i
Mesin Diesel V–8 Injeksi Langsung
Tugas Akhir
Diajukan untuk memenuhi salah satu syarat memperoleh gelar Sarjana Teknik
Jurusan Teknik Mesin
Disusun Oleh Nama :
NIM :
Stefanus Dwi Prasetya 035214034
Program Studi Teknik Mesin
Jurusan Teknik Mesin
Fakultas Sains dan Teknologi
ii
Direct Injection Diesel Engine V-8
Final Project
Presented as partitial fulfilment of the requirement as to obtain the Sarjana Teknik Degree
in Mechanical Eng ineering
By : Stefanus Dwi Prasetya Student Number : 035214034
Mechanical Engineering Study Program
Mechanical Engineering Departement
Science Faculty and Technological
Sanata Dharma University
v
Pernyataan
Bahwa di dalam Tugas Akhir ini tidak terdapat karya yang pernah diajukan untuk memperoleh gelar kesarjanaan di suatu perguruan tinggi dan terdapat karya atau pendapat yang pernah ditulis atau diterbitkan oleh pihak lain, kecuali yang secara tertulis diacu dalam naskah ini dan disebutkan di dalam daftar pustaka.
Yogyakarta, 5 Agustus 2007
vi
Intisari
Pembakaran pada mesin diesel terjadi akibat udara didalam silinder dikompresikan sehingga suhu meningkat, kemudian Bahan bakar diesel disemprotkan ke dalam ruang bakar melalui nozel dalam bentuk kabut halus dan bersinggungan dengan udara panas ini sehingga akan menyala, dan tidak dibutuhkan alat penyalaan lain dari luar.
Daya pada motor diesel dapat didongkrak dengan cara memperbesar jumlah udara yang memasuki ruang bakar. Hal ini berarti efisiensi volumetriknya juga menjadi bertambah besar. Kenaikan jumlah udara dikompensasi dengan penambahan jumlah bahan bakar. Jumlah total energi yang memasuki ruang bakar menjadi tinggi dan di dalam ruang bakar dapat dibangkitkan energi yang besar.
vii
Kata Pengantar
Pujian dan ucapan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas anugrahNya sehingga penulis dapat menyelesaikan tugas akhir ini. Tugas akhir ini merupakan salah satu syarat untuk mencapai derajat sarjana S-1 program studi Teknik Mesin, Fakultas Teknik, Universitas Sanata Dharma.
Pembahasan tugas akhir ini tentang unjuk kerja mesin diesel yang digunakan pada kendaraan kereta api, yaitu mesin diesel 8 silinder type v dengan injeksi langsung dan menggunakan turbocharger untuk pemasukan udara.
Penulis menyadari bahwa terselesaikannya tugas akhir ini tidak terlepas dari bantuan dan dukungan dari banyak pihak, sehingga pada kesempatan kali ini penulis ingin mengucapkan terima kasih untuk pihak-pihak yang turut mendukung terselesaikannya tugas akhir ini.
Terima kasih kepada :
1. Ir. Greg. Heliarko, S.J., S.S., B.S.T., M.A., M.Sc. selaku Dekan Fakultas Teknik.
2. Budi Sugiharto, S.T., M.T. selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin. 3. Doddy Purwadianto, S.T., M.T. selaku Dosen Pembimbing akademik. 4. Yosef Agung Cahyanta, S.T., M.T. selaku Dosen Pembimbing I. 5. Ir. F.X. Agus Unggul, selaku Dosen Pembimbing II.
6. Balai Yasa PT. Kereta Api (PERSERO) Yogyakarta.
7. Keluargaku tercinta, Mama, Papa, Adik dan Kakak beserta keluarganya yang telah memberikan doa, dana dan semangat.
viii
9. Keluarga besar pondok El-Jireh atas doa dan dukungannya.
10.Teman-teman persekutuan Gospel buat doa, bantuan dan dukungannya. 11.Semua teman-teman Mahasiswa TM 2003 atas bantuan-bantuannya.
12.Dan yang terakhir, untuk semua pihak yang telah turut membantu terselesaikannya tugas akhir ini.
Tentu saja banyak kekurangan di dalam penulisan kali ini. Untuk itu penulis mengharapkan saran dan kritik yang membangun, baik sebelum maupun sesudah adanya revisi.
Semoga penulisan tugas akhir ini berguna bagi mahasiswa Teknik Mesin dan pembaca lainnya. Jika ada kesalahan dalam penulisan naskah ini penulis minta maaf yang sebesar-besarnya, terimakasih.
Yogyakarta, 5 Agustus 2005
viii
Daftar Isi
Halaman Judul i
Title Page ii
Lembar Pengesahan iii
Daftar Panitia Penguji iv
Pernyataan v
Intisari vi
Kata Pengantar vii
Daftar Isi viii
BAB 1 PENDAHULUAN 1
1.1. Latar belakang masalah 1
1.2. Batasan masalah 1
1.3. Metode perumusan masalah 2
1.4. Metode penyelesaian masalah 2
1.5. Metode pengumpulan data 2
1.6. Tujuan pembuatan tugas akhir 3
BAB 2 DASAR TEORI 4
2.1. Motor diesel 4
2.2. Siklus pembakaran 7
2.2.1. Perbandingan kompresi dan temperatur 7
2.2.2. Prinsip kerja motor diesel 7
2.2.3. Detonasi (knocking) 11
2.3. Macam- macam ruang bakar 12
2.3.1 Macam- macam mesin diesel berdasarkan bentuk ruang bakar 12 2.3.1.1. Tipe injeksi langsung (direct injection) 12
2.3.1.2. Tipe ruang bakar kamar depan 17
ix
2.4. Konstruksi mesin diesel 20
2.5. Turbocharger 21
2.5.1. Tujuan pemakaian 22
BAB 3 PERHITUNGAN KERJA SIKLUS 24
3.1. Siklus kerja motor diesel 24
3.2. Langkah hisap 27
3.2.1. Tekanan di dalam silinder selama proses pengisapan 28
3.2.2. Temperatur akhir pada saat langkah hisap 29
3.2.3. Efisiensi pengisian untuk langkah hisap 30
3.3. Langkah kompresi 31
3.3.1. Tekanan akhir langkah kompresi 32
3.3.2. Temperatur akhir langkah kompresi 33
3.4. Langkah pembakaran 33
3.4.1. Reaksi pembakaran 34
3.4.2. Koefisien kelebihan udara 36
3.4.3. Koefisien kimia penambahan molar µo 38
3.4.4. Koefisien perubahan molar karena adanya gas hasil pembakaran 39 3.4.5. Kapasitas molar rata-rata dari gas volume konstan 40 3.4.6. Kapasitas panas molar isokhorik rata-rata udara 41 3.4.7 Kapasitas molar isokhorik udara pada akhir kompresi 41 3.4.8. Perhitungan temperatur akhir langkah pembakaran 41
3.4.9. Tekanan dan suhu akhir pembakaran 42
3.5. Langkah ekspansi 45
3.5.1. Perbandingan ekspansi awal 45
3.5.2. Perbandingan ekspansi akhir 46
3.5.3. Tekanan akhir langkah ekspansi 47
3.5.4. Temperatur akhir langkah ekspansi 47
3.6. Tekanan indikasi rata-rata 48
3.6.1 Tekanan indikasi rata-rata aktual 49
x
3.6.3. Tekanan efektif rata-rata 51
3.7. Torsi yang dihasilkan 51
3.8. Efisiensi mekanis 52
3.9. Tekanan efektif rata-rata 52
3.10. Brake horsepower 53
3.11. Kebutuhan bahan bakar 53
3.11.1. Konsumsi bahan bakar tiap jam 54
3.11.2. Konsumsi bahan bakar tiap jam untuk indikasi daya (Ni) 55
3.11.3. Kebutuhan bahan bakar spesifikasinya 56
3.11.4. Konsumsi bahan bakar tiap jam untuk break thermal 56
3.12. Efisiensi indikasi panas 57
3.13. Efisiensi daya break thermal (Hp) 57
BAB 4 PERHITUNGAN KOMPONEN MESIN 58
4.1. Silinder dan kepala silinder 58
4.1.1. Tebal dinding silinder 59
4.1.2. Tebal dinding mantel air pendingin 59
4.1.3. Tebal rongga antara silinder liner dengan dinding mantel air 60
4.1.4. Tegangan pada dinding silinder 60
4.1.4.1. Tegangan tangensial 60
4.1.4.2. Tegangan karena perbedaan suhu 61
4.1.4.3. Tegangan pada bagian dalam silinder 62
4.1.4.4. Tegangan karena tekanan gas silinder 63
4.1.4.5. Tegangan total pada permukaan dalam silinder 64 4.1.4.6. Tegangan total pada permukaan luar silinder 64
4.1.5. Kepala silinder 65
4.1.5.1. Tebal kepala silinder 65
4.1.5.2. Tegangan karena tekanan gas 66
4.1.5.3. Tegangan karena perbedaan suhu 66
4.1.5.4. Tegangan total 67
xi
4.1.6.1. Ruang bakar kamar pusar 68
4.2. Piston dan perlengkapannya 70
4.2.1. Piston 70
4.2.1.1. Bahan piston 72
4.2.1.2. Diameter kepala piston 73
4.2.1.3. Diameter badan piston 74
4.2.1.4. Tebal kepala piston 74
4.2.1.5.Tebal sirip-sirip di dalam Torak 75
4.2.1.6. Tebal dinding beralur untuk cincin piston 75
4.2.1.7. Tebal dinding bagian badan piston 76
4.2.1.8. Tinggi piston 76
4.2.1.9. Jarak sumbu pena piston dengan alas piston 77
4.2.1.10. Tinggi badan torak 77
4.2.1.11. Tinggi land teratas 77
4.2.1.11. Jarak cincin yang satu dengan lainnya 78
4.2.1.13. Temperatur piston 78
4.2.1.14. Perhitungan volume cekungan piston 79
4.2.2. Cincin piston 80
4.2.2.1. Lebar cincin piston 84
4.2.2.2. Tebal cincin piston 84
4.2.2.3. Jarak sela cincin piston pada saat belum terpasang 85 4.2.2.4. Jarak sela cincin piston pada saat terpasang 85
4.2.2.5. Cincin minyak pelumas 86
4.2.3. Pena piston 87
4.2.3.1. Diameter luar pena 89
4.2.3.2. Perbandingan diameter luar dan diameter dalam pena 89
4.2.3.3. Panjang pena piston 90
4.2.3.4. Gaya yang diterima oleh pena piston akibat tekanan gas hasil pembakaran 90
4.2.3.5. Momen maksimium yang bekerja 91
4.2.3.6. Modulus penampang pena piston 91
xii
4.2.3.8. Tegangan geser yang terjadi 92
4.2.4. Conecting rod 93
4.2.5. Batang penggerak dan bantalannya 93
4.2.5.1. Bantalan (luncur) pada pangkal batang penggerak 95
4.2.5.2. Batang piston 98
4.2.5.3. Diameter lubang engkol 99
4.2.5.4. Panjang pena engkol besar 100
4.2.3. Perhitungan mekanisme katup dan perlengkapannya 101
4.3.1. Katup 101
4.3.2. Diameter kepala minimum 103
4.3.3. Diameter kepala maksimum 104
4.3.4. Tinggi bahu kepala minimum 105
4.3.5. Tinggi bahu kepala maksimum 105
4.3.6. Diameter tangkai katup 106
4.3.7. Tinggi dudukan katup 107
4.3.8. Diameter dudukan katup 107
4.3.9. Panjang bush 108
4.3.10. Diameter luar bush 109
4.3.11. Diameter alur tempat kunci 109
4.3.12. Tebal piringan katup 110
4.3.13. Tinggi angkat maksimum 111
4.3.14. Pegas katup 112
4.3.14.1.Diameter lingkar pegas 112
4.3.14.2. Diameter kawat pegas 113
4.3.15. Perhitungan rocker arm 114
4.3.15.1. Tapet dan batang penumbuk 115
4.3.16. Perhitungan camshaft 117
4.3.16.1. Diameter poros kam 117
4.3.16.2. Diameter luar badan camshaft 118
4.3.16.3. Lebar permukaan hubungan 118
xiii
4.3.17. Poros engkol 119
4.3.17.1. Diameter crankpin 120
4.3.17.2. Tebal crank cheek 121
4.3.17.3. Momen bending 122
4.3.17.4. Diameter crankshaft 122
4.3.17.5. Diameter luar badan crankshaft 122
4.3.17.6. Lebar permukaan hubungan 123
4.3.17.7. Lebar poros atau pusat kegiatan 123
4.3.17.8. Diameter alat penggulung 123
4.3.17.9. Tebal pipi dan lebar pipi 124
4.3.17.10.Panjang poros dudukan 125
4.4. Roda gila 125
4.4.1. Fungsi dari roda gila 125
4.4.2. Perhitungan tenaga lebih yang terjadi 126
4.4.3.Perubahan tenaga piston 128
BAB 5 HASIL PERHITUNGAN DAN KESIMPULAN 131
5.1. Hasil perhitungan 131
5.1.1. Data kendaraan dengan injeksi langsung 131
5.1.2. Hasil perhitungan Bab III 132
5.1.3. Hasil perhitungan Bab IV 135
5.2. Bahan 140
5.3. Kesimpulan 142
5.4. Saran 142
BAB 1
PENDAHULUAN
1.1. Latar belakang masalah
Mesin diesel telah berkembang pesat sejak ditemukan oleh Rudolf Diesel. Aplikasinya sangat luas, terutama untuk kendaraan niaga. Mesin diesel digunakan baik dalam transportasi darat, laut, maupun udara. Pembahasan penulis saat ini mesin diesel 8 silinder dengan tipe - v injeksi langsung yang digunakan pada kendaraan kereta api. Pada mesin tersebut sistem masuk udara sudah memakai turbocharger untuk mengatasi masalah kekurangan suplai udaranya, dimana udara ini sangat mempengaruhi efisiensi motor diesel. Jika suplai udara pada motor diesel tidak terpenuhi, maka pembakaran bahan bakar pada mesin akan berkurang, sehingga mengakibatkan daya yang dihasilkan oleh motor diesel juga mengalami penurunan.
Penggunaan bahan bakar yang banyak akan meningkatkan daya mesin karena daya poros diperoleh melalui perubahan energi kimia atau nilai kalor bahan bakar. Akan tetapi jika hal ini tidak diimbangi dengan suplai udara yang cukup pada motor diesel maka peningkatan daya pada motor diesel tidak akan optimal.
1.2. Batasan Masalah
1.3. Metode Perumusan Masalah
Perumusan masalah pada tugas akhir ini adalah menghitung karakteristik mesin diesel dengan sistem injeksi langsung.
1.4. Metode Penyelesaian Masalah
Analisa yang digunakan untuk menghitung karakteristik kerja motor adalah dengan menggunakan perhitungan kerja siklus. Kemudian melakukan perhitungan elemen-elemen mesin.
1.5. Metode Pengumpulan Data
Untuk merancang mesin diesel 8 silinder dengan tipe - v injeksi langsung diperlukan data pendukung, data data tersebut diperoleh dengan cara :
1. Metode wawancara
Penulis dalam pengumpulan data dilaksanakan dengan kegiatan tanya jawab secara langsung dengan pihak yang bersangkutan, misalnya melakukan tanya jawab secara langsung dengan mekanik PT.Kereta Api Yogyakarta..
2. Metode Pengamatan atau Observasi
3. Metode Pembacaan Buku Acuan
Penulis memperoleh data dengan membaca buku-buku perancangan, dan juga membaca literatur yang diperoleh dari PT. Kereta Api Yogyakarta yang berupa data-data spesifikasi atau buku acuan lainnya yang berhubungan yang didapat dari sumber manapun.
1.6. Tujuan Pembuatan Tugas Akhir
BAB II
DASAR TEORI
2.1. Motor Diesel
Motor diesel yang digunakan sebagai penggerak kendaraan menurut putaran poros engkolnya digolongkan menjadi tiga macam yaitu mesin diesel putaran rendah, mesin diesel putaran sedang, dan mesin diesel dengan putaran tinggi. Mesin diesel putaran rendah kecepatan putar poros engkol lebih rendah dari 500 rpm, mesin diesel sedang memiliki putaran poros engkol antara 500-1000 rpm, sedangkan untuk putaran mesin diesel memiliki kecepatan putar poros engkol lebih dari 1000 rpm. Mesin diesel putaran rendah sebagian besar digunakan sebagai penggerak alat transportasi yang membutuhkan daya yang besar dan tidak memerlukan kecepatan yang tinggi. Mesin diesel dengan kecepatan tinggi digunakan sebagai penggerak kendaraan yang selain memerlukan kecepatan sehingga dapat menghemat waktu. Pada saat ini mesin diesel juga banyak dipergunakan dan dikembangkan sebagai penggerak kendaraan pribadi.
memiliki perbandingan kompresi yang lebih tinggi jika dibandingkan dengan mesin bensin yaitu antara 1:15 sampai dengan 1 : 22 tetapi pada mesin diesel kereta api yang dibahas oleh penulis kompresi rasionya hanya 1 : 15,7. hal ini dikarenakan mesin diesel hanya digunakan untuk memutar generator yang akan menghasilkan listrik dan tidak membutuhkan akselerasi yang cepat. Sedangkan perbandingan kompresi mesin bensin tidak dapat dibuat terlalu tinggi karena pada mesin bensin dibatasi adanya detonasi.
Gambar 2.1a Mesin diesel putaran tinggi (SUMBER : ISUZU Training Center, hal 2)
Keuntungan mesin diesel:
1. Mesin diesel memiliki efisiensi panas yang lebih tinggi, hal ini berarti bahwa penggunaan bahan bakar lebih ekonomis daripada mesin bensin. Pemakaian bahan bakar diesel kira-kira 25% lebih rendah dibandingkan dengan mesin bensin, harga bahan bakarnya lebih murah.
2. Mesin diesel lebih tahan lama dan tidak memerlukan electric igniter. Hal ini berarti bahwa kemungkinan kesulitan lebih kecil dibandingkan mesin bensin. 3. Momen pada mesin diesel tidak berubah pada jenjang tingkat kecepatan yang
luas, hal ini berarti bahwa mesin diesel lebih fleksibel dan mudah dioperasikan.
Kerugian mesin diesel:
1. Tekanan pembakaran maksimum hampir dua kali lebih besar dibandingkan mesin bensin, hal ini berarti suara dan getaran mesin diesel lebih keras.
2. Tekanan pembakarannya yang lebih tinggi maka mesin diesel harus dibuat lebih kuat dan kokoh, sehingga dengan daya kuda yang sama mesin diesel lebih berat dan pembuatannya lebih maha l.
3. Mesin diesel memerlukan sistem injeksi bahan yang presisi. Dan ini berarti harganya lebih mahal dan memerlukan perawatan yang teliti.
2.2 Siklus Pembakaran
2.2.1 Perbandingan Kompresi dan Temperatur
Udara di dalam silinder dikompresikan oleh adanya gerakan piston yang menyebabkan temperatur meningkat. Grafik 2.1 dibawah ini menunjukkan hubungan secara teori antara perbandingan kompresi, tekanan kompresi dan suhu.
Apabila perbandingan kompresi 16, maka tekanan kompresi dan temperatur adalah 30 kg/cm2 dan 500°C.
Grafik 2.1 Perbandingan Kompresi dan Temperatur (Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 4)
2.2.2 Prinsip Kerja Motor Diesel
pada bantalannya, dengan perantaraan batang penggerak atau batang penghubung. Campuran bahan bakar dan udara dibakar di dalam ruang bakar, yaitu ruangan yang dibatasi oleh dinding silinder, kepala piston dan kepala silinder. Gas pembakaran yang terjadi itu mampu menggerakkan piston dan selanjutnya menggerakkan atau memutar poros engkol. Pada kepala silinder terdapat katup hisap dan katup buang. Katup hisap berfungsi memasukkan udara segar ke dalam silinder, sedangkan katup buang berfungsi mengeluarkan gas pembakaran yang sudah tidak terpakai dari dalam silinder ke udara luar (atmosfer).
Gambar 2.2 Prinsip kerja motor diesel (Sumber: ISUZU Training Center, hal 3)
tersebut. Akhirnya pada saat piston mencapai posisi terdekat dengan silinder seperti terlihat pada gambar 2.2(3), maka pada motor diesel pada umumnya tekanan dan temperaturnya berturut-turut dapat mencapai kurang lebih 30 kg/cm2 dan 550 oC (Sumber : Wiranto Arismunandar, Motor Diesel Putaran Tinggi, hal 4). Namun beberapa saat sebelum piston mencapai posisi (3) tersebut di atas, bahan bakar disemprotkan ke dalam silinder dan terjadilah proses pembakaran. Karena proses pembakaran tersebut memerlukan waktu maka tekanan maksimum dan temperatur maksimumnya terjadi beberapa saat setelah piston mulai bergerak ke bawah. Pada peristiwa ini gas hasil pembakaran mendorong piston bergerak ke bawah (langkah ekspansi). Seperti terlihat pada gambar 2.2(3), dan selanjutnya memutar poros engkol. Beberapa saat piston sebelum mencapai posisi (4) katup buang mulai terbuka sehinga gas hasil pembakaran keluar dari dalam silinder. Selanjutnya, gas hasil pembakaran dipaksa keluar dari dalam silinder oleh gerakan piston dari bawah ke atas (langkah buang). Beberapa saat piston sebelum mencapai posisi (1), katup hisap mulai terbuka dan beberapa saat setelah piston mulai bergerak ke bawah lagi katup buang sudah menutup. Dalam hal ini, gerakan piston ke bawah akan mengakibatkan udara segar dari luar (atmosfer) akan terhisap masuk ke dalam silinder (langkah hisap). Proses tersebut di atas terjadi secara berulang-ulang.
berada pada posisi terjauh dari kepala silinder disebut dengan “Titik Mati Bawah” (TMB). Jarak antara titik mati atas (TMA) dengan titik mati bawah (TMB) disebut dengan “panjang langkah” (langkah). Contoh proses yang diberikan di atas meliputi : langkah kompresi, langkah ekspansi, langkah buang dan langkah hisap, terjadi selama gerakan piston dari TMB-TMA-TMB-TMA-TMB, atau selama dua putaran poros engkol. Mesin yang dalam satu siklusnya meliputi langkah kompresi, langkah ekspansi, langkah buang dan langkah hisap selama dua putaran poros engkol disebut dengan mesin empat langkah. Dalam hal ini, gas hasil pembakaran mendorong piston pada saat langkah ekspansi saja, selebihnya ketiga langkah yang lain terjadi hal yang sebaliknya. Untuk memungkinkan hal tersebut diatas bisa terjadi, maka sebagian energi gas hasil pembakaran selama proses ekspansi harus diubah dan disimpan dalam bentuk energi kinetik roda gaya.
2.2.3 Detonasi (Knocking)
Detonasi adalah getaran atau suatu ledakan yang ditimbulkan oleh pembakaran yang tidak sempurna. Secara grafik dapat diperlihatkan pada Grafik 2.2 dibawah ini :
Grafik 2.2 Detonasi (Knocking) (Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 5)
Mengurangi besarnya detonasi yang terjadi dapat dilakukan dengan metode sebagai berikut :
• Gunakan solar yang angka cetane-nya tinggi.
• Menaikkan temperatur dan tekanan udara.
• Mengurangi volume injeksi pada saat proses injeksi dimulai.
2.3 Macam-macam Ruang Bakar
2.3.1 Macam-macam Mesin Diesel dibagi Berdasarkan Bentuk Ruang
Bakarnya
Ruang bakar mesin diesel merupakan bagian yang terpenting untuk menentukan kemampuan mesin diesel. Telah dikembangkan berbagai macam konfigurasi ruang bakar mesin diesel untuk menjamin bahan bakar yang disemprotkan kedalamnya dan dapat mengurangi, mengabut, dan bercampur dengan udara. Cara yang digunakan disini meliputi pembentukan ruang masuk kedalam silinder, atau dengan jalan menambahkan ruang bakar bantu yang dapat mempercepat ekspansi gas pada tahap pembakaran awal untuk meningkatkan efisiensi pembakaran. Ruang bakar yang digunakan pada mesin diesel adalah sebagai berikut
2.3.1.1Tipe Injeksi Langsung (Direct Injection)
Injection nozzle menyemprotkan langsung bahan bakar ke dalam ruang bakar
diatas piston merupakan salah satu bentuk yang dirancang untuk menyempurnakan pembakaran. Dapat dikatakan mesin diesel putaran tinggi yang menggunakan ruang bakar jenis ini bekerja dengan puncak piston berongga supaya diperoleh pusaran udara, seperti terlihat pada gambar 2.3. bentuk rongga-rongga bertekanan dapat dilihat pada gambar 2.4
Gambar 2.3Tipe Injeksi Langsung (Direct injection). (Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 5)
Macam- macam ruang injeksi langsung: 1. Multi spherical
Gambar 2.4 Macam-macam Ruang Injeksi Langsung. (Sumber: Astra Isuzu Training Center, Informasi Umum Automotif)
Ruang bakar yang berada di atas piston merupakakan salah satu bentuk yang dirancang untuk menyempurnakan pembakaran. Dapat dikatakan mesin diesel putaran tinggi yang menggunakan ruang bakar jenis ini bekerja dengan puncak piston berongga supaya diperoleh pusaran udara, seperti terlihat pada gambar 2.5, pusaran tersebut juga dinamai “penggilasan”, disebabkan karena perhitungan kompresi yang lebih tinggi pada puncak piston, jika dibandingkan pada dasar rongga. Pusaranan yang terjadi, semacam pusaran yang bertekanan. Bentuk-bentuk rongga bertekanan dapat dilihat pada gambar 2.6.
Gambar 2.5 Penggilasan Udara.
Gambar 2.6 Beberapa benruk rongga pada kepala piston motor diesel putaran tinggi dengan ruang bakar terbuka
(Sumber: Wiranto Arismunandar, Motor Diesel Putaran Tinggi, hal : 85)
Untuk membuat pusaran tanpa penggilasan, biasanya udara yang dimasukkan ke dalam silinder dibuat berputar mengelilingi sumbu silinder, seperti terlihat pada gambar 2.7(a) dan (b). Untuk ruang bakar dengan rongga piston yang dangkal, banyak digunakan pusaran induksi. Gambar 2.8 menunjukkan “katup berkelok” atau “katup berselubung” yang terpasang pada system tersebut pada gambar 2.7(a). Konstruksi katup ini bertujuan untuk menahan aliran melalui kira-kira separuh keliling katup, dengan menggunakan “kedok” atau ”selubung”. Namun konstruksi katup berkelok menurunkan effisiensi volumetric. Pada gambar 2.7(b) pipa isap dibuat sedikit miring dan dalam arah tangensial terhadap dinding silinder. Gambar 2.9 menunjukkan aliran melalui lubang spiral, yaitu bentuk yang sebaik-baiknya untuk membentuk pusaran udara. Dalam mesin- mesin dua langkah pusaran udara pembilas membentuk pusaran untuk memperbaiki proses pembakaran.
perlu ada usaha memperbaiki pencampuran bahan bakar dan udara dengan mengandalkan penyemprotan bahan bakar, yaitu penyemprotan bahan bakar, yaitu pengabutan , distribusi, dan penetrasi bahan bakar didalam silinder sebaik-baiknya. Untuk hal itu, hendaknya penyemprotan bahan bakar berlubang banyak diletakkan ditengah-tengah silinder, seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.6(a) sampai dengan (h).
Gambar 2.7 Pusaran Induksi.
(Sumber: Wiranto Arismunandar, Motor Diesel Putaran Tinggi, hal : 86)
Gambar 2.8 Katup Berkelok.
Gambar 2.9 Aliran Udara Melalui Lubang Sepriral.
(Sumber: Wiranto Arismunandar, Motor Diesel Putaran Tinggi, hal : 86)
Keuntungan:
1. Efisiensi panas tinggi (tidak memerlukan glow plug). 2. Konstruksi silinder head sederhana.
3. Karena kerugian panas kecil, perbandingan kompresi dapat diturunkan. Kerugian:
1. Pompa injeksi harus menghasilkan tekanan yang tinggi. 2. Kecepatan maksimum lebih rendah.
3. Suara lebih besar (berisik).
4. Bahan bakar harus bermutu tinggi.
2.3.1.2Tipe Ruang Bakar Kamar Depan
selanjutnya akan terurai menjadi partikel yang halus dan terbakar habis di ruang bakar utama (main chamber)
Gambar 2.10 Tipe Ruang Bakar Kamar Depan.
(Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 6)
Keuntungan:
1. Pemakaian bahan bakar lebih luas, bahan bakar yang relative kurang baik dapat digunakan dengan asap pembakaran yang tidak pekat.
2. Karena pada tipe mesin ini digunakan tipe nozzle trotle, maka diesel knock dapat dikurangi dan kerja mesin lebih tenang
3. Mudah pemeliharaannya karena tekanan injeksi bahan bakarnya relative rendah dan mesin tidak terlalu peka terhadap perubahan timing injeksi.
Kerugian:
1. Bentuk kepala silinder lebih rumit dan biaya pembuatan mahal.
2. Diperlukan starter yang lebih besar, mesin sulit distarter, sehingga memerlukan glow plug.
2.3.1.3Tipe Kamar Pusar (Swirl Chamber Type)
Tipe kamar pusar dapat dilihat pada gambar 2.11 dibawah ini, kamar pusar mempunyai bentuk spherical. Udara yang dikompresikan piston memasuki kamar pusar dan membentuk aliran turbulensi. Sebagian akan terbakar di tempat dan sisanya yang tidak terbakar akan dibakar habis di main combustion chamber
Gambar 2.11 Tipe Kamar Pusar
(Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 7)
Keuntungan:
1. Dapat dicapai kecepatan mesin yang tinggi karena turbulensi kompresi tinggi. 2. Gangguan pada nozzle (tipe pin) lebih kecil, karena menggunakan nozzel tipe
pin.
Kerugian:
1. Konstruksi cylinder head dan silinder block lebih rumit.
2. Efisiensi panas dan konsumsi bahan bakarnya lebih buruk dari pada mesin injeksi langsung .
3. Masih menggunakan glow plug (busi pijar), tidak efektif untuk kamar pusar yang besar karena mesin tidak mudah distart.
4. Detonasi lebih mudah terjadi pada kecepatan rendah.
2.4 Konstruksi Mesin Diesel
Konstruksi mesin diesel dapat diperlihatkan pada gambar 2.12 dibawah ini
Gambar 2.12 Potongan Melintang Pompa Injeksi Tipe VE.
2.5 Turbocharger
Daya poros diperoleh melalui pengubahan energi kimia atau nilai kalor bahan bakar. Makin banyak bahan bakar yang dapat dibakar, makin besar daya yang dapat dihasilkan. Hal itu dapat terjadi jika tersedia udara secukupnya; biasanya dengan faktor kelebihan udara lebih besar dari pada batas asap. Maka hal itupun berarti bahwa daya mesin dibatasi oleh kemampuan mesin tesebut mengisap udara yang diperlukan untuk pembakaran.
Namun demikian, pada mesin empat- langkahpun terdapat impitan katup sehingga sebagian dari udara segar juga keluar dari dalam silinder. Hal itu merupakan kerugian yang tidak dapat dihindari. Jadi, udara yang dimasukkan ke dalam silinder tidak semuanya dipergunakan untuk pembakaran.
dengan memompa udara yang biasa dinamai supercharger.
Supercharger digerakkan dengan daya yang dihasilkan oleh mesin itu sendiri;
atau dengan jalan memanfaatkan energi gas buang untuk menggerakkan turbin gas yang menggerakkan supercharger. Supercharger yang digerakkan oleh turbin gas buang dinamai turbo-supercharger atau ‘turbocharger’ saja. Dengan supercharger jumlah udara atau campuran bahan bakar – udara segar yang bisa dimasukkan lebih besar daripada dengan proses pengisapan oleh torak pada waktu langkah isap. Tekanan udara dengan supercharger akan menaikkan sekaligus tekanan isap dan tekanan buang.
2.5.1 Tujuan pemakaian
Tujuan utama pemakaian turbocharger adalah memperbesar daya motor (30 – 80%); mesinpun menjadi lebih kompak lagipula ringan. Boleh dikatakan motor diesel dengan turbocharger dapat bekerja lebih efisien, pemakaian bahan bakar spesifiknya lebih rendah (5 – 15%). Hal ini berarti turbocharger yang dipakai adalah jenis turbo efisiensi.
Pada motor diesel, supercharger dapat mempersingkat periode persiapan pembakaran sehingga karakteristik pembakaran menjadi lebih baik. Di samping itu terbuka kemungkinan untuk menggunakan bahan bakar dengan bilangan setana yang lebih rendah. Akan tetapi jangan hendaknya melupakan tekanan dan temperatur gas pembakarannya karena hal tersebut akan menyangk ut persoalan pendinginan, konstruksi, kekuatan material serta umurnya.
Udara atmosfer masuk ke dalam kompresor, mengalami proses kompresi sehingga tekanannya naik. Kompresor digerakkan oleh turbin; hal ini dapat dilihat pada adanya poros yang menghubungkan rotor kompresor dan rotor turbin yang digerakkan oleh gas buang motor bakar torak yang menggunakan turbocharger tersebut. Udara yang keluar dari kompresor mengalir ke dalam saluran isap motor; melalui karburator atau penyemprot bahan bakar, pada motor Otto. Selanjutnya udara mengalir ke dalam silinder. Konstruksi turbocharger dapat dilihat seperti pada gambar 2.13.
Gambar 2.13 Konstruksi sebuah turbocharger dengan katup udara (KK) dan katup
BAB III
PERHITUNGAN KERJA SIKLUS
3.1. Siklus Kerja Motor Diesel
Siklus kerja motor diesel ada tiga macam, yaitu: 1. Siklus ideal
2. Siklus aktual 3. Siklus gabungan
Dalam pembahasan ini kami menggunakan siklus gabungan yaitu gabungan antara siklus ideal dan siklus aktual untuk melakukan perhitungan pada motor diesel.
Untuk menjelaskan makna dari diagram p-v pada motor torak terlebih dahulu perlu kita pakai beberapa idealisasi, sehingga prosesnya dapat dipahami secara lebih mudah. Proses yang sebenarnya ( aktual ) berbeda dengan proses yang ideal tersebut, dimana perbedaan tersebut menjadi semakin besar jika idealisasi yang digunakan itu terlalu jauh menyimpang dari keadaan yang sebenarnya, proses siklus yang ideal itu biasa disebut dengan siklus udara, dengan beberapa idealisasi sebagai berikut:
1. Fluida kerja dalam silinder adalah udara, dimana udara dianggap sebagai gas ideal dengan konstanta kalor yang konstan.
2. Proses ekspansi dan kompresi berlangsung secara isentropik. 3. Proses pembakaran dianggap proses pema nasan fluida kerja.
udara luar (atmosfer).
5. Tekanan fluida kerja di dalam silinder selama langkah buang dan langkah hisap adalah konstan dan sama dengan tekanan dan suhu udara luar.
Pada gambar di bawah (3.1) menunjukkan siklus tekanan konstan, yang dianggap sebagai siklus dasar dari setiap mesin empat langkah.
Gambar 3.1 Diagram p-v siklus diesel ideal
(Sumber: Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 18)
dari titik a - o adalah langkah buang pada tekanan konstan. Sedangkan gerakan piston yang berikutnya dari TMA ke TMB, yaitu dari titik o -a adalah langkah hisap pada tekanan konstan yang sama dengan tekanan buang. Jika siklus kerja motor berdasarkan idealisasi 3 dan 4, maka sebenarnya tak perlu diadakan penggantian fluida kerja.
Pada siklus aktual hambatan hidraulik ( rugi- rugi gesekan fluida ) yang timbul pada sistem pemasukan akan menurunkan tekanan udara yang masuk ke dalam ruang bakar.
Karena gerakan piston yang tidak seragam menyebabkan proses pengisian ruang bakar juga bervariasi. Tampak pada gambar 3.2 langkah pengisapan r - a kurva mengalami penurunan tekanan di bawah garis atmosfer.
Gambar 3.2Diagram p-v siklus diesel aktual
(Sumber: Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 18)
adiabatik, tetapi ditunjukkan oleh kurva berlangsung secara politropik dengan eksponen politropik yang bervariasi.
Karena campuran udara dan bahan mengisi silinder selama periode pembakaran sampai mendekati TMA. Sehingga tekanan gas pada proses ini tidak bergerak naik menurut garis vertikal seperti pada pembakaran yang terjadi dalam volume konstan, tetapi mengikuti kurva yang semakin menjauhi sumbu y. Setelah TMA, pembakaran berlangsung dengan diikuti kenaikan volume.
Proses ekspansi pada siklus aktual disertai dengan afterburning dan perpindahan panas antara gas hasil pembakaran dengan dinding silinder. Oleh karena itu proes ekspansi tidak berlangsung secara adiabatik, tetapi berlangsung secara politropik dengan harga koefisien politropik yang bervariasi.
3.2. Langkah Hisap
Seperti telah dijelaskan di atas pada langkah isap terjadi penurunan tekanan atmosfer yang sesungguhnya, hal ini disebabkan karena rugi- rugi gesekan fluida pada sistem pengisapan. Udara luar pada tekanan atmosfer mengalir masuk ke dalam ruang bakar karena adanya perbedaan tekanan yang lebih rendah di dalam ruang bakar.
saat terbuka. Katup hisap terbuka beberapa derajat sebelum TMA saat langkah buang. Saat torak menuju TMB, campuran segar mengalir ke dalam silinder.
Faktor yang mempengaruhi besarnya muatan yang masuk ke dalam silinder:
1. Tahanan hidraulis dari sistem saluran hisap, tekanan akan direduksi sebesar ?P. 2. Adanya sisa hasil pembakaran di dalam silinder yang mendiami sebagian volume
silinder.
3. Pemanasan campuran udara – bahan bakar oleh permukaan dinding saluran hisap dan ruang di luar silinder sebesar ?T yang akan mengurangi kerapatan campuran.
3.2.1 Tekanan di Dalam Silinder Selama Proses Pengisapan
Adanya gesekan di dalam saluran isap akan mengurangi jumlah muatan segar yang terhisap ke dalam silinder karena kerapatan muatan berkurang. Pengaruh tahanan hidraulik muatan dapat dicari bila diketahui rugi–rugi tekanan ?Pa dalam sistem hisap atau tekanan Pa pada saat proses penghisapan berakhir. Tekanan di dalam silinder selama proses pengisian dapat dicari secara tepat bila prosesnya stabil. Pada mesin 4 langkah saat mencapai kecepatan dan daya rata-rata Pa. Tekanan akhir langkah hisap dihitung dengan persamaan 3.1 (Petrovsky, Marine Internal Combusion Engine,hal 27) yaitu sebagai berikut :
o a (0,90 0,95)P
P = − ... (3.1)
Dengan:
Po = Tekanan udara luar dengan menggunakan turbo 2,5 atm (= 0,2532 Mpa) Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
Mpa 0,2405
0,2532 x 0,95
P ,95) 0 (
Pa o
= = =
Drop pressure atau penurunan tekanan yang terjadi dihitung dengan menggunakan persamaan 3.2 (Petrovsky, Marine Internal Combusion Engine, hal 207) yaitu sebagai berikut :
o a (0,03 0,05)P
P = −
∆ ... (3.2)
dengan :
?Pa : penuruna n tekanan karena rugi-rugi gesekan fluida
Mpa 0,0101
0,2532 x 0,04
P (0,04)
Pa o
= = = ∆
3.2.2 Temperatur Akhir Pada Saat Langkah Hisap:
Temperatur akhir langkah hisap dapat dihitung dengan persamaan 3.3 (Petrovsky, Marine Internal Combusion Engine, hal 29) yaitu sebagai berikut :
r r r w o a
? 1
T ? ? T T T
+ + +
= ... (3.3)
Dengan:
Ta = Temperatur udara saat langkah hisap
?Tw = Peningkatan panas akibat kontak dengan dinding silinder dan piston yang panas.
Besarnya ˜ 10-15°C (dengan turbocharger) . (Petrovsky ,Marine Internal Combustion Engine, hal 81).
?r = Koefisien gas buang. Besarnya = 0 ..(Petrovsky, Marine Internal combustion Engine, hal 207).
Ti = Temperatur gas buang. Besarnya ˜ 700-800 K .(Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 32).
Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
K 353
0 1
800 0 15 338 Ta
= +
× + + =
3.2.3 Efisiensi Pengisian Untuk Langkah Hisap
(
)
(
)
0,97 0 1 338 353 1 2532 , 0 0,2405 1 7 , 15 7 , 15 1 1 1 0 0 = + ⋅ ⋅ − = + ⋅ ⋅ − = r a a ch T T p p γ ε ε η... (3.4)
Dengan:
Ta = Temperatur udara saat akhir langkah hisap To = Temperatur udara luar (atmosfer)
e = Perbandingan kompresi.
3.3. Langkah Kompresi
Langkah kompresi merupakan lanjutan dari langkah hisap. Katup hisap akan tertutup sebelum piston akan mencapai TMB, akhirnya pada saat piston mencapai posisi terdekat dengan silinder maka pada motor diesel pada umumnya tekanan dan temperaturnya berturut-turut dapat mencapai kurang lebih 30 kg/cm2 dan 550oC dan hal tersebut disebut dengan proses kompresi (Sumber: Wiranto Arismunandar, hal 4)
(
)
1 985 , 1 1 1 1 1 − = + + + − k T B A ka ε ... (3.5)
dengan :
k1 ˜ n1 = 1,34 -1,39 koefisien politropik.
A dan B = koefisien yang ditemukan berdasarkan percobaan yang dilakukan
oleh N.M. Glagolev untuk setiap macam gas. (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 47). A untuk udara = 4,62
B untuk udara = 0,00053
Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
(
)
1 985 , 1 1 7 , 15 353 00053 , 0 62 , 4 1 1 1 − = + × + − k kApabila persamaan di atas diselesaikan maka didapat harga k1 = 1,373
3.3.1 Tekanan Akhir Langkah Kompresi:
Tekanan akhir langkah kompresi dapat dihitung dengan me nggunakan persamaan 3.6 (Petrovsky, hal 32) yaitu sebagai berikut :
1 n a c P
P = ×ε ...(3.6)
Dengan:
Pc = Tekanan akhir langkah kompresi Pa = Tekanan akhir saat langkah isap e = Perbandingan kompresi
Maka didapat tekanan dan suhu akhir kompresi adalah :
MPa 10,546
15,7 2405 , 0
e P P
1,373 n
a
c 1
=
× =
× =
3.3.2 Temperatur Akhir Langkah Kompresi:
Temperatur akhir langkah kompresi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 3.7 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 32) yaitu sebagai berikut :
1 -n e T
Tc= a× 1 ... (3.7)
Dengan:
Tc = Temperatur akhir langkah kompresi Ta = Temperatur udara saat akhir langkah hisap e = Perbandingan kompresi
n1= Koefisien politropik. Besarnya ˜ 1,373 (Petrovsky, Marine Internal
Combustion Engine, hal 33). Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
( )
K 985,928
7 , 15
353 1,3731 1
1
= × =
× =
− −
n a c T
T ε
3.4. Langkah Pembakaran
pada saat proses kompresi, sehingga tekanan dan suhu di dalam ruang bakar naik secara tiba-tiba.
Pada proses ini terjadi pembakaran campuran bahan bakar dan udara. Unsur utama terjadinya pembakaran adalah karbon, hidrogen dan oksigen. Udara mengandung 23% oksigen (O2 ) 76,7% Nitrogen (N2) dalam basis massa, dan mengandung 21% Oksigen dan 79% Nitrogen dalam basis volume.
Kandungan unsur utama bahan bakar :
C = 86% = 0,86 mol/kg.bahan bakar
H = 13% = 0,13 mol/kg.bahan bakar
O2 = 1% = 0,01 mol/kg.bahan bakar
3.4.1 Reaksi Pembakaran
Misalkan pada 1 kg bahan bakar mengandung c kg Karbon, h kg Hidrogen, dan o kg Oksigen.
1 kg = c kg + h kg + o kg Reaksi pembakaran Karbon sempurna :
C + O2 = CO2
Jika dimasukkan berat atom maka : 12 kg C + 32 kg O2 = 44 kg CO2 Pembakaran 1 kg Karbon menghasilkan :
1 kg C + 12 32
kg O2 = 12 44
CO2
1 kg C + 12 32 ×
c kg O2 = 12 44 ×
c CO2
Dalam mol :
1 kg C + 12
c
kg O2 = 12
c
CO2
Reaksi pembakaran karbon tidak sempurna :
CO mol 12 c O mol 24 c C kg c CO mol 2 O mol 1 C kg 24 CO kg 56 24 c O kg 32 24 c C kg c CO kg 24 56 O kg 24 32 C kg 1 CO kg 56 O kg 32 C kg 24 2CO O C 2 2 2 2 2 2 2 = + = + = + = + = + = +
Reaksi pembakaran hidrogen:
O H mol 2 h O mol 4 h H kg h O H mol 2 O mol 1 H kg 4 O H 36 4 h O kg 32 4 h H kg h O H kg 36 O kg 32 H kg 4 O H 2 O H 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 = + = + = + = + = +
Sehingga dengan melihat reaksi diatas, jumlah oksigen (O2) secara teoritis yang dibutuhkan untuk pembakaran 1 kg, adalah :
Komposisi bahan bakar : C = 86 %
H = 13 %
O2 = 1 %
Sehingga kebutuhan udara secara teoritis dapat dihitung dengan persamaan 3.8 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 38) :
) 32
o 4 h 12
c ( 0,21
1
Lo' = + − ... (3.8)
sehingga didapat perhitungan sebaga i berikut :
bakar bahan mol/kg 0,494
32 01 , 0 4 13 , 0 12 0,86 0,21
1 Lo'
=
+ −
=
3.4.2 Koefisien Kelebihan Udara
Jumlah udara yang digunakan mesin akan bertambah besar, mengecil atau bahkan setimbang terhadap perhitungan teoritisnya, tergantung pada tipe tiap susunan campuran bahan bakar dan udara. Perbandingan jumlah udara yang ikut terbakar bersama bahan bakar terhadap perhitungan teoritisnya disebut koefisien kelebihan udara (a)
a = 1 disebut campuran setimbang a < 1 disebut campuran kaya
a > 1 disebut campuran miskin
harga a = 1,3 – 1,7 (Sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 38). Pada perancangan kali ini dipilih harga α sebesar 1,5
Proses pembakaran 1 kg bahan bakar menghasilkan:
mol 0,585 0,494 1,5 0,79 Lo a 0.79 M mol 0,052 1)0,494 0,21(1,5 1)Lo 0,21(a M mol 0,065 2 0,13 M mol 0,071 12 0,86 M ' N ' O O H co 2 2 2 2 = × × = × × = = − = − = = = = =
Jumlah total mol gas hasil pembakaran 1 kg bahan bakar :
mol 0,773 0,585 0,052 0,065 0,071 Mg = + + + =
Volumetrik hasil pembakaran:
Kebutuhan udara total secara aktual dapat dihitung dengan persamaan 3.9 (petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 38) yaitu sebagai berikut :
α ×
=Lo'
L ... (3.9) sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
0,741kg 1,5 0,494
a Lo' L'
=
× =
× =
3.4.3 Koefisien Kimia Penambahan Molar µo
Koefisien kimia penambahan molar dapat dihitung dengan persamaan 3.10 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 40) yaitu sebagai berikut :
aLo' ?Mg 1
µ0= + ... (3.10)
dengan :
?Mg = total hasil pembakaran 1 kg bahan bakar
0,032
0,494 1,5
-0,773
aLo' M
?Mg g
=
× =
− =
L = kebutuhan udara aktual
a = koefisien kelebihan udara
1,043
494 , 0 5 , 1
032 , 0 1 µ0
=
3.4.4 Koefisien Perubahan Molar karena Adanya Gas Hasil Pembakaran
Koefisien perubahan molar karena adanya gas hasil pembakaran dapat dihitung dengan persamaan 3.11 ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 40) yaitu sebagai berikut :
r r o
γ γ µ µ
+ + =
1 ... (3.11) dengan :
µ = Koefisien perubahan molar karena adanya gas hasil pembakaran, sehingga didapat perhitungan perhitungan sebagai berikut :
035 , 0 1
035 , 0 043 , 1
+ + =
µ
=1,0415
3.4.5 Kapasitas Molar Rata-Rata Dari Gas Volume Konstan
Kapsitas molar rata-rata dari gas volume konstan dapat dihitung dengan persamaan 3.12 ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 46) yaitu sebagai berikut :
(
mCv)
g = Ag+BgTz ... (3.12)dengan :
A dan B merupakan konstanta yang diperoleh berdasarkan percobaan N.M
Koefisien gas yang terkandung dalam udara A B
CO2 7,82 0,00125
H2O 5,79 0,000112
N2 4,62 0,00053
O2 4,62 0,00053
Sehingga dari persamaan 3.13 dibawah ini ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 48), didapatkan :
2 2 2 2 2 2 2
2 CO HO HO N N O O
COA V A V A V A
V
Ag= + + + ... (3.13)
sehingga didapatkan perhitungan sebagai berikut :
00024 , 5 4,62 0,067 4,62 0,756 5,79 0,084 7,82 0,091 A V A V A V A V
Ag CO2 CO2 H2O H2O N2 N2 O2 O2
= × + × + × + × = + + + =
sehingga didapatkan perhitungan sebagai berikut :
00064402 , 0 10 53 0,067 10 53 0,756 10 112 0,084 10 125 0,091 B V B V B V B V Bg 5 5 5 5 O O N N O H O H CO
CO2 2 2 2 2 2 2 2
= ⋅ × + ⋅ × + ⋅ × + ⋅ × = + + + = − − − −
sehingga didapatkan : (mCv)g = Ag + BgTz
3.4.6 Kapasitas Panas Molar Isokhorik Rata-Rata Udara
Nilai kapasitas panas molar isokhorik rata-rata dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 3.14 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 48) yaitu sebagai berikut :
z z o v g p z z g g g v T 00064402 , 0 98524 , 6 1,985 T 00064402 , 0 00024 , 5 C kcal/mol 1,985 )g (mC ) (mC T 00064402 , 0 00024 , 5 T B A ) (mC + = + + = + = + = + =
……….. (3.14)
3.4.7 Kapasitas Molar Isokhorik Udara Pada Akhir Kompresi
Nilai kapasitas molar isokhorik pada akhir kompresi dapat dihitung dengan persamaan 3.15, ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 48) sebagai berikut :
(
mCv)
a=4,62+0,00053Tc ... (3.15)sehingga didapatkan perhitungan sebagai berikut :
(
mCv)
a=4,62+0,00053×985,928= 5,14254 kcal/mol°C
3.4.8 PerhitunganTemperatur Akhir Langkah Pembakaran:
[
v mix]
c p z r ' o t z T ) µ(mC T 1,985? ) (mC ) ? (1 aL Q ?. g = + ++ ……...……… (3.16)
Dengan:
?z = Koefisien panas (untuk diesel = 0,65-0,85). (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 44)
Qt = Nilai panas rendah bahan bakar (10.100 kcal/kg). (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine hal 48)
? = Faktor kenaikan tekanan ?z =Suhu akhir pembakaran ? =pz/pc=0,094822681Pz
sehingga persamaan pembakaran diatas menjadi :
(
)
[
5,14254 1,985.x]
.985,928 1,0415(
6,98524 0,00064402 xTz)
Tz 0 1 494 , 0 5 , 1 10100 85 , 0 + = + + + × × λ3.4.9 Tekanan Dan Suhu Akhir Pembakaran
Nilai tekanan akhir pembakaran dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 3.17, ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine hal 48) yaitu sebagai berikut :
? = Faktor kenaikan tekanan
?z = Temperatur akhir pada saat langkah pembakaran
λ × =Pc
z
P ……….………. (3.17)
diperoleh : z z z P P P 094822681 , 0 546 , 10 Pc = = = λ
Berdasarkan persamaan 3.18, ( sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 50) yaitu sebagai berikut :
c z c z T T µ. P
P = ...( 3.18)
Dengan :
Pz = Tekanan akhir pada saat langkah pembakaran Tz = Temperatur akhir pada saat langkah pembakaran µ = Koefisien molar
Tc = Temperatur akhir langkah kompresi Pc = Tekanan akhir langkah kompresi
Maka didapat :
z z c c z z c z c z P P P T P T T T P P 763 , 89 546 , 10 1,0415 928 , 985 = × × = × × = × × = µ µ
(
)
[
5,14254 1,985.x]
.985,928 1,0415(
6,98524 0,00064402 xTz)
Tz 0 1 494 , 0 5 , 1 10100 85 , 0 + = + + + × × λ(
)
[
]
(
z)
zz P P x P x 763 , 89 763 , 89 10 . 402 , 64 98524 , 6 1,0415 928 , 985 . 094822681 , 0 . 985 , 1 5,14254 0 1 494 , 0 5 , 1 10100 85 , 0 5 − + = + + + × ×
Dengan menyelesaikan persamaan di atas dan mengubahnya menjadi persamaan homogen maka didapatkan persamaan
0 16619,12 -P 46 , 467
5,40447Pz2 + z =
dengan rumus kuadrat diperoleh :
8 , 10 12 , 760 46 , 467 5,40447 2 ) 16619,12 .( 5,40447 . 4 ) 46 , 467 ( 46 , 467 2 4 2 2 ± − = × − − ± − = − ± − = a ac b b Pz
Maka didapatkan akar-akar Pz1 = 27,1 dan Pz2 = -113,665. Karena untuk tekanan absolut tidak ada tekanan negatif maka digunakan pz = 27,1 MPa.
Maka suhu pada akhir langkah kompresi adalah :
K K P T P T c c z z 58 , 2432 546 , 10 0415 , 1 928 , 985 27,1 = × × = × × = µ
c z P P
=
? ...( 3.19)
maka didapat :
57 , 2 10,546
27,1 ?
= =
3.5. Langkah Ekspansi
Setelah terjadi proses pembakaran bahan bakar dengan udara karena tekanan yang sangat kuat, maka dihasilkan tenaga yang mampu mendorong piston dari TMA ke TMB. Langkah ini adalah proses perubahan energi panas menjadi energi mekanik. Karena gerakan piston dari TMA menuju TMB, maka volume silinder akan menjadi besar dan tekanan udara dalam silinder akan menurun.
Proses ekspansi merupakan proses politropik dengan eksponen politropik (n2), dengan mengetahui besarnya eksponen politropis, maka dapat dihitung tekanan dan temperatur pada akhir langkah ekspansi. Setelah langkah ekspansi dilanjutkan dengan proses pembuangan, yang diawali saat katup buang mulai terbuka.
3.5.1 Perbandingan Ekspansi Awal
Perbandingan ekspansi awal ? dapat dihitung dengan menggunakan persamaan 3.20 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 50) yaitu sebagai berikut :
Tc ?
Tz µ ?
× ×
maka didapat :
1 9998805 ,
0
985,928 57
, 2
58 , 2432 1,0415 ?
= =
× × =
3.5.2 Perbandingan Ekspansi Akhir
Perbandingan ekspansi akhir dapat dihitung dengan persamaan 3.21 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 41) yaitu sebagai berikut :
ρ ε
δ = ... (3.21)
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
15,7 1
7 , 15
= = δ
Untuk siklus volume konstan d = e. Maka didapatkan k2 yang diasumsikan sama dengan n2 (n2 ˜ k2). Harga numeris eksponen ekspansi politropik n2 bervariasi antara 1,15 – 1,30.
Dengan harga d = e = 15,7 , maka dapat ditulis dalam bentuk persamaan homogen (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 89) yaitu sebagai berikut :
1 985 , 1 1
1
2 1
2 = −
+
+ −
k T
B
Ag g z k
δ
0 1 985 , 1 7 , 15 1 1 56663 , 1 00024 , 5 0 1 985 , 1 7 , 15 1 1 58 , 2432 10 4402 , 6 00024 , 5 2 1 2 1 4 2 2 = − − + + = − − + × × + − − − k k k k
Apabila persamaan di atas diselesaikan dengan metode trial error maka didapat harga k2 = 1,27. Harga ini diasumsikan sama dengan n2 (k2 = n2).
3.5.3 Tekanan Akhir Langkah Ekspansi:
Tekanan akhir langkah ekspansi dihitung dengan menggunakan persamaan 3.22 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 52) yaitu sebagai berikut :
n2 z eks
d p
P = ... (3.22)
dengan :
Pz = Tekanan akhir pembakaran (Mpa) d = Perbandingan akhir langkah ekspansi
n2 = Koefisien politropis
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
Mpa p n z 820 , 0 15,7 27,1 P 1,27 2 eks = = = δ
3.5.4 Temperatur Akhir Langkah Ekspansi:
1 n2 z Teks d T −
= ... (3.23)
dengan :
Teks = Temperatur akhir langkah ekspansi Tz = Temperatur akhir proses pembakaran
Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
K 1156,57 15,7 58 , 2432 d T 1 1,27 1 n2 z Teks = = = − −
3.6 Tekanan Indikasi Rata-rata
Tekanan indikasi rata-rata teoritis dengan nilai volume konstan ? = 1.
Karena dari perhitungan sebelumnya ? = 1, maka dipakai siklus volume konstan. Harga pc terlebih dahulu diubah dari megapaskal (MPa) menjadi Kg/cm2. Tekanan indikasi rata-rata teoritis dihitung dengan menggunakan persamaan 3.24 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 55):
− − − − − − = − − 1 n 1 e 1 1 1 n 1 d 1 1 ? 1 e p p 1 1 n 2 1 n c it 1
2 ... (3.24) dengan :
Pit = Tekanan indikasi rata-rata. Pc = tekanan akhir langkah ekspansi d = Perbandingan ekspansi akhir
? = Perbandingan volume saat pembakaran
e = Perbandingan kompresi
n1 = Koefisien politropis saat langkah isap sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
2 1 1,373 1 1,27 it 1 1 n 2 1 n c it kg/cm 935 , 23 98,07 2347 2347Kpa , Mpa 347 , 2 1 1,373 1 15,7 1 1 1 1,27 1 15,7 1 1 57 , 2 1 15,7 10,546 p 1 n 1 e 1 1 1 n 1 d 1 1 ? 1 e p p 1 2 = = = = − − − − − − = − − − − − − = − − − − menjadi
(untuk 1kg/cm2 = 98,07 kPa)
3.6.1 Tekanan Indikasi Rata-Rata Aktual:
Tekanan indikasi rata-rata aktual dihitung dengan menggunakan persamaan 3.25 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 55) yaitu sebagai berikut :
? Pit
Pi= × ... (3.25)
dengan :
? = Bagian langkah piston yang hilang 0,98. (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 55).
Sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
3.6.2 Kerja Indikasi dan Daya Indikasi Hp (horse power)
Kerja yang dilakukan gas di dalam silinder pada langkah kerja disebut kerja indikasi. Kerja indikasi dan daya indikasi mesin dihitung dengan menggunakan persamaan 3.26 dan 3.27 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 57-58) yaitu sebagai berikut :
d i i P V
W = × ... (3.26) Dengan
Pi = Tekanan indikasi rata-rata (kg/cm2). Vd = Volume langkah piston
n = putaran mesin
i = jumlah silinder
Dari perhitungan di atas diketahui Pi =23,456 kg/cm2, maka didapat perhitungan sebagai berikut :
Wi = 23,456x 0,0109407 =0,25663kg.m
Untuk mesin 4 langkah z = 2, maka persamaan di atas menjadi :
hp 9 , 0
i n V p z 75 60
i n V p 10
N i d i d
4
i ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅
× ×
= ...(3.27)
Hp 16 , 2395
0,9
8 1050 0109407 ,
0 456 , 23 Ni
=
× × ×
=
dengan :
n = putaran mesin
I = jumlah silinder
3.6.3 Tekanan Efektif Rata-Rata
Untuk menghitung rugi-rugi mekanis relatif digunakanlah efisiensi mekanis. Efisiensi mekanis menyatakan perband ingan daya kuda rem dan daya indikasi. Efisiensi mekanis dihitung dengan menggunakan persamaan 3.28 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 61) yaitu sebagai berikut :
ηm= efisiensi mekanis dengan turbo ( 0,8 -0,88)
Pe= ηm x pi ... (3.28) = 0,88 X 23,456
= 20,641 kg/cm2
Nb
=
ηm x Ni=
0,88 x 2395,16 = 2107,74 hp3.7. Torsi Yang Dihasilkan
Torsi yang dihasilkan dapat dihitung dengan persamaan 3.29 (sumber : Sularso, Elemen Mesin, hal 7) yaitu sebagai berikut :
n Nb
T =9,74×105. ... (3.29) sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
kg.m 772 , 179 . 955 . 1
1050 2107,74 .
10 74 ,
9 5
= × =
3.8. Efisiensi Mekanis
Untuk menghitung rugi-rugi mekanis relatif digunakanlah efisiensi mekanis. Efisiensi mekanis menyatakan perbandingan daya kuda rem dan daya indikasi. Efisiensi mekanis dihitung dengan menggunakan persamaan 3.30 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 60) yaitu sebagai berikut :
i b m
N N =
η ...(3.30)
maka efisiensi mekanisnya adalah :
88% 0,88
16 , 2395 2107,74 ?m
= = =
3.9. Tekanan Efektif Rata-Rata:
Tekanan efektif rata-rata dihitung dengan menggunakan persamaan 3.31 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 57) yaitu sebagai berikut :
i m
e ? P
P = × ... (3.31)
Dengan:
?m = Efisiensi mekanis (0,78-0,83) (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 61)
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
2 m
e
kg/cm 19,46848
456 , 3 2 0,83
Pi ? P
= × =
3.10. Brake Horsepower
Brake Horsepower dihitung dengan menggunakan persamaan 3.32 (Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 57) yaitu sebagai berikut :
z n v pe d i
. 45 , 0 . .
Nb = ... (3.32)
sehingga didapat perhitunga n sebagai berikut :
87,99Hp 9 1 2 45 , 0 8 1050 0109407 , 0 19,46848 Nb = × × × × =
3.11 Kebutuhan Bahan Bakar
Kebutuhan udara teoritis dalam mol/kg bahan bakar untuk pembakaran 1 kg bahan bakar, Lo’ = 0,494 mol/kg bahan bakar.
Dalam satuan berat (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 37), menjadi :
bakar bahan kg per udara kg 28,95L
L0 = '0 (0.1)
dengan 28,95 kg/mol adalah massa molekul udara.
Dengan demikian massa teoritis udara yang diperlukan untuk proses pembakaran 1 kg bahan bakar adalah
kg 14,301 0,494 28,95 28,95L L ' 0 0 = × = =
bakar bahan kg per m 24,4L
L''0 = '0 3 (0.2)
sehingga volume udara yang diperlukan sebesar
3 ' 0 '' 0 m 12,0536 0,494 24,4 24,4L L = × = =
atau dalam unit volumetrik pada suhu T0 (301 K) dan tekanan p0 (1 atma)
bakar bahan kg per m L 288p T ''
' '' 3
0 0 0 = o L (0.3) 3 m 12,597 12,0536 1 288 301 '' ' = × = o L
3.11.1. Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam
Konsumsi bahan bakar tiap jam dihitung dengan menggunakan persamaan 3.33 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 63) yaitu sebagai berikut : '' ' o ch d h L a. 2 i 60 n ? V F × × × × × ×
= ... (3.33)
dengan :
Fh = kebutuhan bahan bakar tiap jam ?ch = efisiensi pengisian pada langkah isap sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
Massa jenis bahan bakar (minyak solar) 0,85 kg/L. Sehingga kebutuhan bahan bakar
dalam liter per jam = 166,51 85
, 0
533 , 141
= Liter/jam
Jadi untuk rata- rata kecepatan 60 km/jam maka =1 km = 2,775 liter Kebutuhan bahan bakar pada tiap silinder :
jam kg Fh
/ 69 , 17
8 533 , 141
8 Fs
= = =
Sehingga panas yang dihasilkan pembakaran bahan bakar pada tiap silinder adalah q = Fs x Qi
= 17,69x 10100
= 178685,4125Kkal/jam
3.11.2. Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam Untuk Indikasi Daya (Ni)
Konsumsi bahan bakar tiap jam untuk indikasi daya (hp) dihitung dengan menggunakan persamaan 3.31 (sumbeer : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine hal 63) yaitu sebagai berikut :
i h i
N F F =
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
jam Liter/Hp. 06952
, 0
16 , 2395
51 , 166 Fi
= =
3.11.3. Kebutuhan Bahan Bakar Spesifikasinya
Kebutuhan bahan bakar specifikasi dihitung dengan menggunakan persamaan 3.35 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 63) yaitu sebagai berikut :
m η
Fi F=
dengan :
Fi = konsumsi bahan bakar indikasi spesifik
?m = efisiensi mekanis
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
jam Liter/Hp. 078999
, 0
0,88 06952 , 0 F
= =
3.11.4. Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam Untuk Break Thermal
Konsumsi bahan bakar per jam untuk indikasi break thermal dihitung dengan menggunakan persamaan 3.32 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 63) yaitu sebagai berikut :
b h b
N F F =
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
jam Liter/Hp. 083758
, 0
87,99 9 1
51 , 166 Fb
3.12 Efisiensi Indikasi Panas:
Efisiensi panas ini menunjukkan derajat pemakaian panas yang dihasilkan selama pembakaran bahan bakar untuk memperoleh daya indikasi pada mesin (Ni). Efisiensi indikasi panas untuk daya (Hp) dan daya breakthermal (Hp) dihitung dengan menggunakan persamaan 3.33 dan 3.34 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combustion Engine, hal 62) yaitu sebagai berikut :
t i i
Q F
632 ?
× =
Dengan:
Ot = Panas rendah bahan bakar (solar = 10100 kcal/kg)
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
% 90
90 , 0
10100 06952
, 0
632 ?i
= =
× =
3.13 Efisiensi Daya Break Thermal (Hp)
t b b
Q F
632 ?
× =
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
% 708 , 74
74708 , 0
10100 083758
, 0
632 ?b
= =
BAB IV
PERHITUNGAN KOMPONEN MESIN
4.1 Silinder dan Kepala Silinder.
Silinder adalah bagian dari motor bakar yang berfungsi sebagai rumah piston dan merupakan tempat piston bergerak lurus bolak balik. Seluruh proses siklus motor bakar berlangsung di dalam ruang antara silinder dan kepala silinder.
Silinder dibuat dari besi tuang, pada mesin kereta api ini karena memiliki 8 silinder maka pengaturan dibuat tipe V dengan dua batang engkol yang dipasangkan pada pena engkol masing- masing sehingga panjang mesin setengahnya saja dan lebih kuat. Konstruksi silinder terdiri dari silinder liner dan rongga air pendingin (water jacket) yang dicetak menjadi satu kesatuan untuk kedelapan silinder yang berbentuk V dan disebut silinder blok.
Hal-hal yang penting dalam perancangan silinder adalah: 1. Suhu pembakaran
2. Tekanan pembakaran 3. Gaya-gaya yang bekerja
Bahan silinder dipilih besi tuang kelabu FC-25 yang mempunyai kekuatan tarik 2800 kg/cm2, tegangan batas elastis 1400 kg/cm2
4.1.1 Tebal Dinding Silinder
Tebal dinding silinder dihitung dengan persamaan emperis 4.1 (sumber : Maleev, internal Combustion Engine, hal 411) yaitu sebagai berikut :
16 1 0,045D
b = + ...( 4.1)
dengan:
D = Diameter dalam silinder yaitu Dpiston + clearence sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
11,8745mm 0,4675inci
16 1 0,045(9) b
= =
+ =
4.1.2 Tebal Dinding Mantel Air Pendingin
Tebal dinding mantel air pendingin dapat dihitung dengan persamaan emperis 4.2 (sumber : Maleev, internal Combustion Engine, hal 411) yaitu sebagai berikut :
) 16
1 ( D 0,032
b1= + ...( 4.2)
dengan:
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
mm 8,9027
inci 0,3505
) 16
1 ( 9 0,032 b1
= =
+ × =
4.1.3 Tebal Rongga antara Silinder Liner dengan Dinding Mantel Air
Tebal rongga antara silinder liner dengan dinding mantel air dapat dihitung dengan persamaan emperis 4.3 (sumber : Maleev, internal Combustion Engine, hal 411) yaitu sebagai berikut :
) 4 1 ( 0,08D
c= + ...( 4.3)
dengan:
c = Tebal rongga antara silinder liner dengan dinding mantel air (inci)
D = Diameter dinding dalam silinder
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
mm 24,638
inci 0,97
) 4 1 ( 9 0,08 c
= =
+ × =
4.1.4 Tegangan pada Dinding Silinder
4.1.4.1 Tegangan Tangensial
2 i 2 o 2 o 2 i z d d ] µ)d (1 µ)d [(1 p s − + + −
= ...( 4.3)
dengan:
p :Tekanan maksimum dalam silinder
µ : Poison ratio 0,27 (sumber ; Maleev, Internal Combustion Engine, hal 409)
di : Diameter dalam silinder
do : Diameter luar silinder = di + 2b
dari perhitungan kerja siklus didapat nilai Pz = 27,1Mpa = 27.100 Kpa (27.100: 6,895 psi =3.930,384 psi)
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
psi 956 . 40 9 9,935 ] 0,27)9,935 (1 )9 27 , 0 [(1 3.930,384
s 2 2
2 2 = − + + − =
Angka keamanan yaitu perbandingan antara batas elastisitas dengan tegangan tangensial 957 , 4 956 . 40 203.045,7 k = =
4.1.4.2 Tegangan karena Perbedaan Suhu
Tegangan karena perbedaan suhu dapat dihitung dengan persamaan 4.5 (sumber : Maleev, Internal Combustion Engine, hal 400) yaitu sebagai berikut :
µ) 2k(1 m/3) aEqb(1 so − −
dengan:
so : Tegangan pada permukaan luar silinder, psi
a : Koefisien muai linier, /oF untuk besi tuang kelabu = 65 x 10-7, (sumber : Maleev, Internal Combustion Engine, hal 377)
E : Modulus elastisitas, psi = 13 x 106 psi, (sumber : Maleev, Internal
Combustion Engine, hal 377).
q : Jumlah panas yang lewat dinding silinder, kkal/h
(q=178685,4125Kkal/jam)
b : Tebal dinding silinder, inci
m : (do/di) – 1
k : Angka konduksi rata-rata, Btu-in/ft2oFjam = 320 Btu- in/ft2oFjam, (sumber : Maleev, Internal Comb ustion Engine, hal 377).
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
psi 41 , 585 . 14
0,27) (1
320 2
/3) 103889 ,
0 0,4675(1 5
178685,412 10
13 10 65 s
6 7
o
=
− ×
− ×
× × × ×
= −
4.1.4.3 Tegangan pada Bagian Dalam Silinder
Tegangan pada bagian dalam silinder dapat dihitung dengan persamaan 4.6 (sumber : Maleev, Internal Combustion Engine, hal 400) yaitu sebagai berikut:
µ) 2k(1
m/3) aEqb(1 si
− +
= ...( 4.6)
psi 82 , 631 . 15 0,27) 320(1 2 /3) 103889 , 0 0,4675(1 5 178685,412 10 13 10 65 s 6 7 i = − × + × × × × × = −
4.1.4.4 Tegangan karena Tekanan Gas Silinder
Tegangan karena tekanan gas silinder dapat dihitung dengan persamaan 4.7 dan 4.8 (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combusion Engine, hal 400) yaitu sebagai berikut :
2 i 2 o 2 i 2 o mak r r ) r Pz(r s − +
= ...( 4.7)
dengan:
Pz : Tekanan maksimum, psi
ro : Jari-jari luar silinder, inci ri : Jari- jari dalam silinder, inci
sehingga didapat perhitungan sebagai berikut :
psi 288 , 016 . 40 4,5 4,966 ) 4,5 (4,966 3.930,384
s 2 2
2 2 mak = − + =
Tegangan minimum dapat dihitung sebagai berikut (sumber : Petrovsky, Marine Internal Combusion Engine, hal 400) :
2 2 o 2 i z i min r r r 2P s − ×
= ...(4.8)
psi 9 , 085 . 36 4,5 4,966 4
