Laporan Tugas DAn Elemen Mesin

(1)

BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang.

Tugas Perencanaan Mesin ini merupaan Tugas yang diberikan guna melengkapi nilai tugas mahasiswa pada Jurusan Teknik Mesin, Fakultas Induatri Institut Teknologi Adhi Tama Surabaya, pada Jenjang Sarjana. Selain itu bahwa dalam tugas ini berguna untuk meningkatkan kemampuan mahasiswa Teknik Mesin terutama dibidang Teknik.

Dalam Perencanaan Mesin kali ini, mencoba mengangkat permasalahan tentang Gearbox. Gearbox merupakan suatu komponen dari suatu mesin yang berupa rumah untuk roda gigi. Komponen ini harus memiliki konstruksi yang tepat agar dapat menempatkan poros-poros roda gigi pada sumbu yang benar sehingga roda gigi dapat berputar dengan baik dengan sedikit mungkin gesekan yang terjadi.

Selain harus memiliki konstruksi yang tepat, terdapat beberapa kriteria yang harus dipenuhi oleh komponen ini yaitu dapat meredam getaran yang timbul akibat perputaran dan gesekan antar roda gigi.

Dari kesulitan konstruksi yang disyaratkan dan pemenuhan kriteria yang dibutuhkan, maka kami bermaksud membuat produk tersebut sebagai objek pembuatan Tugas Perencanaan Elemen Mesin. Pembuatan produk tersebut dengan memperhatikan spesifikasi yang diinginkan.

1.2. Maksud dan Tujuan

Disamping untuk memenuhi kurikulum S1 Jurusan Teknik Mesin ITATS,tugas ini juga dimaksudkan :

(2)

b. Agar mahasiswa dapat mengetahui hal-hal yang berkaitan dengan permasalahan pada perencanaan Gearbox, seperti gaya-gaya pada roda gigi reaksi pada poros dan yang lainnya.

c. Menyiapkan mahasiswa menjadi anggota masyarakat yang memiliki kemampuan akademik yang dapat menerapkan, mengembangkan dan menciptakan ilmu pengetahuan dan teknologi.

d. Mengembangkan ilmu pengetahuan dan teknologi serta mengupayakan penggunaan Gearbox untuk meningkatkan taraf hidup masyarakat kearah yang lebih baik.

1.3. Batasan Masalah.

Karena dalam masalah perencanaan roda gigi adalah sangat luas, menyangkut berbagai macam disiplin ilmu, maka dilakukan pembatasan permasalahan. Permasalahan yang akan dibahas pada perencanaan elemen mesin tentang roda gigi transmisi ini antara lain:

(3)

1.4. Sistematika Penulisan.

Dalam penulisan perencanaan Gear Box disajikan dalam bentuk Bab per Bab yang kemudian diuraikan dalam sub Bab. Adapun Bab-bab yang ada secara garis besar adalah sebagai berikut :

BAB I : PENDAHULUAN

Berisi tentag latar belakang, maksud dan tujuan, batasan masalah, metode pengambilan data dan sistematika penulisan.

BAB II : DASAR TEORI

Berisi tentang jenis-jenis roda gigi, rumus dasar roda gigi, poros, bahan dasar poros, pasak, bantalan dan systempelumasan.

BAB III : MEKANISME SISTEM TRANSMISI Berisi tentang gambar sket perencanaan sistem transmisi

BAB IV : PEMBAHASAN SISTEM TRANSMISI

Berisi tentang perhitungan perencanaan sistem transmisi perhitungan pertencanaan poros, perhitungan pertencanaan pasak, perhitungan pertencanaan bantalan dan perhitungan pertencanaan pelumasan.

BAB V : PENUTUP

Berisi tentang kesimpulan hasil perencanaan sistem transmisi dan saran.

(4)

BAB II

DASAR TEORI

2.1. Roda Gigi

Pada dasarnya sistem transmisi roda gigi merupakan pemindahan gerakan putaran dari satu poros ke poros yang lain hampir terjadi disemua mesin. Roda gigi merupakan salah satu yang terbaik antara sarana yang ada untuk memindahkan suatu gerakan. Roda gigi dikelompokkan menurut letak poros putaran atau berbentuk dari jalur gigi yang ada. Keuntungan dari penggunaan sistem transmisi diantaranya :

1. Dapat dipakai untuk putaran tinggi maupun rendah 2. Kemungkinan terjadinya slip kecil

3. Tidak menimbulkan kebisingan

Adapun klasifikasi dari roda gigi antara lain :

2.1.1. Roda Gigi Lurus (Spur gear)

(5)

ft/menit. Ini tidak mutlak, spur gear dapat juga dipakai pada kecepatan diatas batas-batas tersebut.

Gambar 2.1. Roga Gigi Lurus

2.1.2. Roda Gigi Miring (Helical gear)

Roda gigi miring dipakai untuk memindahkan putaran antara poros-poros yang sejajar. Sudut kemiringan adalah sama pada setiap roda gigi, tetapi satu roda gigi harus mempunyai kimiringan ke sebelah kanan dan yang lain ke kiri. Roda gigi ini mampu memindahkan putaran lebih dari 3600 rpm dan kecepatan keliling lebih dari 5000 ft/menit.

(6)

2.1.3. Roda Gigi Cacing (Worm gear)

Roda gigi cacing dipakai untuk memindahkan putaran antara poros yang tegak lurus bersilang. Susunan roda gigi cacing biasanya mempunyai penutup tunggal atau ganda, suatu susuna roda gigi berpenutup tunggal adalah sesuatu dimana roda gigi dibungkus penuh atau sebagian oleh gigi cacing, sebuah roda gigi dimana setiap elemen ditutup sebagian oleh yang lain adalah susunan roda gigi cacing berpenutup ganda.

Gambar 2.3. Roda Gigi Cacing

2.1.4 Roda Gigi Kerucut (Bevel gear)

Roda gigi kerucut dipakai untuk memindahkan gerakan atau putaran antara poros yang berpotongan. Walaupun roda-roda gigi kerucut biasanya dibuat untuk sudut poros 90, roda-roda gigi ini biasanya untuk

(7)

Gambar 2.4. Bevel Gear

2.1.5. Screw Gear

Jenis roda gigi ini trediri dari dua buah helical gear wheel yang merupakan kombinasi sederhana untuk memindahkan gaya maupun torsi poros yang membentuk sudut-sudut tertentu.

Gambar 2.5. Screw Gear

2.1.6 Hypoid Gear

(8)

Gambar 2.6. Hipoid Gear

2.2. Rumus Dasar Roda Gigi

Dalam perencanaan ini saya menggunakan jenis roda gigi lurus karena ada beberapa pertimbangan yaitu :

# Dilihat dari poros, karena sejajar maka yang paling cocok dipergunakan adalah roda gigi lurus.

# Karena daya dan putaran relative rendah, maka lebih cocok bila menggunakan roda gigi lurus.

Adapun rumus dasar yang berhubungan dengan perencanaan roda gigi antara lain sebagai berikut :

a. Diameter Pitch Circle (P)

Rumus dari buku deutschman (hal 521)

P = Nt/d (in) ( 1 )

Dimana :

P = Diametral pitch

(9)

b. Perbandingan Kecepatan (rv) Rumus dari buku deutschman hal 525

rv = W2/W1 = NtP/Ntg = d1/d2 = n2/n1 ( 2 )

Dimana :

N1,n2 = putaran roda gigi ( rpm )

Nt1,Nt2 = jumlah gigi ( buah )

d1,d2 = diameter roda gigi ( inch )

c. Jarak Poros (C)

Rumus dari buku deutschman hal 528

C = d1+d2 (in) ( 3 )

2 Dimana :

C = jarak poros antara dua roda gigi d = diameter roda gigi

d. Kecepatan Pitch Line / Garis Kontak (Vp) Rumus dari buku deutschman hal 563

Vp =  .d.n (ft/mnt) ( 4 )

12 Dimana :

(10)

e. Torsi yang Bekerja

T = 63000.N daya ( 5 )

n Dimana :

T = torsi yang bekerja N = daya motor n = putaran input

f. Gaya-gaya pada Roda Gigi

Gambar 2.7. Gaya-Gaya pada Roda Gigi

 Gaya radial (Fr)

Fr = Fn.Sin = Fn.Cos ( 6 )

(11)

 Gaya tangensial (Ft)

Ft = 2T ( 7 )

D

 Gaya dinamis (Fd)

Fd = 600+Vp . Ft ( 8 )

600

Untuk 0 < Vp ≤ 2000 ft/menit Fd = 1200+Vp .Fp

1200

Untuk 2000 < Vp ≤ 4000 ft/menit Fd = 78+  Vp .Ft

78

Untuk Vp > 4000 ft/min dimana Fw ≥Fd dan Fb ≥ Fd

Dimana :

(12)

g. Lebar Gigi (b)

b = Fd ( 9 )

d1.Q K

Q= 2.d2 d1+d2 Dimana :

b = Lebar gigi (in) Fd = Gaya dinamis (in) d1 = diameter pinion

d2 =diameter gear

Q = Perbandingan roda gigi K = Faktor pembebanan

h. Syarat Keamanan Roda Gigi 9 ≤ b ≤ 13

p p

i. Evaluasi Kekuatan Gigi (Persamaan AGMA)

Sad = Sat.Kl ( 10 )

(13)

t = Ft.Ko.P.Ks.Km ; Sad >t (syarat aman ) ( 11 )

Kv.b.j Dimana :

Sat = Tegangan ijin Material Kl = Faktor umur

Kt = Faktor temperature Kr = Faktor keamanan

σ _{t = Tegangan bending pada kaki gigi} Ko = Faktor koreksi beban lebih Km = Koreksi distribusi beban Kv = Faktor dinamis

J = Faktor bentuk geometris

j. Menentukan Gaya bending Pada Pinion dan Gear (Fb) Rumus dari buku deutschman hal 551

Fb

=

So

.

b

.

Y

_P

( 12 )

Dimana :

Fb = Gaya bending

So = Kekuatan permukaan gigi

Y = Faktor bentuk Lewis

b = diameter pitch

(14)

k. Menentukan Panjang Garis Kontak Gigi

l. Menentukan Perbandingan Kontak (kontak ratio)

Sad

=

_ρ

_.cos

AB

_θ

( 14 )

Dimana :

AB = Panjang garis kontak CR = Kontak ratio

M. Standart Ukuran Roda Gigi

Tabel 2.1. Standart Ukuran Roda Gigi

Nama

φ

₌

14

1

2

°

20° 20° dipotong 25°

Addendum (A)

Tinggi kontak (d)

2

(15)

Gambar 2.8. Bagian-bagian pada Roda Gigi

2.2. Poros

(16)

berupa gabungan satu dengan yang lainnya. Definisi yang pasti dari poros adalah sesuai dengan penggunaan dan tujuan penggunaan.

Dibawah ini terdapat beberapa definisi dari poros :

a. Shaf adalah poros yang ikut berputar untuk memindahkan daya dari mesin ke mekanisme yang digunakan.

Gambar 2.9. shaf

b. Axle adalah poros yang tetap dan mekanismenya yang berputar pada poros tersebut, juga berfungsi sebagai pendukung.

Gambar 2.10. Axle

c. Spindle adalah poros yang terpendek terdapat pada mesin perkakas dan mampu atau sangat aman terhadap momen bending.

(17)

d. Line Shaft adalah poros yang langsung berhubungan dengan mekanisme yang digerakkan dan berfungsi memindahkan daya dari motor penggerak ke mekanisme tersebut.

Gambar 2.12. Line Shaft

e. Jack Shaft adalah poros yang pendek, biasanya dipakai untuk dongkrak “JACK” mobil.

Gambar 2.13. Jack Shaft

(18)

Gambar 2.14. Flaxible

Poros pada umumnya dibuat dari baja yang telah diheattreatment. Poros yang dipakai untuk meneruskan daya dan putaran tinggi umumnya dibuat dari baja paduan dengan pengerasan kulit yang sangat tahan terhadap keausan.

Poros dapat dibedakan menjadi 2 macam : a. Poros Lurus

Adalah sebatang logam yang berpenampang lingkaran berfungsi memindahkan putaran atau mendukung beban-beban yang didukung pada poros ini adalah beban puntir dan bending.

b. Poros Bintang

Adalah sebatang logam yang berpenampang lingakaran dan terdapat sirip yang menyerupai bintang. Poros dihubungkan dengan roda gigi tanpa menggunakan pasak.

Persamaan yang digunakan pada poros bintang : a) Tegangan geser maksimum (  max )

 max =

0,5

x

Syp

(19)

Dimana:

 max = tegangan geser maksimum ( Psi )

N = faktor keamanan

Syp = yield posisi dari material b) Diameter poros

d =

√

16 x

√

MB

2

+

T

2

π x

0,5

x

Syp

_N

Dimana:

d = diameter poros (inch)

MB = momen bending yang diterima poros (lb. in) T = momen torsi myang diterima poros

Poros pada umumnya dibuat dari baja yang telah di heatreatment. Poros yang dipakai pada untuk meneruskan daya dan putaran tinggi umumnya dibuat dari baja paduan dengan pengerjaan kulit yang sangat tahan terhadap keausan.

2.3. Pasak ( Keys )

Pasak digunakan untuk menyambung poros dan roda gigi, roda pulley, sprocket, cams, lever, impeller dan sebagainya.

(20)

1. Untuk beban torsi yang konstan ( torque stedy ). >> N = 1.5 2. Untuk beban yang mengalami kejut rendah. >> N = 2.5 3. Untuk beban kejut besar terutama beban bolak balik >> N = 4.5 Adapun macam – macam pasak yaitu :

1. Pasak datar segi empat ( Standart square key ).

Gambar 2.15. Pasak data segiempat

2. Pasak datar standar ( Standart flat key ).

(21)

3. Pasak tirus ( Tepered key ).

Gambar 2.17. Pasak tirus 4. Pasak bidang lingkaran ( Wood ruff key ).

(22)

5. Pasak bintang (Splines ).

Gambar 2.19. Pasak bintang 6. Pasak bintanng lurus ( Straight splines ).

Gambar 2.20. Pasak bintanng lurus 7. Pasak bintang involute ( involute spline ).

(23)

Adapun berbagai macam pasak, namun yang dibahas adalah pasak standar ( Standart flat key ). Pemasangan pasak pada poros maupun roda yang disambungkan dan dibuat alur pasak yang disesuaikan dengan ukuran pasak.

Keterangan :

F = Gaya yang bekerja. h = Tinggi pasak.

A = Pasak. b = Lebar pasak

B = Poros. l = Panjang pasak.

2.3.1. Rumus Dasar Pasak

Ukuran lebar dan tinggi pasak ada dalam table yang disesuaikan dengan kebutuhan atau tergantung pada diameter poros.

a. Panjang pasak sesuai dengan kebutuhan dan dimensinya. W = Lebar pasak.

H = Tinggi pasak. L = Panjang pasak.

Ss = Tegangan geser.

 Gaya (F)

F

=

2 _D

T

dimana

T

=

F

D

2

( 15 )

(24)

Ss

=

F

_A

dimana

A

=

L

.

W

( 16)

 Tegangan kompresi (c)

T

=

Ss

.

W

₂

.

L

.

D

( 17 )

Pada perhitungan ini dipergunakan faktor keamanan dengan asumsi sebagai berikut :

1. Untuk beban torsi yang konstan ( torque stedy ). >> N = 1.5

2. Untuk beban yang mengalami kejut rendah. >> N = 2.5

3. Untuk beban kejut besar terutama beban bolak balik. >> N = 4.5

b. Tegangan geser yang diijinkan.

Ssyp

N

=

0.58 N

Syp

_{( 18 )}

c. Tegangan kompresi yang diijinkan.

Sc

=

_L

_.

4 .

_W

T

_.

_D

( 19 )

(25)

Sc

=

_L

_.

4 .

_W

T

_.

_D

≤

Ssyp

_N

( 20 )

e. Tinjauan terhadap kompresi.

L

=

_Sc

4. _.

_W

T

_.

_D

( 21 )

f. Syarat yang harus dipenuhi supaya pasak aman ( geser ).

Ss

=

_L

_.

2. _W

T

_.

_D

≤

Ssyp

_N

( 22 )

g. Tinjauan terhadap geser.

L

=

_Ss

2. _.

_W

T

_.

_D

( 23 )

2.4. Bantalan ( Bearing )

Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban sehingga putaran atau gerakan bolak baliknya dapat berlangsung secara halus, aman dan umur pakai panjang. Agar elemen mesin dapat bekerja dengan baik maka bantalan harus dipasang cukup kokoh.

2.4.1. Klasifikasi Bantalan

1. Berdasarkan gerakan terhadap poros

(26)

Pada bantalan ini terjadi gerakan luncur antara poros dan bantalan karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan bantalan dengan perantaraan lapisan pelumas.

Gambar 2.22. Bantalan Luncur

 Bantalan gelinding

Pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding antara bagian yang berputar dengan bagian yang diam melalui elemen gelinding.

(27)

 Bantalan radial

Setiap arah beban yang ditumpu oleh bantalan ini tegak lurus terhadap sumbu poros.

 Bantalan aksial

Setiap arah beban yang ditumpu oleh bantalan itu sejajar dengan sumbu poros.

 Bantalan gelinding halus

Bantalan ini dapat menumpu beban yang sejajar dan tegak lurus terhadp poros.

2.4.2. Macam – macam bantalan luncur

1. Bantalan radial berbentuk silinder, silinder elip 2. Bantalan aksial yang berbentuk engsel

3. Bantalan khusus yang berbentuk bola

(28)

Gambar 2.25. Bantalan Luncur Radial dan Aksial

2.4.3. Rumus Dasar Bantalan

Rumus yang digunakan pada saat perencanaan bantalan yaitu :

 Umur bantalan (L10h)

L

₁₀

h

=

(

C

_P

)

b

x

10

6

60. n

_{( 23 )}

 Beban equivalen (P)

P = Fs ( X.V.Fr.y.Fa ) ( 24 ) dimana :

b = Konstanta

= 3.0 ( untuk ball bearing ) = 10/3 ( untuk roll bearing ) V = Faktor putaran

= 1 ( untuk ring dalam berputar ) = 1.2 ( untuk ring luar berputar ) L10h = Umur bantalan (jam )

(29)

P = Beban ekuivalen ( lb )

Fs = Konstanta beban ( beban shock/lanjut ) Fr = Beban radial ( lb )

Fa = Beban aksial ( lb ) X = Konstanta radial Y = Konstanta aksial n = Putaran ( rpm )

2.5. Pelumasan

Dalam sistem transmisi pada mesin – mesin yang bergerak, diperlukan suatu sistem pelumasan guna mengurangi hubungan kontak dari dua bagian yang bergerak. Apabila tidak ada pelumasan maka akan mempercepat terjadinya kerusakan pada komponen mesin tersebut.

2.5.1. Klasifikasi Pelumasan

Sistem pelumasan dalam dunia permesinan dapat dikellompokkan menjadi dua jenis yaitu :

1. Pelumasan menurut bentuknya

 Pelumasan padat

 Pelumasan semi padat

 Pelumasan cair

(30)

 Pelumasan tangan : Dipakai untuk beban yang ringan dan kerja yang tidak kontinyu.

 Pelumasan tetes : Minyak diteteskan dengan jumlah yang teratur melalui sebuah katup jarum.

 Pelumasan sumbu : Pelumasan dengan menggunakan sumbu untuk menghisap minyak.

 Pelumasan percik : Minyak dari bak penampung dipercikkan dan biasanya digunakan dalam pelumasan torak, silinder motor yang mempunyai putaran tinggi.

 Pelumasan cincin : Pelumasan ini dengan menggunakan cincin yang digantung pada poros sehingga ikut berputar bersama poros dan mengangkat minyak dari bawah.

 Pelumasan pompa : Disini pompa digunakan untuk mengalirkan minyak ke bantalan karena sifat minyak yang kental.

 Pelimasan gravitasi : Dari sebuah tangki di atas bantalan minyak dialirkan oleh gaya beratnya sendiri.

2.5.2. Tujuan dan Fungsi Pelumasan

1. Mengurangi daya energi pada bagian – bagian mesin yang saling bergesekan.

(31)

3. Membuang kotoran – kotoran yang diakkibatkan oleh pergesekan antara koponen yang bergerak

2.5.3. Rumus Dasar Pelumasan

a. Perencanaan viskositas absolute dari pelumas

Z

=

ρt

(

0.22 S

−

180 _S

)

( 25 )

t = ∞ - 0.0035 ( T – 60 ) Dimana :

Z = Absolute viscositas ( cp )

ρt

_{= Spesific gravity pada temperature test ( t )}

S = Saybelt universal second = 120 Kp = 1.45 x 10-7_Reynold

Sehingga dari grafik didapat harga SAE dengan persamaan :

S

1

=

r

.

_c

f

_.

.

_p

ηn

( 26 )

Dimana :

S1 _{= Angka karakteristik bantalan}

µ = Viskositas minyak pelumas c = Radial cleareance ( in )

(32)

Gambar 2.26. Dimensi Pelumasan Bantalan b. Tebal minimum minyak pelumas dari grafik

h

_o

c

=

0.19

_{( 27 )}

c. Koefisien gesek ( f ) dari grafik

rf

.

f

c

=

15

( 28 )

d. Daya yang dihitung

Fhp

=

₆₃₀₀₀

Tf

.

n

( 29 )

(33)

Q

rf

.

c

.

n

.

l

_{( 30 )}

f. Kapasitas minyak pelumas yang keluar dari bantalan setiap saat ( Qs ) dari grafik

Q

.

S

Q

0.88

_{( 31 )}

(34)

(35)

BAB III

MEKANISME SISTEM TRANSMISI

3.1 Input Data

Data data yang diketahui :

- Daya putaran motor (N input) = 30 HP - Putaran input (N input) = 2400 rpm - Putaran output (N1) = 600 rpm

3.1.1. Pertimbangan Menggunakan Roda Gigi

Dalam perencanaan ini menggunakan roda gigi lurus karena beberapa pertimbangan, yaitu :

 Dilihat dari poros, karena porosnya sejajar maka roda gigi yang paling sesuai adalah menggunakan roda gigi lurus.

 Karena daya dan putaran rtelatif rendah maka lebih cocok menggunakan roda gigi lurus.

3.1.2. Pertimbangan Dalam Menggunakan Poros

Untuk menentukan diameter poros tergantung pada perhitungan yang akan dilakukan, tetapi untuk menentukan bahan dari poros digunakan pertimbangan sebagai berikut :

 Poros sebaiknya menggunakan bahan Alloy Stell

(36)

 Poros yang akan digunakan sebaiknya harus mampu menahan beban putar yang memadai

3.2. Sket Gear Box

3.2.1. gambar sket gear box

input

output

gambar 3.1 sket gear box

Keterangan Gambar :

SIMBOL ARTI KETERANGAN

1,3,5,7 Pinion Roda gigi yang lebih kecil pada dua roda gigi yang bersinggungan, disebut juga roda gigi penggerak. 2,4,6,8 Gear Roda gigi yang didesain lebih besar dari pada pinion

yang berfungsi sebagai roda gigi yang digerakkan. 9 Revers Roda gigi tambahan yang digunakan untuk

membalikkan arah putaran pada poros (b)

a,b,c Poros Bagian dari mesin yang berfungsi untuk meneruskan tenaga dari mesin

Dan

Arah putaran

Arah pergerakan roda gigi danh poros

Bantalan Bagian mesin yang digunakan untuk menumpu poros sehingga putaran mesin bisa berlangsung secara halus.

3.3. gambar sket gear box disetiap tingkatan kecepatan

(37)

Gambar 3.2 tingkat kecepatan 1

Pada tingkat kecepatan 1 (n1) roda gigi 1 dan 2 saling berhubungan sehingga terjadi tingkat kecepatan 1 (n1) = 600 rpm

3.3.2. tingkat kecepatan 2 (n) = 1500 rpm

(38)

3.3.3. tingkat kecepatan 3 (n3) = 2400 rpm

(39)

3.3.4. tingkat kecepatan revers (nr) = 1000 rpm

Gambar 3.5 tingkat kecepatan revers (nr)

(40)

BAB IV

PEMBAHASAN SISTEM TRANSMISI

Diketahui data-data sebagai berikut :

- Daya putaran motor (N input) = 30 HP - Putaran input (N input) = 2400 rpm - Putaran output (N1) = 600 rpm

- Putaran output (N2) = 1500 rpm

- Putaran output (N3) = 2400 rpm

- Putaran output (Nreves) = 1000 rpm

Asumsi

- C (JARAK POROS) = 5 in

- Sudut tekan ( θ ) = 25º - Diameterial pitch = 6 inchi

(41)

Data-data sebagai berikut :

Diameter Pitch : 6”

a. Perbandingan Kecepatan

rV =

b. Jumlah roda gigi Nt1 = P . d1

= 6 . 2 = 12 buah Nt2 = 6 . 8 = 48 buah

c. Addendum, dedendum, tinggi gigi, celah

Clearen =

0 ,

25 P

=

0 ,

6

25

_{= 0,042"}

Working Depth =

2

(42)

Tinggi gigi =

d. Kecepatan Pitch Line

VP1 =

e. Torsi yang terjadi

T = 63000

(43)

- Gaya tangensial

5024

_=197.05_l_{bin (arahnya berlawanan)} - Gaya normal Untuk 0< Vp <2000

Fd = g. Menentukan Lebar gigi

(44)

- cek lebar gigi

Dari tabel 10.2 didapat :

Y1 = 0.277 (untuk Nt1 = 12 gigi)

Y2 = 0.473 (untuk Nt1 = 48 gigi)

- bahan stell SAE 1045 mempunyai So = 32.000 psi (Tabel 10.3)

Fb1 =

32.000 x

1.68 x

0.277

6

_{= 2481.92 psi}

Fb2 =

25000

x

1.68 x

0.277

6

_{= 3311 psi}

i. Tegangan ijin maksimum

Sad =

 Kt = 1 (temperatur pelumasan kurang dari 250 *F)

 Kr = 1,33

 Sat = 40000 (BHN 300) tabel 10-7

40.000 . 1

(45)

(46)

4.1.2 Perhitungan roda gigi 3 dan 4

Data-data sebagai berikut : Daya Motor : 30 Hp

(47)

10" =2.6 d1 d3 = 3.84"

D4 = 10" - 3.84” = 6.16"

= 6 . 3.84 = 23 buah Nt4 = 6 . 6.16 = 37 buah

Clearen =

0 ,

25 P

=

0 ,

6

25

_{= 0,042"}

Working Depth =

2

(48)

=

3 ,

14 . 6.16 . 2400

12

_{= 3868,48 Ft/min}

T = 63000

f. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial

Ft3 =

(49)

b = K = 242 (stell BHN 300) tabel 10.11

- cek lebar gigi

Y3 = 0.39 (untuk Nt3 = 23 gigi)

Y4 = 0.449 (untuk Nt4 = 37 gigi)

Fb1 = i. Tegangan ijin maksimum

(50)

 Ks = 1 (spur gear)

 Km = 1,3 (tabel 10-5)

 J = 0.340 (untuk pinion)

 Kv = 1

 Kl = 1

 Kr = 1,33

 Sat = 19000 (BHN 140) tabel 10-7

19.000 . 1

1 . 1

,

33

_>

410 ,

1 . 1,8 . 0

52 . 1 . 6 . 1 . 1,3

,

335

(51)

4.1.3 Perhitungan roda gigi 5 dan 6

Data-data sebagai berikut : Daya Motor : 30 Hp

(52)

10" = 2 d5 d5 = 5"

d6 = 10" - 5” = 5"

= 6 . 5 = 30 buah Nt6 = 6 . 5 = 30 buah

Clearen =

0 ,

25 P

=

0 ,

6

25

_{= 0,042"}

Working Depth =

2

(53)

=

3 ,

14 . 5 . 2400

12

_{= 3140 Ft/min}

T = 63000

f. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial

Ft5 =

3140

_=315,26_l_{bin (arahnya berlawanan)} - Gaya normal

(54)

b =

Fd

d

_p

.

Q

.

K

₌

1140

_{5 . 1 . 127}

,

19

_{= 1.79 in} dimana :

K = 127 (stell BHN 225) tabel 10.11

- cek lebar gigi

Y5 = 0.425 (untuk Nt5 = 30 gigi)

Y6 = 0.425 (untuk Nt6 = 30 gigi)

Fb5 =

i. Tegangan ijin maksimum

(55)

 Kv = 1

 Kl = 1

 Kr = 1,33

 Sat = 11000 (BHN 140) tabel 10-7

19.000 . 1

1 . 1

,

33

_>

315 1 . 1

,

26 . 1 . 6 . 1 . 1,3

,

79 . 0

,

335

(56)

4.1.4 Perhitungan roda gigi 7 , 8 dan 9

Data-data sebagai berikut : Daya Motor : 30 Hp Putaran Input : 2400 Rpm Putran Output : 1000 Rpm

Asumsi :

Sudut kontak : 25o

Jarak Poro : 5”

rV =

Nout

Nin

=

d

7

d

8

=

1000

2400

=

(57)

d8 = 2,4 d7

 Jarak poros c=3”, untuk roda gigi 7 dan 8

c = 3”, maka C =

d

7

+

d

8

2

3" =

d

₇

+

2,4

d

₇

2

6" = d7 + 2,4d7

d7 = 1,76"

d8 = 6" – d7

= 6" – 1,76” = 4,24”

 Jarak poros c=3”, untuk roda gigi 8 dan 9

c = 4”, maka C =

d

₈

+

d

₉

2

4" =

4 ,

24``+```d rSub { size 8{9} } } over {2} } `} {

¿¿¿

8" = 4,24”+ d9

d9 = 3,76"

 Jadi :

d7 = 1,76”

d8 = 4,24”

(58)

b. Jumlah roda gigi

c. Clearen, Working Depth, Tinggi Gigi

Clearen =

0 ,

25 P

= 0,042"

Working Depth =

(59)

(60)

(61)

= 1050 lbin

T9= 63000

30

600

= 3150 lbin f. Gaya yang terjadi

- Gaya tangensial

(62)

(63)

(64)

Fb =

SoxbxY

p

Y7 = 0.259 ( untuk Nt9 = 11 gigi )

Y8 = 0.402 ( untuk Nt10 = 25 gigi )

Y9 = 0.39 ( untuk Nt11 = 23 gigi )

Fb7 =

50.000 x

2 ,

11 x

0.259

6

= 4554,08 psi

Fb8 = i. Tegangan ijin maksimum

(65)

 Kv = 1

 Kl = 1

 Kr = 1,33 ( normal design )

 Sat = 19000 (BHN 140) tabel 10-7

19.000 . 1

1 . 1

,

33

_>

895 1 . 2

,

7. 1 . 6 . 1 . 1,3

,

11 . 0

,

335

(66)

RBV

 Gaya yang terjadi

Ft1 = 788,21 lb Fr1 = 367,54 lbFn1 = 869,69 lb

Ft3 = 410,52 lb Fr3= 191,42 lb Fn3 = 452,95 lb

Ft5 = 315,26 lb Fr5= 147,00 lbFn5 = 347,85 lb

Ft7= 895,70 lb Fr7 = 417,66 lb Fn7 = 988,29 lb

a. Perencanaan Poros I kondisi 1

 Data-data yang diketahui :

 Ft1 = 788,21 lb

 Fr1 = 367,54 lb

(67)

A B

1.5 in 11.5 in

RA RB

C Fn

1

 Analisa Momen Banding

Reaksi di A dan B

 MA = 0

Fn1 × 1.5 – RB × 13 = 0

RB

=

₁₃

Fn

1

×

1,5

=

₁₃

869,69

x

1,5

=

100 ,

34

lb

 MB = 0

RA – Fn1

+

RB = 0

RA = Fn1 – RB

RA = 869,69– 100,34 = 769,34 lb

 Momen bending yang terjadi pada poros I kondisi 1 MC = RA . 1,5

(68)

1154 lbin

Gambar 4.1. Diagram momen poros I kondisi 1

b. Perencanaan poros I kondisi 3

 Ft3 = 410,52 lb

 Fr3 = 191,42 lb

 Fn3 = 452,95 lb

(69)

1332,67 lbin

Reaksi di A dan B

 MA = 0

Fn3 × 4.5 – RB × 13 = 0

RB

=

₁₃

Fn

3 ×

1,5

=

452,95

₁₃

x

4,5

=

156 ,

79

lb

 MB = 0

RA – Fn3

+

RB = 0

RA = Fn3 – RB

RA = 452,95 – 156,79 = 296,15 lb

 Momen bending yang terjadi pada poros daerah AC MC = 296,15 × 4,5

= 1332,67 lbin

(70)

8,5 in

c. Perencanaan poros I kondisi 5

 Fn5 = 347,85 lb

 Analisa momen bending

(71)

1023,40 lbin

Ft7 Fn7

RA

11,5 in

1,5 in

A

B F

RBV RBH

RB RAH

RAV

Fr7

RA = Fn5 – RB

RA = 347,85 – 227,44 = 120,40

 Momen bending yang terjadi pada poros I kondisi 5 M5 = 120,40 × 8,5

= 1023,48 lbin

(72)

Fn

7

A _B

1,5 in 11,5 in

RA _RB

F

 Fn7 = 988,29 lb

 Analisa momen bending

Reaksi di A dan B

 MA = 0

Fn7 × 11,5 – RB × 13 = 0

RB

−

₁₃

Fn

7

×

8,5

=

₁₃

988,29

×

11 ,

5 =

874 ,

25

lb

MB = 0

RA – Fn7

+

RB = 0

RA = Fn7 – RB

RA = 988,29– 874,25 = 114,03 lb

 Momen bending yang terjadi di poros I roda gigi 7 M7 = 114,03 × 11,5

(73)

1311,38 lbin

4.2.1.1. Perencanaan diameter poros I

Momen yang terjadi :

Kondisi 1 : 1154,01 lbin Kondisi 3 : 1332,67 lbin Kondisi 5 : 1023,48 lbin Kondisi 7 : 1311,38 lbin Dimana :

M max = 1332,67 lbin T = 787,5 lbin

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 52100 NR dengan Syp = 139.000 psi (tabel A-2 Apendix 2) dengan angka keamanan Ak = 3.

Rumus dari Deutschman hal 339

(74)

=

√

3

16 _π

×

3

 Tegangan maximum yang diijinkan dari bahan (Ss) :

 Tegangan geser yang terjadi pada poros (



(75)

τ

max

=

√

(

₂

σx

)

2

+

τ

2

=

√

(

₂

42752

,

96 )

2

+ (

14464

,

6 )

2

=

25810

,

43 psi

Karena



max < Ssyp maka perencanaan diameter poros I aman. 4.2.1.2. Perencanaan Poros Bintang pada Poros I

Data-data yang diketahui :

 Diameter poros D = 0,66” T = 630 lbin

 Jumlah Spline n = 6 ( table 7-9 )

 Lebar Spline W = 0,16”

 Tinggi Spline h = 0,032”

 Diameter poros bintang d = 0,576”

 Panjang poros L = 13”

 Syp ( AISI 52100 Nr ) = 139.000 Psi

 rm = ( D+d)/4

= (0,66+0,576) / 4 = 0,304

 Torsi moment persamaan kapasitas torsi of strength T = 1000.n.rm.h.L

= 1000 . 6. 0,304. 0,032 . 13 = 758,8 lb.in

(76)

= 2. 630/ 6.0.64 = 328,125 lb

 Ditinjau dari tegangan geser τs = F / A

= F / W.L

= 328,125 / 0,16.13 = 157,8 Psi

 Ditinjau dari tegangan tekan τc = F / A

= F / 0,5 H.L

= 328,125 / 0,5. 0,032. 13 = 1577,5 Psi

 Ditinjau dari yield point strength of the material in shear Sssyp = 0,58 Syp / Ak

= 0,58 . 139000 / 3 = 26873,3 Psi

Karena τs dan τc < Ssyp maka perencanaan roda gigi aman.

4.2.2. Perencanaan poros II Data yang diketahui:

 Daya input (Nin) = 30 hp

 Putaran input (nin) = 2400 rpm

 Sudut kontak () = 25 o

 Gaya yang terjadi :

(77)

A B

a. Perencanaan poros II kondisi 1

 Analisa momen bending

(78)

(79)

-368,56 lb

Diagram momen poros II kondisi 1

b. Perencanaan poros II kondisi 2

(80)

-1256,22 lbin

 MB = 0

Fn4 + Fn9 = RA + RB = 0

282,36 + 462,6 = RA + 400,86 RA = 400,86 – 680,02 = - 279,16 lb

 Momen bending yang terjadi pada poros II kondisi 1 M = RA x 1,5 = -279,16 x 4,5 = -1256,22 lbin

Diagram momen poros II kondisi 2

4.2.2.1. Perencanaan Poros II Pada kondisi 3

RBV

A RAV

R

8,5 in

4,5 in

B E

RBH

R L

RAH Fn6

Fr6

(81)

A _B

Reaksi di A dan B

 Momen bending yang terjadi pada poros II kondisi 1 M = RA x 8,5 = -422,88 x 8,5 = -3594,48 lbin

Diagram momen poros II kondisi 3 c. Perencanaan poros II kondisi 4

(82)

Fn9

A _B

1,5 in 11,5in

RA RB

F

587,11 lbin

Reaksi di A dan B

 MA = 0

Fn9 × 11,5 – RB × 13 = 0

RB

=

₁₃

462 ,

6 x

11 ,

5 =

409 ,

22

lb

 MB = 0

RA – Fn9+ RB = 0

RA = 462,6 – 409,22 = 53,37 lb

 Momen bending yang terjadi pada poros II kondisi 1 M = RA x 11,5 = 53,37 x 11,5 = 587,11 lbin

(83)

4.2.2.2. Perencanaan diameter poros II Momen yang terjadi :

Kondisi 1 : -368,56 lbin Kondisi 2 : -1256,22 lbin Kondisi 3 : -3594,48 lbin Kondisi 4 : 587,14 lbin

Dimana: M max = 587,14 lbin T = 787,5 lbin

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 52100 HR dengan Syp = 139.000 psi (tabel A-2 Apendix A) dengan angka keamanan Ak = 3.

τ

max

=

0 ,

58 _Ak

Sp

≥

16

diameter poros diambil 0,65 in

Pengecekan kekuatan poros

 Tegangan geser maximum yang diijinkan dari bahan (Ss)

(84)

A E _B

Karena



max < Syp maka perencanaan diameter poros I aman.

4.3.1. Perencanaan poros III

(85)

346,95 lbin

Reaksi di A dan B

 MA = 0

Fn9 × 1,5 – RB × 3 = 0

RB

=

Fn

9

×

₃

1,5

=

462 ,

6 ₃

×

1,5

=

231 ,

3

lb

 MB = 0

RA – Fn9

+

RB = 0

RA = Fn9 – RB

RA = 462,6 – 231,3 = 231,3 lb

 Momen bending yang terjadi pada poros daerah AE ME = 231,3 × 1,5 = 346,95 lbin

Diagram momen poros III

4.3.1.1 Perencanaan diameter poros III Momen yang terjadi :

M max = 346,95 lbin T = 787,5 lbin

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 52100 HR dengan Syp = 139.000 psi (tabel A-2 Apendix A) dengan angka keamanan Ak = 3.

τ

max

=

0 ,

58 _Ak

Sp

≥

16 πD

3

√

(

Mb

max

)

2

(86)

Diameter poros III diameter poros diambil 0,54 in

Pengecekan kekuatan poros

 Tegangan geser yang terjadi maximum yang diijinkan dari bahan (Ss)

0,58 Syp

(87)

τ

max

=

√

(

₂

σx

)

2

+

τ

2

=

√

(

12125

₂

,

5 )

2

+ (

25483

,

53 )

2

=

26194

,

79 psi

Karena

_

max < Syp maka perencanaan diameter poros I aman. 4.3. Perencanaan pasak

a. Perencanaan pasak pada poros II Data yang diketahui :

 Bahan pasak AISI 1010 HR Syp = 42000 psi (tabel A-2 Appendix)

 Angka keamanan (Ak) = 3

 Diameter poros (D) = 0,57 in

 Tinggi pasak = 0,125

 Lebar pasak = 0,1875

 Torsi (T) = 787,5 lbin.

 Jumlah Spinel = 6

a. Gaya yang bekerja pada pasak

F =

2 .

T

n

.

D

=

2 . 787

6. 0

,

57 ,

5 =

452 ,

58

_lb

b. Perhitungan panjang pasak

L

¿

c. Pengecekan kekuatan pasak

 Ditinjau dari tegangan geser (L = b = 1 in)

(88)

τs

=

_W

F

_.

_L

=

452 ₀

_,

_1875.1

,

58 =

2413

,

76 psi

 Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi

τ

_c

=

F

_A

b. Perencanaan pasak pada poros III Data yang diketahui :

 Bahan pasak AISI 1010 CD Syp = 68000 psi (tabel A-2 Appendix)

 Angka keamanan (Ak) = 3

 Diameter poros (D) = 0,54 in

 Tinggi pasak = 0,125

 Lebar pasak = 0,1875

 Torsi (T) = 1050 lbin.

 Jumlah Spinel = 6

d. Gaya yang bekerja pada pasak

F =

2 .

T

n

.

D

=

2 . 1050

6. 0

,

54 =

603 ,

44

_lb

e. Perhitungan panjang pasak

L

¿

(89)

L

¿

603 ,

44. 3

0 ,

1875.68000

=

0.14 in

f. Pengecekan kekuatan pasak

 Ditinjau dari tegangan geser (L = b = 1 in)

τ

_s

=

F

_A

τs

=

_W

F

_.

_L

=

603 ₀

_,

_1875.1

,

44 =

3218

,

346 psi

 Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi

τ

c

=

F

_A

4.4. perencanaan bantalan

4.4.1. Perencanaan Bantalan pada Poros I Data-data yang diketahui :

Roda gigi Fr (lb)

1 369,54

3 191,42

5 147

(90)

 Kecepatan putaran (n input) = 2400 rpm

 Diameter poros (D) = 0,69 in

 Fr = 417,66 lb

 Jenis bantalan double row notch ball dengan dimension series 32, C = 2534,25 lb (table 9-1)

 Mencari Beban Equivalen P = Fs ( x . v . Fr + Y . Fa )

o Fs = 1 (tabel 9-8, uniform and steady load)

o Fa = 0 (tanpa gaya aksial)

 Perhitungan umur bantalan dimana:

(91)

4.4.2. Perencanaan Bantalan pada Poros II Data-data yang diketahui :

Roda gigi Fr (lb)

2 91,88

4 119,33

6 147

9 (rivers) 195,5

 Fr = 195,5 lb

 Jenis bantalan double row notch ball dengan dimension series 32, C = 1993,25 lb (table 9-1)

(92)

=

(

4.4.3. Perencanaan Bantalan pada Poros III Data-data yang diketahui :

Roda gigi Fr (lb)

8 179,36

 Fr = 179,36 lb

 Jenis bantalan double row notch ball dengan dimension series 32, C = 1940 lb (table 9-1)

(93)

L

10

=

(

C

_P

)

o Putaran ( n input ) = 2400 rpm

o Temperatur operasi = 150 o F

o D x n = 25 x 2400 = 60.000 (temperatur kerja 150 o F)

o Minyak pelumas dengan viskositas 120 SUS pada temperatur 150 o F

 Viskositas Absolut ( Z )

Z

=

ρt

×

[

0 ,

22 ..

S

−

180 _S

]

Dimana :

Z = Viskositas absolute pada temperature f dalam centi point ( cp )

ρt

_{= ‘spesipik gravity’ pelumas pada temperature f}

(94)

= 0,86 x 24,9 = 21,41 Cp

Dimana :

1 cp = 0,145 x

10

−6 reyns

 viskositas absolute dalam reyns :

μ

=

Z

(

0 ,

145 x

10

−6

)

μ

=

21 ,

376 (

0 ,

145 x

10

−6

)

μ

=

3 ,

104 x

10

−6 _reyns

Viskositas kinematik :

Vt

=

Z

_ρ

=

21 ,

41

0 ,

86

= 24,894 cs

Dari hasil perhitungan didapat, viskositas absolute (

μ

=

3 ,

104 . 10

−6 reyns)

dengan temperatur

ker

ja

150

0

F

_{maka dari grafik ( 8-13 ) dapat diketahui}

(95)

BAB V

KESIMPULAN

Secara umum diketahui, bahwa untuk merencanakan suatu element mesin diperlukan ketelitian yang sangat tinggi dan dengan pertimbangan matang agar mendapatkan hasil yang sesuai dengan yang direncanakan.

Perhitungan dan pemilihan material untuk mendapatkan dimensi yang direncanakan tetap berpandangan bahwa suatu desain direncanakan sesuai dengan kebutuhan dan ukuran. Serta memenuhi syarat keamanan yang diinginkan dan memilih faktor ekonomi yang murah dengan hasil sebaik-baiknya.

Maka analisa data yang ada dapat diambil kesimpulan ukuran / dimensi dari semua komponen yang dihitung.

5.1. Roda gigi a. Roda gigi 1

- Diameter = 2" = 50,8 mm

- Lebar = 1,68" = 41,148 mm

(96)

(97)

h. Roda gigi 8

- Digunakan type poros bintang

(98)

c. Poros III

- Bahan poros = AISI 52100 HRN Syp 139.000 Psi - Diameter poros = 0,54" = 12,7 mm

- Panjang poros = 13" = 330,2 mm

5.3. Pasak

a. Pasak Poros II

- Digunakan type pasak standart flat key

- Bahan pasak = AISI 1010 HR Syp 42.000 Psi - Diameter poros = 0,57" = 13,462 mm - Lebar pasak = 0,1875” = 4,7625 mm - Tinggi pasak = 0,125“ = 3,175 mm

- panjang pasak = 0,17“ = 2,6162 mm

b. Pasak Poros III

- Digunakan type pasak standart flat key

(99)

5.4. Bantalan a. Poros I

- Jenis bantalan single-row deep drove ball bearing

- Diameter Poros = 0,69” = 16,256 mm

- Diameter Luar Bantalan = 1,85" = 46,99 mm

- Lebar Bantalan = 0,55” = 13,97 mm

- Umur Bantalan = 12411,01 jam

b. Poros II

- Diameter Poros = 0,57” = 13,462

- Diameter luar bantalan = 1,65" = 41,91 mm

- Umur Bantalan = 58880,6 jam

c. Poros III

- Diameter Poros = 0,54” = 12,7 mm

- Diameter lubang bantalan = 1,55" = 39,37 mm

(100)

5.5. Pelumasan

- Spesifik Gravity = 0,86

- Viscosias absolute = 21,41 Cp

- Viscositas absolute dalam Reyns = 3,104 . 10-6_reyns

- Viscositas kinematik (Vt) = 24,894 cs

- jenis pelumas SAE 20 – 30 pada system pelumasan rendam

- Volume pelumasan = 6 liter

(101)

DAFTAR PUSTAKA

1. Deutsman, A.D, Walter J. Michels, Charles E. Wilson, Machine Design Theory and Practice, Coller Macmillan International, Macmillan Publishing Co. Inc. 1975.

(102)

SARAN

Pemilihan jenis material dan factor keamanan adalah suatu hal yang sangat perlu diperhatikan dalam perencanaan Gear Box, serta dibutuhkannya suatu rakitan atau rangkaian roda gigi yang praktis, sehingga efisien tempat dan biaya dalam pembuatan Gear Box dapat ditentukan seminimal mungkin.