas. Proses pembakaran berlangsung didalam Motor Bakar itu sendiri sehingga gas pembakaran yang terjadi sekaligus berfungsi sebagai fluida kerja.

Motor Bakar Torak mempergunakan beberapa silinder yang ada didalamnya terdapat torak/piston yang bergerak translasi (bolak-balik). Didalam silinder itulah terjadi pembakaran antara bahan bakar dengan oksigen dari udara. Gas pembakaran yang dihasilkan oleh proses tersebut mampu menggerakkan torak yang oleh batang penggerak dihubungkan dengan poros engkol.

2.2. Klasifikasi Jenis Motor Bakar

Adapun alasan memilih motor penggerak jenis diesel, dibawah ini akan diuraikan perbandingan antara diesel dengan bensin (otto) :

 Motor Bakar Bensin (otto)

 Kebanyakan dipakai pada kendaraan bermotor daya yang kecil.  Perbandingan kompresi terbatas atau kecil.

 Putaran motor dapat dibuat tinggi.

 Pembakaran dilakukan dengan loncatan bunga api.  Fuel air ratio yang besar.

 Effisiensi thermisnya rendah.  Motor Bakar Diesel

 Perbandingan kompresi dapat dibuat lebih tinggi, sebab ada yang dikompres adalah udara murni.

 Diameter piston dibuat dengan ukuran murni.  Putaran poros yang relative rendah.

 Fuel air ratio yang rendah.

 Pemakaian bahan bakar lebih irit. 2.3. Sistem Kerja Motor Bakar

Menurut langkah kerjanya, maka Motor Bakar dapat dibagi dalam dua gelongan, yaitu :

1. Motor Bakar dua langkah (2 tak) 2. Motor Bakar empat langkah (4 tak).

2.3.1. Motor Bakar Dua Langkah (2 tak)

- Untuk setiap siklus dibutuhkan dua kali langkah piston atau sekali putaran piston engkol untuk menghasilkan satu usaha (kerja).

- Memberikan power yang lebih besar jika dibandingkan dengan motor empat langkah pada putaran poros, ukuran serta jumlah silinder yang sama.

- Pemakaian bahan bakar poros

Gambar 2.1 Prinsip Kerja Motor Bakar 2 Langkah

2.3.2. Motor Bakar Empat Langkah (4 tak)

- Proses pembuangan dan penghisapan masing-masing diselesaikan sepanjang satu langkah piston.

Dari kedua jenis Motor Bakar dan proses kerjanya, maka yang akan dipilih adalah motor diesel 4 langkah (4 tak ), maka disini akan dibahas Motor Bakar empat langkah saja. Prinsip kerja motor diesel empat langkah hampir sama dengan motor bensin empat langkah.

Gambar 2.2 Prinsip Kerja Motor Bakar 4 Langkah

1. Langkah Isap

Piston bergerak dari TMA ke TMB, katup isap terbuka dan katup buang tertutup, udara murni masuk kedalam silinder melalui saluran isap.

2. Langkah Kompresi

Dalam langkah ini udara didalam silinder dikompresikan oleh piston dan bergerak dari TMB ke TMA, katup isap dan katup buang tertutup selama langkah ini. Tekanan dan suhu didalam silinder akan naik bersamaan dengan bahan bakar dan kemudian desemprotkan oleh nozzle dalam bentuk kabut. 3. Langkah Kerja

Pada langkah ini kedua katup masih dalam keadaan tertutup. Partikel-partikel bahan bakar yang disemprotkan oleh nozzle akan bercampur dengan udara dan pembakaran terjadi didalam silinder karena adanya kenaikan tekanan yang tinggi. Bahan bakar akan terbakar sehingga piston bergerak turun dari TMA ke TMB.

Piston bergerak dari TMB ke TMA, katup isap tertutup dan katup buang terbuka. gas pembakaran akan didorong oleh piston keluar melalui saluran buang.

2.4. Posisi Silinder

Posisi silinder dapat dibedakan atas tiga (3) macam, yaitu : 1. Posisi tegak (vertical In-Line)

2. Posisi horizontal

3. Posisi miring (silinder V)

Diantara posisi-posisi di atas yang akan dipilih adalah posisi tegak (vertical inline) dengan alasan pada posisi ini keausan terjadi secara merata pada piston dan dinding silinder, pelumasan yang terjadi juga lebih merata serta konstruksinya lebih sederhana.

Gambar 2.3 Jenis-jenis Posisi Silinder

2.5. Penentuan Jumlah Silinder

Dalam hal penentuan jumlah silinder perlu diperhatikan beberapa hal :  Jumlah Silinder tergantung pada daya yang diperlukan dan berapa volume

 Dimensi fly whell untuk silinder yang lebih kecil, sedangkan pada silinder sedikit maka dimensi fly whell nya lebih besar.

 Dengan jumlah silinder lebih banyak, poros engkol menerima beban yang lebih merata sehingga motor akan lebih balance.

Dalam perencanaan ini jumlah silinder yang dibutuhkan adalah 4 buah silinder.

2.6. Menurut Pemakaiannya

Motor Bakar diesel banyak kita jumpai didalam pemakaiannya, misalnya : 1. Sebagai alat penggerak transportasi, seperti : mobil, kapal laut, dan

lain-lain.

2. Sebagai penggerak dari pembangkit listrik, seperti : generator, mesin las listrik, dan lain-lain.

3. Sebagai penggerak mesin lain, seperti untuk menggerakkan mesin kompresor angin yang digunakan untuk keperluan tambal ban, menggerakkan kompresor air pada unit door smeer dan lain-lain.

2.7. Jenis-jenis Ruang Bakar Pada Motor Bakar Diesel

Pada motor bakar diesel, jenis-jenis ruang bakar yang banyak dijumpai, antar lain :

BAB III

ANALISA DAYA & PUTARAN MOTOR BAKAR

3.1. Pembahasan Daya dan Putaran yang Dibutuhkan Kendaraan

Dari sekian banyak tipe kendaraan yang beredar dipasaran maka disini penulis memilih merancang kendaraan mini bus dengan alasan sebagai berikut :

1. Mobil mini bus dapat digunakan oleh satu keluarga.

2. Mobil mini bus memberikan kenyamanan pada saat mengendarainya. 3. Mobil mini bus adalah kendaraan yang mempunyai fungsi untuk jumlah

orang yang banyak.

3.1.1. Perhitungan Daya yang Dibutuhkan Motor Penggerak

Faktor-faktor yang mempengaruhi daya motor penggerak adalah : a. Berat total kendaraan

b. Kecepatan maksimum kendaraan c. Rolling resistance

d. Air resistance e. Grade resistance

Ad. a. Berat total kendaraan

W = berat kendaraan + berat penumpang + berat barang Dimana :

- Berat kendaraan (Grass Vehicle Weight) = 2170 kg (dari data praktis )

- Berat penumpang berjumlah 8 orang penumpang termasuk supir, diperkirakan berat penumpang masing-masing 65 kg x 8 = 520 kg. - Berat barang muatan = 150 kg (direncanakan) Sehingga :

W = (2170 + 520 + 150 ) kg = 2840 kg.

Ad. b. Kecepatan maksimum kendaraan

Ad. c. Rolling Resistance

Rolling resistance adalah tahanan (hambatan gelinding yang dialami roda terhadap permukaan jalan). Rolling resistance disebabkan oleh :

1. Terjadinya perubahan bentuk pada ban. 2. Masuknya ban pada permukaan jalan/tanah.

3. Adanya koefisien resistance (f) atau ban dengan jalan dimana hal ini tergantung dari jenis permukaan jalan yang dilalui.

No

Tabel Add.c Harga-harga Koefisien resistance

Jenis permukaan Koefisien resistance (f)

1 Aspal beton 0.1

2 Aspal biasa 0.3

3 Tabah yang baik/tanah keras 0.45

4 Tanah berpasir 0.60-1.6

Dari berbagai jenis permukaan jalan tersebut akan dicoba pada jenis jalan aspal beton agar diperoleh daya yang benar, adapun besarnya Rolling resistance (Rr) dapat diperoleh dari persamaan :

Rr = f x W (kg)………...(3.1) lit.15 hal 20

Dimana :

f = Koefisien resistance W = Berat total kendaraan (kg)

Ad. d. Air Resistance

Air resistance adalah tahan udara/angin yang terjadi pada kendaraan yang berjalan. Besarnya harga (Ar) dapat diperoleh dari persamaan :

2 2g xCaxAxVr

Ra = β (kg)...(3.1) lit.15 hal 25

Dimana :

β = Massa jenis udara = 0,125 kg/m3 g = Gaya gravitasi bumi = 9,81 m/det2 Ca = Koefisien air resistance

= (90,15 – 0,42) maka diambil 0,42.

Ne = tr

Nr η (HP)

= 90 , 0

61 , 69

= 77,34 HP = 57,6 kW

Ad. e. Grade Resistance

Grade resistance adalah tahanan yang dialami kendaraan akibat adanya tanjakan. Pada saat tanjakan tahanan udara diabaikan, karena kecepatan udara terhadap mobil relatif kecil.

Faktor-faktor yang mempengaruhi pada saat tanjakan adalah :  Besar sudut tanjakan (a)

 Rolling resistance (Rr).

Adapun besarnya sudut tanjakan rancangan ini diambil (α = 25o).

Dari gambar diperoleh : N = W cos α

Dimana :

N = gaya normal

W = berat kendaraan = 2840 kg α = 25o (sudut kemiringan). Maka :

N = 2840 cos 25o = 2573 kg x 0,1 = 257,39 kg

Gaya yang melawan grade resistance akibat tanjakan (Rg). Rg = W sin α

= 2840 sin 25o = 1200,23 kg.

A = Luas penampang kendaraan yang menahan udara = tinggi kendaraan x lebar kendaraan

= 1873 x 1771 mm = 3,31 m2.

Vr = Kecepatan relatif kendaraan terhadap udara Vudara = ( 10-15 ) km/jam

= 15 km/jam (diambil) Vmaks = 120 km/jam

Dimana harga Rr dan Ra dihitung berdasarkan jenis permukaan jalan seperti yang disebutkan sebelumnya.

F = 0.10 W = 2840 kg

Vmaks =120 km/jam Ca = 0.42 (diambil) Maka :

Sehingga : Rr = F x W

= 0,10 x 2840 kg = 284 kg

Ra = 0,42 3,31(37,5)2 81

, 9 2

125 , 0

x x x

= 12,45 kg Nr =

511 )

(Ra+Rr xVmaks

=

511

120 ) 45 , 12 284

( + x

= 69,61 HP = 51,90 kW

Pada umumnya kendaraan ini berjalan pada permukaan yang beraspal dan tanah yang baik. Dari perhitungan, daya yang besar adalah saat mobil melaju diatas permukaan aspal beton.

Untuk menghitung besarnya daya pada poros mesin harus diperhitungkan adanya effisiensi (ηth). Dimana dalam rancangan ini direncanakan ηth = 0,90.

ηth = ηkopling x ηpropeller x ηdifferensial...(3.3) lit.8 hal 89

= (0,72 – 0,90) maka diambil 0,90. Sehingga gaya total akibat tanjakan (Rtotal) Rtotal = Rf + Rg

= (257,39 + 1200,23) = 1457,62 kg

NT = (RT x VT)/75

=(1200,23 x 15)/75………diasumsikan VT = 15 km/jam = 66,68 HP

= 49,61 kW

3.1.2. Putaran Motor Penggerak

Pemilihan putaran motor harus disesuaikan dan tidak mengabaikan factor-faktor yang timbul, seperti yang telah diketahui bahwa putaran naik maka dayanya akan semakin besar tetapi putaran tersebut ada batasannya karena jika putaran naik maka effisiensi mekanis akan turun.

Adapun cara untuk menghitung putaran motor tersebut adalah dengan mengetahui lebih dahulu besarnya ukuran ban yang akan digunakan. Pada perencanaan ini ukuran ban yang dipakai adalah 235/70 R15 yang mana hal ini menandakan.

- Lebar penampang ban = 235 mm = 0,235 m = 9,251 In - Diameter Velg = 15 In

- Konstruksi radial = R

Gambar 3.2 Bagian-bagian dari konstruksi ban

Sehingga diameter Roda (Dr) : Dr = d + 2k

= 15 + (2 x 9,251) = 33,5 In

= 0,85 m

Dengan demikian putaran rod dapat ditentukan :

n

r =

85 , 0 2000 85

, 0 120

x x

xDr Vmaks

π π

n

r = 748,96 rpm.

Dalam perencanaan ini gear dapat ditentukan dari data praktis, yaitu : - Gear 1 = 4,122

- Gear 2 = 2,493 - Gear 3 = 1,504 - Gear 4 = 1 - Gear 5 = 0,85 - Revers = 3,72 - Roda gigi akhir = 4,3.

Maka putaran mesin dapat dihitung dengan persamaan :

nmaks = nr x Itotal (rpm)………...(3.4) lit.15 hal 27

Itotal = I5 + Idiff = 0,855 + 4,3 = 5,155 Sehingga;

nmaks = 748,96 x 5,155 = 3860,88 (rpm).

Dari perhitungan didapat bahwa putaran motor pada data praktis hampir sama dengan putaran motor pada perencanaan, yaitu :

BAB IV

ANALISA THERMODINAMIKA

4.1. Idealisasi Dari Analisa Thermodinamika

Untuk mengetahui kondisi kerja, maka analisa thermodinamika sangat penting. Dengan menghitung analisa thermodinamika maka dapat diketahui besar-besaran thermodinamika yang meliputi :

o Kondisi-kondisi kerja, temperature, tekanan dan volume gas pada setiap proses.

o Proses-proses apa yang terjadi pada setiap kondisi kerja. o Efisiensi, tekanan efektif dan spesifik fuel consumsion.

Karena proses-proses thermodinsmika yang terjadi didalam motor bakar torak amat kompleks untuk dianalisa menurut teori, maka untuk memudahkan analisa proses tersebut perlu dilakukan beberapa idealisasi, yaitu :

o Fluida kerja dalam ruang bakar dianggap sebagai gas ideal. o Tekanan masuk silinder dianggap tekanan atmosfir.

o Proses pembakaran dan pertukaran gas dianggap sebagai proses perpindahan panas dari fluida kerja dibawah kondisi yang telah diidealisasikan, misalnya kondisi tekann dan volume yang konstan.

o Proses kompresi dan ekspansi berlangsung isentropis.

o Pada sembarang titik dari siklus kerja, tekanan dan temperature fluida kerja di semua bagian silinder adalah sama.

Dengan idealisasi-idealisasi diatas, maka akan dapat dianalisa setiap titik pada siklus. Dengan diperolehnya siklus dengan kondisi ideal maka akan dapat diperkirakan proses yang sebenarnya dengan mengalihkan siklus ideal terhadap suatu faktor yang mencakup penyimpangan dari keadaan yang sebenarnya.

4.2. Pemilihan Siklus

Pada motor diesel terdapat dua macam siklus yang dapat digunakan untuk menganalisa proses thermodinamika yang terjadi, kedua siklus itu adalah :

A. Siklus Udara Tekanan Konstan (Diesel cycle)

Siklus ini terjadi pada motor diesel putaran rendah, pada saat langkah isap yang masuk kedalam silinder hanya udara, kemudian mengalami kompresi. Beberapa saat menjelang kompresi berakhir bahan bakar disemprotkan oleh injector dan langsung terbakar.

Hal ini dapat terjadi karena bahan bakar dan udara sempat mengalami turbulensi, ditambah temperature mencapai titik nyala bahan bakar dan gambar siklus dapat dilihat pada gambar dibawah ini.

[image:31.595.131.555.255.456.2]

Diagram tekanan P Vs V Diagram tekanan T Vs S

Gambar 4.1 Diagram P-V dan T-S untuk Siklus Diesel

Keterangan gambar :

0-1 : Langkah Isap 3-4 : langakah ekspansi

1-2 : Langkah Kompresi 4-1 : proses pembuangan

B. Siklus Gabungan (Dual Cycle)

[image:32.595.123.509.218.419.2]

Siklus gabungan atau tekanan terbatas ini terjadi pada motor diesel putaran tinggi. Perbedaan siklus gabungan dengan diesel adalah penyemprotan dengan injector dilakukan sebelum langkah kompresi berakhir, hal ini dimaksudkan untuk penyempurnaan proses pembakaran akibat waktu itu sempit, seperti gambar berikut :

Diagram tekanan P Vs V Diagram tekanan T Vs S

Gambar 4.2 Diagram P-V dan T-S untuk siklus gabungan

Keterangan gambar :

0-1 : Langkah isap pada tekanan konstan 1-2 : Langkah kompresi isentropis

2-2 : Proses pembakaran berlangsung isovolum 2-3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan 3-4 : Langkah kerja atau ekspansi secara isentropis 4-1 : Pelepasan kalor pada volume konstan

1-0 : Langkah buang pada tekanan konstan

4.3. Perhitungan Thermodinamika

Siklus gabungan (dual cycle) merupakan siklus mendekati keadaan mesin yang sebenarnya, maka dalam hal ini yang digunakan adalah siklus gabungan (dual cycle), pada umumnya perbandingan kompresi untuk motor bakar diesel adalah 14 – 18.Sebahagian dasar pertimbangan ditentukan perbandingan kompresi rc = 16,2. Dan contoh perhitungan dibawah ini dihitung kondisi-kondisi yang terjadi untuk perbandingan kompresi rc = 16,2.

a. Keadaan awal (titik 0)

Tekana udara luar (Po) = 14,7 psi Temperatur udara luar (To) = 115oF

b. Langkah isap (0-1)

Kenaikan temperature udara selama melalui saluran masuk 4 – 40oC atau 36 – 71oF, kenaikan temperature udara diperkirakan 45oF, sehingga kondisi udara pada titik 1 :

T1 = (115 + 45 )oF = 160 oF = 620 oR Pi = Po

Untuk menentukan volume spesifik (Vi) dapat dipergunakan persamaan gas ideal: PV = GRT atau PV = MRT………...(4.1) lit.14 hal 16-17 Dimana :

Pi = Tekana absolute = 14,7 psi = 14,7 x 144 = 2116,8 lb/ft2 V1 = Volume spesifik (ft3/lb)

R = Konstanta gas luar (53,34 ft.lb/lb.moR) T1 = Temperatur (620oR)

G = Berat gas (1 lbm)

Jadi volume spesifik pada tekanan 1 adalah : V1 =

1 1 P RT

V1 =

8 , 2116

620 34 , 53 x

V1 = 15,62 ft3/lb

Enthalpy hi = 148,30 Btu/lbm udara Internal energi U1 = 105,80 Btu/lbm udara Tekanan relatif Pr1 = 2,25 psi

Volume relatif Vr1 = 102,10 ft3/lb

c. Proses kompresi (1-2) Proses kompresi berlangsung secara isentropis, sehingga berlaku hubungan :

rc V V Vr Vr = = 2 1 2

1 _dan

20 hal lit.8 ) 2 , 4 ( ... ... Pr Pr 2 1 2 1 P P =

Dimana rc = 16,2 ; maka untuk kompresi ini diperoleh :

20 hal lit.8 ) 3 . 4 ....( ... ... ... ... ... 1 2 rc v V =

V2 = 2 , 16 62 , 15 l

V2 = 0,964 ft3/lb udara Dan ; 20 hal lit.8 ) 4 . 4 ....( ... ... ... ... ... 1 2 rc vr Vr =

Vr2 = 2 , 16 10 , 102

Vr2 = 6,302 ft3/lb udara

Untuk Vr2 = 6,302 ft3/lb udara, maka dari table gas diperoleh : T2 = 1755,04 oR

H2 = 437,46 Btu/lbm udara U2 = 317,18 Btu/lbm udara Pr2 = 103,15 psi

Tekanan akhir kompresi diperoleh dari persamaan :

20 hal lit.8 ) 5 . 4 ....( ... ... ... ... ... Pr Pr 1 2 2 xP p =

P2 = 14,7 25 , 2 15 , 103 x

m xn C cm n F A + + + = 12 ) 1 )( 25 , 0 ( 6 , 137

d. Proses pembakaran (2-2)

Proses pembakaran berlangsung pada volume konstan (2-2) dan pada tekanan konstan (2-3), karena jumlah persen bahan bakar yang terbakar pada masing-masing proses merupakan tafsiran, maka kondisi 2 sukar ditentukan.

19 -18 hal lit.14 ) 6 . 4 ...( ... ... 2 3 2 3 3 J V P Ubb U J V P

U + = _s+ +

J V P Ubb U

H_s = _s + + 3 2

Bahan bakar yang di rencanakan adalah C16H30 (Hexadecadiene) atau dikenal dengan nama Solar dengan karakteristik sebagai berikut:

- Cetana Number : 500 (untuk high speed diesel) - Spesifik gravity : 0,85 gr/cm3

- Viskositas : 1,8 cts

- Boiling point : 500 0F = 260 0C

- HHV : 19500 Btu/lb = 10842 kkal/kg - LHV : 18225 Btu/lb = 10331,1 kkal/kg

 Perbandingan bahan bakar dengan udara (F/A)

Untuk motor diesel F/A berkisar antara 0,02 – 0,05. Perbandingan udara dan bahan bakar (A/F) pada pembakaran hidrokarbon (CnHm) dengan kelebihan udara adalah :

...(4.7) lit. 8 hal 13

Untuk bahan bakar solar C16H30 dengan rumus kimia CnHm dimana n = 16 dan m = 30. Pada pembakaran dengan 100% udara teoritis tanpa udara berlebihan C = 0 maka diperoleh :

Ternyata apabila udara yang dimasukan ke silinder tidak berlebihan maka, harga F/A yang diperoleh tidak sesuai dengan harga yang ditetapkan. Untuk motor diesel atau dengan 100 % udara, maka udara yang dimasukkan diambil 200 % jadi harga F/A adalah :

08535 , 0 2

17070 , 0

= =

A F

Dari persamaan energi di atas diperoleh kondisi titik 3 dengan menggunakan fuel air ratio (F/A) = 0,08535, yang artinya untuk membakar 0,08535 lb bahan bakar dibutuhkan 1 lb udara, sehingga untuk bahan bakar motor gas hasil pembakaran (produk) terdapat :

 Berat udara, (Ma) 0,9213/bm

8535 , 0 1

1 = +

=

 Berat bahan bakar, (Mf) =1Ibm−0,9213Ibm

= 0,0787

Maka diperoleh : Us = Ma x U2

Us = 0,9213x 317,8 btu/lb Us = 292,78 Btu/lb product

Dimana 1 lbm product = 0,9213lbm udara Jadi :

Ub.b. = Mf x LHV

= 0,787 x 18225 Btu/lb = 1434,3 Btu/lb product

Tekanan maksimum pembakaran pada motor diesel antara 60 – 70 kg/cm2 absolut. Dalam perecanaan diambil tekanan maksimum pembakaran 70 kg/cm2, maka pada titik 3 adalah :

J V P Ubb U

h3 = 3 + + 3 2

778

964 , 0 4 , 995 3 , 1434 78

,

292 + + x

=

Untuk mengetahui kondisi pada titik 3 digunakan persamaan energy aliran stasioner (NFR). 3 3 3 3 3 2 2 2 2

2 Ek Ep

J V U U J W Q Ep Ek J V P

U + + + + + = + + + ..(4.9) lit.8 hal22

Dimana :

U = Energi dalam (Btu/lb) PV/J = Kerja aliran (Btu/lb) Ek = Energi kinetic (Btu/lb) Ep = Energi potensial (Btu/lb)

W/J = Kerja yang dilakukan system (Btu/lb) Q = Panas yang diberikan system (Btu/lb) J = Konversi satuan (778 ft lb Btu) Idealisasi yang digunakan dalam persamaan ini : - Proses pembakaran berlangsung adiabatic (Q = 0 ) - Energi kinetik dianggap konstan, Ek2 = Ek3

- Energi potensial dianggap konstan, Ep2 = Ep3

Proses pembakaran dianggap tanpa aliran 3 3 = 2 2 =0 J V P J V P

, sehingga persamaan 4.9 menjadi :

3

2 U

J W

U + =

Dimana :

U2 = U2 + Ubb

Us = Sensible internal energy dari udara Ubb = Internal energy bahan bakar

J V V P J W J

W = 2−3 = 3( 3 − 2)

Dan persamaan 4.4. menjadi :

J V V P Ubb U U s ) ( )

( 3 3 2

2

− −

+ =

Berat molekul udara = 29, maka :

Selanjutnya dengan harga hs = 28866,6 btu/lb mol product, diperoleh dari table gas untuk 100 % udara teoritis.

T3 = 3402,61 0R

U3 = 22114,70 btu/lb product (762,57 btu/lb product ) Pr3 = 3089,39 Psi

Vr3 = 11,97 ft3/lb

Dari besaran thermodinamika di atas diperoleh : ) 12 . 4 ( 3 3

3  P

RT V =

Dimana :

R = 53,34 ft.lbm.0R Maka ,

V3 = 2

0 0 / 4 , 995 144 0 61 , 3402 )( / 34 , 53 ( ft lb x R R lbm ftlb V3 = 1,266 ft3 /lb product

V3 =1,224 ft3/lb udara

e. Proses ekspansi isentropis (3-4)

Karena proses ekspansi diidealisasikan berlangsung secara isentropis, maka berlaku : 3 4 3 4 Vr Vr V V

= atau Vr =_{4 3} 3 4 _xVr V V Dan : 3 4 3 4 Pr Pr = P P

atau Pr4 = ₃ 3 4 _xPr P P

Maka : Vr4 =

lbmudara ft lbm ft / 224 , 1 / 62 , 15 3 3

Dari table gas (Keenam J.J.H.Kaye.J. hal 82) diperoleh : T4 = 1682,86 0R

h1 = 446,11 Btu/lb product (12967,29 Btu/lb mol product) U4 = 3308,83 Btu/lb product (9594,24 Btu/lb mol product) Pr4 = 117,90 psi

Dari data di atas diperoleh : P4 = 995,4

Pr Pr 3 4

x

P4 = 995,4 3083

90 , 117

x

P4 = 38,06 psi

f. Proses pembuangan (4-1)

Langkah ini di idealisasikan sebagai lanjutan dari proses ekspansi isentropic (3-4) yang merupakan usaha semua dimana tekanan gas akhir pembakaran di idealisasikan sama dengan udara luar.

Dari hubungan 4 1 4 4 Pr Pr P P

= atau Pr4 = 4 4 1 Pr x P P

Pr4 = 45,53 psi

Untuk harga Pr4 = 45,53 psi, maka dari table gas didapat : T4 = 1443,350R

h4 = 34755 Btu/lb product (10079,03 Btu/lb mol product ) U4 = 255,56 Btu/lb product (7411,40 Btu/lb mol product ) Vr4’ = 321,67 ft3/lb.

Volume akhir pembuangan dapat diperoleh dari persamaan :

4 4 4 4 Vr Vr V V

= ; V4 = V1

V4. = 4 4 Vr Vr

x V4

V4. = 15,62 75 , 15 67 , 321 x

g. Fraksi gas hasil pembakaran

Pada proses pembakaran tak semua hasil pembakaran turut terbuang sehingga gas asap yang tertinggal dinamakan fraksi gas asap (f).

F =

2 1 1 2 4 4 ... ... V V rc V V x V V =            

F =

          rc x V V 1 4 4

F =

        2 , 16 1 62 , 15 62 , 15 x

F = 0,0617.

Ternyata harga f yang masih dalam batas yang di izinkan yaitu 1,4.

h. Kerja ideal persiklus

Bila kondisi ideal seperti yang telah dihitung dapat dipenuhi maka suatu siklus akan menghasilkan kerja maksimum atau kerja ideal.

W1-2 = (W1-2) + (W2-3) + (W3-4) + (W4-1)…………....(4.16) lit.8 hal 31 Dimana :

W1-2 = U1 – U2

= 105,80 – 317,18 = -211,38 Btu/lb W2-3 = P3

778 ) (V₃ −V₂

= 995,4 x 144

778 ) / 964 , 0 / 22 , 1

( ft3 lbudara− ft3 lbudara

= 47,90 Btu/lb udara W3-4 =

9668 , 0

) (U₃ −U₄

= 9668 , 0 83 , 330 57 , 762 −

i. Kerja ideal per siklus

Bila kondisi ideal seperti yang telah dihitung dapat dipenuhi maka suatu siklus akan menghasilkan kerja maksimum atau kerja ideal.

dimana :

W1-2 = U1 – U2

= 105,80 – 317,18 = -211,38 Btu/lb

W2-3 =

(

)

778 V V P3 3 2

−

= 995,4 x 144 = 47,90 Btu/lb udara

W3-4 =

(

)

9668 , 0

U U3 − 4

=

9668 , 0

83 , 330 57 , 762 −

= 446,56 Btu/lbudara

W4-1 = 0 (dilakukan pada volume konstan) Maka : Wid = (-211,38) + 47,90) + (446,56) + (0)

= 283,08 Btu/lb udara j. Kerja indikator per siklus

Kerja indikator adalah kerja sebenarnya yang terjadi di dalam silinder. Bila keadaan kerja sesuai dengan sebenarnya, maka kerja indikator dapat dicapai. Kerja indikator dapat dihitung dengan persamaan :

Wind = Wid x fd

Dimana : fd = Perbandingan antara siklus sebenarnya dengan siklus teoritis Besarnya fd = (0,8-0,9) untuk motor 4 tak.

= (0,6 – 0,7) untuk motor 2 tak Dalam perencanaan ini ditentukan fd = 0,85 Wind = 283,08 x 0,85

= 240,61 Btu/lb k. Kerja efisiensi per siklus

Kerja efektif adalah kerja yang dihasilkan motor pada poros engkol. Kerja ini dapat dihitung dengan persamaan:

Weff = Wind x ηm

Dimana : ηm = Efisiensi mekanis (70%-90%).

(

)

778

/ 964 , 0 /

224 ,

ηm = 90% (ditentukan) Maka : Weff = 240,61 x 0,90

= 216,54 Btu/lb

l. Efisiensi thermal 1. Efisiensi thermal ideal

Efisiensi thermal ideal dihitung dengan membandingkan siklus ideal dengan energi bahan bakar.

ηthid = x 100%

Qbb W_id

Dimana : Qbb = Energi bahan bakar

= (1-f) x

LHV A

F

= (1-0,617) (0,03432)(18225) = 586,88 Btu/jam

Sehingga ηthid = x 100% 88

, 586

08 , 283

= 48,23% 2. Efisiensi thermal indikator ηthind = ηthid x fd

= 48,23 x 0,85 = 40,99%

3. Efisiensi thermal efektif ηthef = ηthid x η

= 40,99 x 0,90 = 36,89%

m. Tekanan

1. Tekanan indikator rata-rata Pind =

) V V (

W 2 1

=

(

)

144

778 x 964 , 0 62 , 15 61 , 240

− = 88,69 psi

2. Tekanan efektif rata-rata Peff = Find x ηm

= 88,69 x 0,90 = 79,82 psi

Harga tekanan efektif rata-rata (mean effective pressure) berkisar antara 78-110 psi.

n. Pemakaian bahan bakar spesifik

Pemakaian bahan bakar spesifik adalah banyaknya pemakaian bahan bakar setiap daya kuda per satuan waktu.

Sfc = LHF x K theff η

Dimana: K = Konstanta ekivalen = 2545 Btu/HP jam Sfc =

18255 x 3432 , 0 jam . Hp / Btu 2545

= 0,4008 lb/Hp.jam

= 0,1818 kg/Hp.jam

Atau dalam satuan volume per Hp.jam dapat dihitung sebagai berikut : Vb =

b Sfc

σ

Dimana : ρb = 0,87 kg/liter 0,87 x 10-3 Kg/cc Sehingga : Vb = liter / kg 87 , 0 jam . Hp / kg 1818 , 0

BAB V

UKURAN UTAMA MOTOR BAKAR

5.1. Displacement Volume

Displacement volume diperoleh dari hubungan persamaan -

Ne =

75 60 100x x

a n PexVdxZx

…….………...(5.1) lit.8 hal 35

Atau : Vd =

2 450000

n PexZx

xNe

=

     

2 3900 4

42 , 5

34 , 77 450000

x x

x

= 823,23 cm3 Volume displacement total ( Vd tot ) :

Vdtot = Vd x 4

= 823,23 x 4 = 3292,93 cm3

5.2. Diameter Silinder dan Panjang Langkah Piston

Perbandingan langkah piston ( S ) dengan diameter silinder ( D ) dari motor diesel, perbandingan berkisar antara 1,2 – 1,35.

Di dalam perencanaan ini diambil S/D = 1,25 D

Volume langkah dan diameter silinder diperoleh dari hubungan : Vd = xD2xS

4   

π _{...(5.2) lit.8 hal}

35-36

= xD x1,25D 4

2      π

D = 3

25 , 1 4

x xVd

π ...(5.3) lit.8 hal 37

= 3

25 , 1

23 , 823 4

x x π

= 10,94 cm = 109,4 mm Sehingga langkah piston ( S ) : S = 1,25 x D

= 1,25 x 109,4 = 136,75 mm = 13,675 cm

5.3. Volume sisa (Clearance volume) rc =

Vc Vc Vd+

= Vc Vd+1

……...…..(5.4) lit.8 hal 37

Atau : Vc =

1

−

rc Vd

=

1 2 , 16

4 , 1285

− = 84,53 cm3

5.4. faktor Briks

[image:45.595.147.469.600.713.2]

Yang dimaksud dengan faktor briks adalah selisih antara panjang langkah piston yang bergerak serta translasi dengan langkah gerakan poros engkol yang bergerak secara rotasi, maka terjadi perpindahan jarak pena piston.

Keterangan: R = Panjang jari-jari engkol L = Panjang batang penggerak

Xp = jarak yang ditempuh piston dari TMA sampai sudut engkol α

X = Dimana: S = 2R

R =

2

S =

2 675 , 13

= 6,83 cm

L = ( 3,75- 5,0 ) R = 4R (direncanakan) = 4 x 6,83

= 27,35 cm =273,5 mm

Maka: X=

) 35 , 27 2 (

) 83 , 6

( 2

x

= 0,852 cm = 8,52 mm

5.5 Perhitungan Piston

Piston berfungsi untuk menghisap udara dan mengkompres bahan bakar serta udara, dengan dilengkapi ring piston untuk mencegah kebocoran dari proses pembakaran diruang bakar. Dengan bantuan pena piston batang penggerak yang akan meneruskan gaya yang terjadi akaibat tekanan gas hasil pembakaran dan diteruskan ke poros engkol, atau dari gerak translasi ke gerak rotasi.

Biasanya piston dari bahan yang mempunyai sifat ringan , kuat dan tahan terhadap temparatur yang tinggi, tahan korosi, memiliki sifat antar panas yang baik serta mempunyai sifat tahan aus terhadap gesekan.

Dalam hal ini bahan piston Aluminium Alloy 2011 – T3 dengan sifat-sifat sebagai berikut:

- Tekuatan tarik : 55.000 Psi = 3867,05 Kg/cm2 - Faktor Keamanan : 7

- Masa Jenis : 0,0027 Kg/ cm3 - Tegangan tarik Izin :

7 05 , 3867

= 552,43 Kg/cm2 - Modulasi Elastisitas : 5.106 Psi =35150 Kg/cm2

[image:47.595.127.466.121.604.2]

- Tegangan Lentur : 47000 Psi = 3023,33 Kg/cm2 1 Psi = 0,07031 Kg/cm2

Gambar 5.2 Penampang Piston

Keterangan Gambar :

T = Tebal Ring Piston t1 = Tebal Kepala piston

t2 = Tebal dinding bagian atas piston

t3 = Tebal dinding bagian bawah Piston

t4 = Jarak dan ring pertama ke kepala piston

B = Kedalaman alur ring piston Lo = Jarak tumpuan pena piston D = Diameter Piston

Do = Diameter dalam pena piston Dt = Diameter luar Pena piston H = Tinggi piston

a) Tebal Kepala Piston (t1)

t1 = (0,13-0,16) X D ...(5.5) lit.8 hal 371 = (0,13-0,16) x 10,94cm

= 1,586cm

= 15,86 mm (direncanakan) b) Tebal dinding bagian atas piston fa

T2 = (0,18-0,033 x D+br) Dimana: br = Lebar alur ring piston

= b+1/64(in)

B = Kedalaman alur ring Piston

= (0,029-0,033)x D ...(5.6) lit.8 hal 373 = (0,029-0,033)x10,94 cm

=0,031x10,94 cm = 0,339cm

= 3,39 mm = 0,133 In (direncanakan)

Maka : br = b+(1/64) In. ...(5.7) lit.8 hal 373 = 0,133 In+0,0156

= 0,148 IN = 3,759 MM Sehingga:

t2 = (0,18+0,03x10,94+0,148) = 0,656 In

=16,66 mm

c) Tinggi dinding piston bagian bawah (ta) t3 =(0,25-0,35)xt

=0,30x16,66 cm =0,498 cm

= 4,98 mm (direncanakan) d) Tinggi Piston (H)

H =(1,16-1,22)xD

= 13,01 cm

=130,1 mm (direncanakan) e) Tinggi antara Piston ke sumbu

H1 = (0,38-0,5) x H

= (0,38-0,5) x 13,01 cm =0,44 x 13,01 cm = 5,724 cm

= 57,24 mm (direncanakan) f) Tinggi dari selubung piston (H2)

H2 = (0,62-0,70) x H

= (0,62-0,70) x 13,01 cm = 0,66 x 13,01 cm

= 85,86 cm = 18,598 mm (direncanakan)

g) Jarak dari puncak piston ke ring piston t4 = (0,14-0,20 ) x D

= (0,14-0,20 ) x 10,94 cm

= 0,17x10,94 cm=18,598 mm (direncanakan) h) Diameter dalam pena piston

Do = (0,34-0,38) x D

= (0,34-0,38) x 10,94 cm = 0,36x10,94 cm

= 3,9384 cm

= 39,38 mm (direncanakan) i) Jarak tampuh ring piston

T = (0,03 – 0,05 ) x d

= (0,03 – 0,05 ) x 10,94 cm = 0,04x10,94 cm

= 4,37 mm (direncanakan) j) Diameter Luar pena piston

= 1,55x3,938 cm

= 61,03 mm (direncanakan) k) Panjang tumpuan Pena piston

Lo = 0,42xD

=0,42x 10,94 cm

= 4,59 cm = 45,9 mm (direncanakan)

• Berat Piston

Berat piston dapat diukur dengan persamaan sebagai berikut :

Wp = Vp x Bj ...(5.8) lit.8 hal 376 Dimana : Wp = Berat Piston

Vp = Total Volume Piston

Bj = Berat jenis bahan Piston ( 2,7 kg/cm3)

[image:50.595.219.377.420.600.2]

Untuk mempermuda h perhitungan volume total dari piston, maka piston dibagi dalam beberapa bagian utama dan direalisasikan seperti gambar di bawah ini.

Gambar 5.3 Beberapa bagian utama dari piston

- Volume penampang I (VI)

VI = 1

4 2

xt xD     

=

(

10,94)2 1,586

)

4x x

   π

= 149,08 cm3

- Volume penampang II (VII)

VII =

(



)

     + − − −       2 ) (

4 2 1

2 1

2 do

t H d

D x

π _{...(5.10) lit.381-382}

= x      4

π

(

2 2

)

1038 , 6 94 ,

10 − -

]

      ₊ − 2 938 , 3 586 , 1 586 , 8

= x      4 π _{(82,42)-(8,586-3,555)}

= 59,70 cm3

- Volume penampang III (VIII ) VIII = x

     4 π _(D2

– (d1 – 2b ))x t ...….(5.11) lit.8 hal 382

= x      4

π _{( 10,94}2

– (6,38 – 2 x 0,339)2 ) x 0,437

= x      4

π _{(90,25) x (0,437 )}

= 33,52 cm3

- Volume penampang IV (VIV) VIV = x

     4 π _{( d}2

1 – d 2

0) -       − 2 1 D

……...(5.12) lit.8 hal 382

= x      4

π _{( 6,1038}2

– 3,9382) -       − 2 1 94 , 10

= x      4

π _{( 21,74 ) x (4,97 )}

= 84,81 cm3

- Volume penampang V (VV) Vv = x

     4

π _{( D}2

– d2 ) x       _{− −} 2 0 2 d H

H ……...(5.13) lit.8 hal 382-383

= x      4

π _{( 10,94}2

– 6,10382 ) x 

= x      4

π _{( 82,42 )x (2,455)}

Maka total volume piston :

Vp = VI + VII + VIII + VIV + VV

= 149,08 + 59,70 + 33,52 + 84,81 + 158,91 = 486,02 cm3

Sehingga berat piston ; Wp = Vp x Bj

= 486,02 cm3 x 2,7 gr/cm3 = 1312,25 gr = 1,31 kg • Pemeriksaan Kekuatan Piston

Gaya akibat tekanan gas pembakaran : Fmax = 

     4 π _D2

x Pmax ...(5.14) lit.8 hal 384

=       4

π _(10,94cm)2 x 70

= 6579,94 kg

Sehingga momen maksimum : Mmax =

      _      −       4 2 2

max _x Lpp Lo F

...(5.15) lit.8 hal

384 =       _      −       4 59 , 4 2 299 , 9 2 94 , 6579 x

= 3289,94 x ( 4,695 – 1,1475 ) = 11521,3 kg.cm

Sedangkan momen lengkung :

W =

            − 0 4 1 4 0 32 d d d x π =           − 9384 , 3 ) 166 , 2 ( ) 9384 , 3 ( 32 4 4 x π

Maka :

W M_max = σ

= ₃

95 , 131

/ 3 , 11521

cm cm kg

= 87,314 kg/cm3

Dari perhitungan di atas dapat kita ketahui bahwa tegangan yang terjadi kecil dari tegangan tarik izin, yaitu : 1826,06 kg/cm2 > 87,314 kg/cm2

5.6. Pen Piston

Dalam mekanisme piston, pena piston mempunyai fungsi antara lain : • Meneruskan gaya pada piston ke poros engkol melalui btng

penggerak

• Sebagai engsel untuk memungkinkan batang piston membentuk sudut inklinasi piston yang bergerak dari TMA ke TMB.

Oleh karena itu pena piston harus mampu menahan tekanan pembakaran dan gaya inersia piston. Bahan pena piston yang dipilih adalah Low Alloy Steel ANSI 4340 dengan data sebagau berikut berdasarkan dari Kovach M. Hal 478 :

 Tegangan tarik (a) : 182000 psi = 12796,42 kg/cm2  Tegangan tarik izin (F) : 182000 / 7 = 26000 psi 1826,06

kg/cm2

[image:53.595.165.464.426.638.2]

 Faktor Keamanan : 7 diambil

Gambar 5.4 Penampang Pena piston

a. Diameter Pena Piston (d0)

do = 3,9384 cm = 39,38 mm

b. Diameter dalam pena piston (di) di = (0,52-0,58) x 3,9394 cm = 0,55 x 3,39384 cm = 2,166 cm

= 21,66 mm c. Jarak sisi bosh (Lpp)

Lpp = 0,85 x D

= 0,85 x 10,94 cm = 9,299 cm = 92,99 mm d. Berat pena piston (Wpp)

Wpp =      

4

π _{x (} 2 1 2 0 d

d − ) Lpp x Bj ...(5.16) lit.8 hal 385

=      

4

π _{x (3,9384}2

–

2,1662)(92,99) (0,0073 kg/cm3)

=      

4

π _{x (10,819)(92,99)(0,0073 kg/cm}3 ) = 0,577 kg

5.7. Cincin Piston (Ring Piston)

Pada perlengkapan piston dibuat tiga (3) buah untuk mencegah terjadinya kebocoran gas dan kebocoran oli keruang bakar.

o Cincin Tekanan (Ring Kompresi)

o Cincin Pelumas (Ring Oli)

Cincin ini berguna untuk mencegah kebocoran oli atau pelumas agar tida masuk keruang bakar .

Jumlah cincin piston yang direncanakan ada 3 buah yang ditetapkan 2 buah untuk cincin kompresi dan 1 untuk cincin minyak pelumas.

5.7.1. Material Ring Piston

Sifat-sifat dari bahan Ring piston yang diinginkan, adalah : - Tahan terhadap gesekan dan kehausan

- Tahan terhadap temperatur tinggi - Mempunyai sifat elastisitas yang tinggi - Penghantar panas yang baik.

Untuk itu, material yang dipilih adalah Gray Cast Iron, dengan sifat-sifat sebagai berikut :

- Tegangan tarik (a) : 90000 psi = 129600 Btu / lb - Faktor keamanan (V) : 7 (diambil)

- Berat Jenis (Bj) : 0,00715 kg/cm3

- Tegangan tarik izin (

σ

) : 90000/7 = 11250 psi = 16200 Btu / lb [image:55.595.195.430.489.625.2]

5.7.2 Ukuran-ukuran Ring Piston

Gambar 5.5 Ring Piston

a. Lebar cincin piston (b) : b = (0,029-0,033) x D

= 0,031 x 10,94 cm

= 0,339 cm (direncanakan)

b. Tebal Cincin Piston (h) H = (0,06-1,0) b

= (0,06-1,0) x 0,339 cm = 0,53 x 0,339 cm

= 0,179 cm (direncanakan) c. Celah Cincin Piston

 Dalam keadaan bebas (C1) C1 = (3,5-4,0) b

= (3,5-4,0) x 0,339 = 3,79 x 0,339

= 1,271 cm (direncanakan)  Dalam keadaan terpasang (C2)

C2 = (0,002 – 0,004) x D

= (0,002 – 0,004) x 10,49 cm = 0,003 x 10,94

= 0,032 mm (direncanakan) d. Berat Cincin Piston (Wrp)

Wrp = Vrp x Bj = 

    

4 π _(D2

– (D – 2b)2 –h) (0,0078)

=      

4

π _(10,942

- (10,94 – 2. 0,339)2 - 0,179) (0,0078)

=      

4

π _{(119,68 – (105,308) – 0,179) (0,0078)}

=      

4

π _(0,1107)

5.7.3 Pemeriksaan Kekuatan Ring Piston

Pemeriksaan kekuatan cincin piston dilakukan terhadap tegangan ynag timbul pada ring piston. Hal ini disebabkan oleh tekanan- tekanan yang terbagi rata di sekililing permukaan ring piston. Di mana tekanan ini berasal dari gas hasil pembakaran yang menekan ring piston melalui clearence dengan dinding silinder.

Tekanan yang diberikan ring piston terhadap dinding silinder adalah : Pw = (3 : 6) psi

= (0,21 : 0,42) kg/cm2

Tegangan lengkung yang terjadi pada piston adalah berhubungan dengan ukuran ring piston, besar tegangan ini diperoleh dari tegangan lebar ring piston.

₁

(

)

2

b D Pw

=

σ ...(5.17) lit.8 hal 385

= 0,315

(

)

2 339 , 0

94 , 10

= 128,05 Btu/lb

Sedangkan lebar ring piston mempunyai tegangan izin

σ

=16200 Btu / lb, dimana

σ

> σ₁ atau 16200 Btu / lb >128,05 Btu/lb, berarti ring pison aman untuk digunakan.

5.8. Silinder

[image:58.595.228.400.112.281.2]

Gambar 5.6 Tabung Silinder

5.8.1. Perencanaan Tabung Silinder

Dalam perencanaan ini dipakai tabung yang terpisah dari blok silindernya dan bahan yang digunakan untuk tabung silinder motor diesel adalah gray-cast iron dengan data-data sebagai berikut :

o Bahan : Besi tuang kelabu SAE 122 o Tegangan tarik (a) : 45000 psi = 3163,95 kg/cm2 o Faktor keamanan (V) : 7

o Tegangan tarik Izin (

σ

) : 7 45000

= 6428,57 psi = 92571 Btu/lb a. Tebal Tabung Silinder (t)

t = PmaksD +k σ

. 2

.

...(5.18) lit.3 hal 25

Di mana : Pmaks = Tekanan gas maksimum (70 kg/cm2 ) D = Diameter dalam silinder (10,94 cm ) σ = Tekanan izin bahan (451,99 kg/cm2 )

t = cm x451,99kg/cm 0,24 2

cm 10,94 x kg/cm 70

2 2

+

= 0,24cm 98

, 903

8 , 765

+

= 1,08 cm b. Diameter Luar Silinder

Do = D+2t

= 10,94 + 2(1,08) = l3,l cm

c. Tinggi Silinder (Hsil) Hsil =H+S

Dimana:

H = Tinggi piston = 13,01 cm

S = Panjang langkah piston : 13,675 cm

Maka:

Hasil = 13,01c m +13,675cm = 26,685 cm

5.8.2. Pemeriksaan Kekuatan Tabung Silinder

Tegangan yang terjadi pada dinding tabung silinder adalah : a. Tekanan akibat gas hasil pembakaran

b. Perbedaan temperatur antara dinding luar dengan dinding dalam silinder yang disebut temperatur stress.

Untuk mengetahui tegangan yang terjadi pada tabung silinder terlebih dahulu diketahui

Data-data material untuk gray cast iron, yaitu:

 Konduktivitas thermal (k) = 320 Btu In/ft2  Moduluse lastisitas(E ) = (12: 14) x 106 psi  Poissonr ratio (y) = 0,27

Tekanan gas maksimum akibat pembakaran, yaitu regangan tangensia :

Sg =

[

(

(

)

₂

(

₂

)

)

]

2 2 1 1 Di Do Do y D y Pg + + + −

...(5.19) lit.3 hal 25

Dimana : P = Tekanan gas maksimum = 995,4 psi Di = Diameter dalam piston

Do = Diametel luar silinder Maka :

Sg =

[

[

]

]

) 46 4 96 , 4 ( ) 96 , 4 ( 27 , 0 1 ( ) 46 , 4 )( 27 , 0 1 ( 4 , 995 2 2 2 2 − − + + − psi =

[

]

71 , 4 ) 24 , 31 ( ) 52 , 14 ( 4 , 995 +

= 9670,8 psi = 679,95 kg/cm2

b. Tekanan Akibat Perbedaan Temperatur ( Temperatur Stress ) Dapat dihitung dari persamaan :

Sth =

) 1 ( . 2 3 1 . . . y k m t q E −       − α

...(5.20) lit.3 hal 31-32

Di mana:

m = −1     D Do

= 1

94 , 10 176 , 12 −    

= 1,112 cm

q = panas yang mengalir persatuan luas dinding silinder q =

A Q_s

Qs = 14 %. Qm Qm = SfcLHV

Ne

= .0,4008 18225 4 24 , 77 x

= 141056,66 Btu / Jam Maka :

Qs = 14 %. 141056,66 = 19747,93 Btu / Jam

Luas dinding silinder menyerap panas (A)

A =

2 ) (D+Do S

π _{...(5.21) lit.3 hal 32}

Dimana : S = Panjang langkah piston = 5,58 In

= 0,465 ft Sehingga : A =

2 465 , 0 ) 413 , 0 371 , 0 ( + π

= 0,572 ft

Maka : q = A Q_s = ft Jam Btu 572 , 0 93 , 19747 = 3448,02 jam ft Btu.

Sehingga tegangan thermal yang timbul pada silinder adalah :

Sth =

) 1 ( . 2 3 1 . . . y k m t q E −       − α

...(5.22) lit.3 hal 32-33

= ) 27 , 0 1 )( 320 ( 2 3 0364 , 0 1 ) 0202 , 0 02 , 34488 ). 10 . 13 )( 10 . 5 , 6

( 10 6

−       − − _x = 2 , 467 0987 65 , 696 5 ,

84 x x

= 124,47 psi = 8,75 kg/cm2

Tegangan total yang timbul pada silinder (σ cr total ) σ total = Sg + Sn

= 688,70 kg/cm2

Tegangan yang timbul lebih kecil dari tegangan izin sehingga konstruksi silinder aman dalam operasinya : 1054,65 kg/cm2 > 688,70 kg/cm2.

5.9. Kepala Silinder

Kepala Silinder berfungsi sebagai berikut:  Penutup terakhir dari blok silinder

 Untuk menahan tekanan kompressi yang cukup tinggi  Tempat dudukan mekanisme katup

 Tempat dudukan injektor dan ruang bakar

 Tempat saluran masuk udara dan udara keluar dari silinder

Dalam perencanaan ini bahan untuk kepala silinder sama dengan bahan yang ada pada silinder yaitu gray cast iron SAE 122.

Tebal kepala silinder ( t) = D x σ

g P C.

Dimana :

D = Diameter silinder : 10,94 cm

Pg= Tekanan gas maksimum : 995,4 psi = 69,98k Kg/cm2 c = Konstanta (0 ,1 untuk besi tuang)

σ = Tegangan tarik izin = 451,99 Kg/cm2

Sehingga t = l0,94 cm x ₁ 2 / 99 , 451 / 98 , 69 . 2 , 0 cm kg cm kg

= 10,94 cm x 0,175 = 1,9 cm

5.9.1. Pemeriksaan kekuatan kepala silinder

Pemeriksaan kekuatan kepala silinder dilakukan terhadap tekanan gas pernbakaran, yaitu :

σ = 2 . . 2 . . 2 . cl maks t P D C

...(5.23) lit.3 hal 37

= 16l,17 Kg/cm2

Tegangan yang timbul pada kepala silinder masih kecil dari pada tegangan izinnya sehingga kepala silinder aman digunakan 451,99 Kg/cm2 > 161,17 Kg/cm2

5.10. Batang penggerak ( Connecting Rod )

Connecting rod merupakan batang penghubung piston dengan poros engkol yang berfungsi untuk meneruskan gaya dari piston yang mengubah gerak translasi menjadi gerak rotasi pada poros engkol.

Sesuai dengan fungsinya, connecting rod menerima gaya-gaya :

 Gaya akibat kompressi dan ekspansi piston yang diteruskan ke connecting rod

 Gaya inersia dari bagian yang bergerak translasi dan rotasi

 Gaya gerak dari pena piston dan bantalan-bantalan penghubung connecting rod.

5.10.1. Bahan Connecting Rod

Bahan yang dipergunakan untuk connecting rod harus terbuat dari material yang kuat dan ringan, tahan terhadap tegangan yang timbul, mempunyai berat jenis yang kecil sehingga momen inersia yang timbul juga kecil. Oleh karena itu material connecting rod dipilih dari bahan Low Alloy Steel dengan kornposisi: Ni = (1,65_2,0)%

Si = (0,2 - 0,35) % S = 0,04 %

C = (0,38 - 0,43) % Cr = (0,70 - 0,90) % Mn = (0,6 - 0,80) % P = 0,04 % Mo = (0,2 - 0,30) %

Tensile strenght (σ s) = 250000 psi Yield strenght (σ y) = 230000 psi

Faktor keamanan direncanakan (V )= 9, maka: Teganganiz in bahan (σ i) =

= 9 250000

= 27777,77 psi

[image:64.595.105.455.78.784.2]

5.10.2. Ukuran Utama Connecting Rod

Gambar 5.7 Connecting Rod

5.10.3. Ukuran Kepala Kecil Connecting Rod

Diameter dalam bosh connecting rod (dki) Dk1 = do+Ck

dimana: do = diameter luar pena piston =3,3984 cm Ck = Clearance pena piston = ( 0,3 – 0,6 ) mm

= 0,5 ( direncanakan ) Maka : dk1 =3,9384 + 0,5

= 39,884 mm = 3,98 cm. Diameter luar bosh (dk2)

dk2 = dk1 + 2tbk dimana:

tbk = tebal bosh kecil = (0,08- 0,085) dk1 = 0,083 x 39,884 = 3,310 mm Maka diperoleh :

= 46,504 mm = 4,650 cm.

- Diameter dalam kepala kecil connecting rod. Dkk = dk2 = 46,504 mm

- Diameter luar kepala kecil connecting rod dk3 = (1,2-1,3) dk2

= (1,2-1,3) 46,504 mm = 1,25 x 46,504 mm = 58,13 mm

- Lebar kepala kecil connecting rod (LK) LK = L - Cl

Dimana : L = Jarak tumpuan pena piston = 0,45 x 10,94 cm

= 4,923 cm

Cl = Kelonggaran antara tumpuan pin dengan connecting rod = 0,2 mm (standard)

Maka : LK = 49,23 mm – 0,2 mm = 49,03 mm

5.10.4 Ukuran kepala besar connecting rod - Diameter dalam bosh connecting rod (db1)

db1 = (0,50-0,65) x D = 0,55x109,4 cm = 60,17 mm = 6,017 cm

- Diameter luar bosh connecting rod (db2) db2 = db1 + 2tbb

tbb = tebal bosh besar = (0,03 - 0,04) db1 = 0,04 x 60,17 mm = 2,40 mm

= 62,57 mm

- Diameter dalam kepala besar sarna dengan diameter luar bosh Dkb = db2 = 62,57 mm

- Jarak antara kedua baut pengikat (C) C = (1,2-1,3) db2

= I,2 x 62,57= 75,084 mm - Diameter luar kepala besar connecting rod (db3)

db3 = C = 75,084 mm

- Lebar kepala besar connecting rod (Lb) Lb = ( 0,4 – 0,6 ) x D

= 0,5 x 10,94 = 5,47 cm = 54,7 mm

5.10.5. Ukuran lengan connecting rod.

Pada perancangan tugas Sarjana ini profil lengan connecting rod direncanakan

berbentuk profil I dengan ukuran sebagai berikut :

Gambar 5.8 Profil lengan connecting rod

= 0,09x 10,94 cm = 0,984 cm Maka : h = 3t

= 3 x 0,984 cm = 2,95 cm

- Lebar lengan connecting rod (b) b = 6t

= 6 x 0,984 cm = 5,904 cm.

- Luas penampang lengan connecting rod (Ac) Ac = 2 x b x t + (h - 2 t ) x t

= 2 x 5,904 x 0 ,984 + (2,95- 2(0,984) x 0,984) = 11,40 + 0,919

= 12,31