BAB IV
PERENCANAAN ELEMEN MESIN PENGGERAK MEJA PUTAR
1. PERHITUNGAN MASSA DAN INERSIA
1.1. Perhitungan Massa Silinder
Massa dari benda keija seperti pada gambar 2.4 dan 2.5, dapat dihitung dengan rumusan sebagai berikut:
untuk silinder berlubang
Ml = % . ( do2 - dj2). t . p / 4
MLl lt = 7t. ( 2S91 - 2092 ) . 265. lO'9 . 7830 / 4 = 38,1341 kg sedangkan untuk silinder pejal
Mp = 7i. <? . t . p / 4
Mp u. = . 1152. 12.10■**. 7830 / 4 = 0,9760 kg
Di mana d diameter (mm), t tebal (mm), p massa jenis (kg/mm2). Perhitungan di atas hanya digunakan sebagai contoh. Sedangkan untuk benda keija yang lain caranya sama dan ditampilkan langsung dalam bentuk tabel.
la 38,1341 527976,1480 487152,0051
lb 2,3113 31522,0872 15804,3800
2a 0,9760 1613,4500 818,4370
2b 4,9691 25094,5761 12712,9247
2c 9,2227 15246,2759 17858,3340
3a 1,1571 3834,8950 1426,3340
3b 0,4077 1672,8441 840,0968
4 33,2082 1494369,0000 747807,1538
5a 2,1548 22995,0128 24107,5756
5b 0,5604 5796,5142 3127,0878
5c 0,2632 1799,4484 899,7803
5d 0,0459 156,0384 78,4000
gearl 4,5349 20571,5818 10441,8302
pinion 1 0,1814 32,9153 22,6993
gear 2 4,5349 20571,5818 10441,8302
pinion 2 0,1814 32,9153 22,6993
gear 4,6437 13481,6827 7149,8856
cacing 1,5487 31973,0973 3157,3434
tabel 4.1 Perhitungan Massa dan Inersia
71
Total massa benda keija dan penahan (Jig) adalah 93,4105 kg, sedang bila total massa benda keija diperlukan untuk perhitungan selanjutnya diambil sebesar
100 kg.
1.2 Perhitungan Inersia Silinder
Benda yang berputar pada surabunya mempunyai inersia. Besar inersia tiap benda dapat dihhung dengan rumusan pada lampiran 1. Sebagai contoh perhitungan diambil benda keija l.a dan 2.a.
I* = m . ( do2 + di2 ) / 8
Ixi.i.a = 38,1341. ( 259s + 2092 ) / 8 = 527976,148 kg.ram2 Ix = m . d2 / 8
Ixi.za = 0,9760 . 1152 / 8 = 1613,45 kg.mm2
Di mana d« diameter hiar (mm), di diameter dalam (mm), m massa benda (kg).
Harga-harga inersia juga ditabelkan pada tabel 4.1. Inersia total dari benda keija dan penahan terhadap sumbu x didapatkan sebesar 2,1311.106 kg.mm2 (2,1311 kg.m2).
Waktu yang diperlukan agar motor mencapai kecepatan konstan tergantung dari besamya beban. Dalam perencanaan, diasumsikan sebesar 2 detik untuk mencapai putaran 1200 rpm
Kecepatan keliling merupakan kecepatan pengelasan. Kecepatan yang dianjurkan oleh mesin las tersebut adalah 40 cm/menit - 50 cm/menit, untuk ketebalan plat 1,6 mm (lihat lampiran 2). Dalam perencanaan digunakan kecepatan 50 cm/menit. Diameter drum d = 205 mm.
Kecepatan sudut yang teijadi sebesar o = 2 . v / d
= 2 . ( 500 / 60 ) / 205 = 0,0813 rad/dt.
sedang torsi yang teijadi dihitung dengan T = I . a
= 2,1311. 0,0813/2 = 0,0866N.m
2. PERENCANAAN RODA GIGILCRUS
2.1 Perencanaan Roda Gigi Larus 1
Roda gjgi turus 1 ini mendapat beban torsi dari benda keija dan jig yang berputar sebesar T = 0,7664 lb.in. Putaran benda keija sama dengan putaran pada gear roda gigi. Putaran yang dianjurkan pada mean las yang digunakan sebesar 0,6-0,8 rpm. Untuk mendapatkan putaran yang bervariasi digunakan motor yang mempunyai variasi kecepatan (variable speed control).
Rasio roda gigi direncanakan sebesar 5:1. Jumlah gigi pada gear Ntgi = 90 gigi dan pada pinion Ntpi = 18 gigi. Sudut tekan $ = 20° dengan kedalaman penuh. Diametral pitch P = 12. Material yang digunakan yaitu baja dengan tegangan material Sai = 19000 psi, jumlah tegangan kontak material S,c = 85000 psi dan kekerasan minimum beban 140 BHN. Data material dapat dilihat pada tabel 3.1. Berdasarkan data yang ada maka dapat dihitung dimensi, kekuatan daya serta interferensi dari pasangan roda gigi turus I .
2.1.1 Dimensi Roda Gigi Lurus 1
73
Dimensi-dimensi yang diperlukan dalam perencanaan roda gigj lurus, yaitu:
diameter jarak bagi d yang tergantung dari jumlah gjgi dan diametral pitch
maka didapalkan diameter pinion 38,1 mm dan diameter gear 190,5 mm, selain itu dapat dihitung:
- kecepatan linier jarak bagi v yang teijadi pada pinion adalah
- ketebalan gigi dari roda gigi b seperti yang dianjurkan antara 9/P - 13/P, maka:
b = 9/12 -s-13/12 = 0,75 + 1,0833 in. Dalam perencanaan diambil 0,8 in (20,32 mm).
Sedangkan gaya-gaya yang bekeija pada roda gigi furus adalah - gaya tangensial Ft yang timbul akibat torsi sebesar:
N~ go
dg = — =— = 7,5 in (190,5 mm)
vp x - d p -np _ # • • 1,5• 4
12 12 = 1,5708 fpm( 0,0080 m/dt)
T 0,7664
= 0,2044 lb (0,9096 N)
- gaya radial Fr sebesar:
Fr = Ft . tg 0 = 0,2044 . tg 20° = 0,0744 lb (0,3311 N)
2.1.2 Analisa Kekaatan Daya menurut AGMA
Analisa hanya dilakukan pada pinion, karena dengan material yang sama, kekuatan daya pada pinion lebih kecil daripada gear, sehingga bila pinion kuat
begitu pula dengan gear. Dari tabel 3.2, tabel 3.4, tabel 3.5, tabei 3.6 dan tabel 3.7, berturut-turat didapatkan harga J = 0,32, Kl = 1, Km = 1,3, K« = 1 dan Kr = 1,25. Harga Ks dan KT masing-masing diambil satu, sedangkan harga Kv diambil dari rumusan tabel 3.3 adalah Kv = 50 / (50+ \v ) = 50 / ( 50 + \f 1,5708 ) = 0,9755 maka:
np d p -Sae- b J K v KL 12600O P - K m K,- K0,Kr • Kt
4 .!,S.^OQ.Q,8-0.32.0,9755-.
126000-12-1,3-1-1-1^5-1 v
2.1.3 Analisa Kekuatan Daya berdasarkan Daya Tahao menurut AGMA Daya tahan (ketahanan) roda gigi untuk menanggung keausan yang teijadi adalah penting, karena kerusakan akibat keausan lebih mudah teijadi dibandingkan dengan kerusakan karena beban lain. Dari tabel 3.9, tabel 3.10, gambar 3.2, tabel 3.5, tabel 3.6, tabel 3.11, dan tabel 3.12, berturut-turut didapatkan harga I = 0,105, Cl — 1, CH = 1, Cm = 1,3, C„ = 1, Cp = 1 dan CR = 1,25. Harga Cs dan CT masing-masing diambil satu, sedangkan Cy didapatkan dari rumusan pada tabel 3.3
= 0,9755, maka:
h np'b-Cv -1 ( Ste- d , - C l -Ca '\ 1 P 126000-Ci -Cm-C/ -C A Cp -CT -CR J
0,8 • 5 • 0,8 - 0.9755 • 0,105 ( 85000 • 1,5 • 1 • lV
hp = —--- --- ---1--- - --- 1 = 0,0039 hp 126000-1-1,3-1-1 I. 2300-1-1,25 J
75
Dari hasil perhitungan kemampuan daya, daya terkecil diambil untuk menghitung gaya tangensial yang dapat diterima material, sehingga daya yang digunakan adalah 0,0039 hp. Maka gaya tangensial maksimum adalah
^ 33000-fe? 33000-0,0039
p = --- 1. =--- = 81,9328 lb (364,6008 N)
vp 1,5708 v ’
Gaya tangensial yang dapat diterima material sebesar 81,9328 lb sedang gaya tangensial yang bekeija sebesar 0,2044 lb maka material tersebut cukup aman digunakan.
2.1.4 Interferensi
Teijadinya interferensi tidak diijinkan dalam perencanaan roda gigi.
Interferensi dapat dihitung dengan:
ra=}jn,2 ^ ( C - ) 2
rb = r . cos ^ = ( 7,5 / 2 ) . cos 20° = 3,5238 in (89,5046 mm) d„ +d, V5 + 15
C --- - = --- = 4,5 in (114,3 mm)
2 2
sehingga ra - ^3,52382 +(4,5- sin20f=)2 =3,8453 in (97,6706 mm)
Interferensi tidak akan tetjadi bila r» dari perhitungan rurnus diatas lebih besar dari jari-jari jarak bagi rg ditambah dengan tinggi kepala ha ( ra > r^)
h a = l / P = 1/ 12 = 0,0833 in (2,1158mm)
rM = ds / 2 + K = 7,5 12 + 0,0833 = 3,8333 in (97,3658 mm)
Dari hasil perhitungan, temyata jari-jari lingkaran kepala kenvataan lebih kecii dari jari-jari lingkaran kepala hitungan, maka dikatakan pasangan roda gigi ini tidak mengalami interferensi.
2.2 Perencanaan Roda Gigi Lurus 2
Roda gigi lurus 2 ini mendapat beban torsi sebesar 0,2044 . 1,5 / 2 = 0,1533 lb. in. Putaran yang teijadi pada gear sebesar 4 rpm. Rasio roda gigi direncanakan sebesar 5:1. Bentuk dan dimensi roda gigi sama seperti pada roda gigi lurus 1, begitu pula dengan materiainya, sehingga dengan cara seperti pada perhitungan 2.1 akan didapatkan dimensi, kekuatan serta interferensi yang terjadi pada roda gigi lurus 2.
2.2.1 Dimensi Roda Gigi Lurus 2
Dengan cara yang sama pada perhitungan roda gigi lurus 1, maka didapatkan - dp= 1 8/ 12= 1,5 in (38,1 mm)
- dg = 90 / 12 = 7,5 in (190,5 mm)
- b = 9/12 -f-13/12 in, tebal gigi yang digunakan diambil sebesar 20,32 mm - Vp = 3C . 1,5 . 20 / 12 = 7,8540 fpm (0,0399 m/dt)
- Ft = 0,1533 / ( 7,5 / 2 ) = 0,0409 lb (0,1820 N) - Fr = 0,0164 . tg 20° = 0,0149 lb (0,0663 N)
2.2.2 K ekuatan Daya m enurut AGMA
77
Analisa yang dilakukan sama seperti pada analisa gigi l.Dari tabel 3.2, tabei 3.4, tabel 3.5, tabel 3.6 dan tabel 3.7, berturut-turut didapatkan harga J = 0,32, Kl
= 1, Km = 1,3, K« = 1 dan Kr = 1,25. Harga K» dan Kr masing-masing diambil satu, sedangkan harga Kv diambil dari rumusan tabel 3.3 adalah Kv = 50 / ( 50 W 7,8540 ) = 0,9470 maka
, 20 1,5-19000-0,8 0,32 0,9470 1 „ , hp = --- --- -— --- --- = 0,0562 hp
126000-12-1,3-M-1,25-1 ^
2JL3 Kemampuan Daya berdasarkan Daya Tahan menurut AGMA
Dengan cara yang sama pada analisa roda gigi 1 dan data dari tabel 3.9, tabel 3.10, gambar 3.2, tabel 3.5, tabel 3.6, tabel 3.11, dan tabel 3.12, berturut- turut didapatkan harga I = 0,105, CL = 1, CH = 1, Cn = 1,3 C0 = 1, Cp = 1 dan Cr
= 1,25. Harga C» dan Cr diambil satu, sedangkan Cv dari rumusan pada tabel 3.3 sebesar 0,9470, maka
, 4 • 5 - 0,8 • 0.9470 • 0,105 f 85000 • 1,5 • 1 • 1V
h p - --- :--- :--- =0,0191 hp 126000-M ,3 -1-1 V. 2300-1-1,25
Dari hasil perhitungan kemampuan daya, daya terkecil sebesar 0,0191 hp, sehingga gaya tangensial maksimum didapatkan sebesar:
Ft = 33000 . 0,0191 / 7,8540 = 80,2521 lb (357,1218 N).
Gaya tangensial yang dapat diterima material sebesar 80,2521 lb (357,1218 N) sedang gaya tangensial yang bekeija sebesar 0,0409 lb (0,1820 N) maka material tersebut cukup aman digunakan.
2.2.4 Interferensi
Karena untuk perhitungaan interferensi hanya dipengaruhi oleh diameter jarak bagi roda gigi dan diametral pitch, maka dengan ukuran yang sama pada roda gigi lurus 1, interferensi juga tidak teijadi.
3. PERENCANAAN RODA GIGI CACING
Roda gigi ini mendapat beban torsi sebesar T = 0,1533 . 1,5 / 2 = 0,1150 lb.in. Putaran pada gear roda gigi sebesar 20 rpm. Roda gigi yang direncanakan merupakan jenis utir tunggal dengan rasio 60:1. Jumlah gigi batang roda gigi caring (worm) Nt* = 1 gigi dan jumlah gigi gear = 60 gigi. Jarak surabu poros C diasumsikan = 4 in (101,6 mm).
Dengan data yang ada akan digunakan untuk menghitung dimensi, beban dan kekuatan serta pengecekan mengenai pendinginan yang teijadi pada roda gigi caring.
3.1 Dimensi Roda Gigi Caring
Untuk perencanaan roda gigi caring dihitung:
- diameter jarak bagi caring dw s-ia.m j o,i73
d w =--- = --- = 1,5289 in 2,2 2 J.
diameter dw dicoba diambil 1,6 in (40,64 mm)
79
- jarak bagi lingkar gear pg
Pg = Y " P~ = 1T = 0,5333 m <13>5458 mm) -lead I
dengan mencoba = 0,3125 (harga p„, dipilih sesuai standar menurut AGMA) 1 = Ntw . = 1. 0,3125 = 0,3125 in (7,9375 mm)
- diametral pitch gear Pg
P = — = —— =10,0531 ' Pe 0,3125
- diameter jarak bagi gear dg
d = ^ - = - 60— = 5,9683 in
* Pg 10,0531
diameter dg diambil 6 in (152,4 mm) - jarak aktual sumbu poros C
C = - W^ d? = ^ ~ =3,8 in (96,52 mm)
kemudian diameter pitch batang roda gigi cacing dicek berdasarkan jarak aktual sumbu poros
^ o0S7J
d m = --- = - --- = 1,4618 in (37,1297 mm)
2,2 2,2 v ’ 7
maka dw sebesar 1,6 in dinyatakan memenuhi syarat.
- sudut feat/batang roda gigi cacing ( sudut helix gear)
I 0,3125
* g K = — 7 -= K-dw X ' l ,67 T
Xw = 3,5575°
diametral pitch normal gear Pog
Pg 10,0531
P„ = ----— = ---- 2--- = 10,0725 cosij/g cos3,55750
- kecepatan timer jarak bagi gear V,pg x n d a jr.20-6
V" = ' 12 = ~ 1 2 ~ = 31,4159 ^ (0,15%
3.2 Analisa Beban dan Kekuatan Roda Gigi Cacing - gaya tangensial gear Ftg yang teijadi
T 01150
= °’0383 ,b (°.1704 N>
% - beban dinamik Fd
1200 + V.
F„ = — F = -12QQt 31>4159 o,0383 = 0,0393 lb (0,1749 N)
1200 * 1200
lebar gigi gear b diambil sebesar:
b = 0,8 . <k= 0,8 . 1,6 = 1,28 in (32,512 mm)
kekuatan roda gigi, dipengaruhi harga Y = 0,392 yang diambil dari tabel 3.13.
Fb ^ Fd
F = t l ± = F
r b p r d
n
S = ^ = °—3-93-10,0725 = 0,7889 psi (5441,4486 N/m2)
Y-b 0,392-1,28 v v
SI
Dari hasil perhitungan kelcuatan roda gigi diketahui tegangan material yang dibutuhkan roda gigi yang merupakan tegangan minimum sebesar 0,7889 psi.
Maka material yang digunakan dipilih baja dengan kekerasan 250 BHN untuk worm sedang gear terbuat dari perunggu.
- Dari tabel 3.15 didapatkan konstanta keausan K’ = 60 sehingga untuk cek beban keausan Fw digunakan:
Fw = dg. b . K’ = 6 . 1,28 . 60 = 460,8000 lb (2050,5600 N)
bila beban keausan lebih besar dibandingkan dengan beban dinamik maka pasangan roda gigi cacing memenuhi syarat penggunaan.
- panjang permukaan aksial batang roda gigi cacing yang direkomendasikan AGMA adalah
L = p -(4,5+ — 1 = 0,3125^4,5 + —) = 1,7813 in (45,2450 mm)
" g K 5 0 ) V 50J
3 J Cek Pendinginan
Untuk pengecekan pendmginan diiakukan beberapa tahap, hal ini disebabkan adanya keterkaitan antara gaya-gaya yang teijadi dengan kecepatannya.
- kecepatan linier jarak bagi batang roda gigi cacing Vp*
, , ? £ ' d - n !T -1,6-1200 .
^ = — n ~ ^ = — ~\2— =502’6MS fpm (2’5535 nvdt) - kecepatan sliding V*
Vs = V^ - ■ = 5Q- --5 — = 503,6253 fpm(2,5584 m/dt) cos A,, cos3,5575°
- koefisien gesek f antar pasangan roda gigi f untuk kecepatan sliding 70 < V3 < 3000 fpm
- gaya normal F„
Fn = ---- - 5 s — — = --- = 0,0408 lb (0,1816 N) cos^B-cos/t, cos 20°- cos3,5575°
- effisiensi roda gigi cacing dalam perencanaan ini adalah
= ~ M P - m n 4 i - W 57y = 3%
cos<(>H+ f c t g X w cos20°+0,0341 • ctgl,5575°
- daya input dari roda gigi cacing pada perencanaan ini:
powe^ = ( F„ . cos . sinXw + f . F„ . cos ) Vpw
= ( 0,1226 . cos 20° . sin 3,5575° + 0,0341. 0,1226 . cos 3,5575° ) 503,6253
= 5,7016 Ib.ft / min = 0,1728.10'3 Hp
- energi yang harus dikeluarkan Hj dari roda gigi cacing : Hi = powen . ( 1 - eff) . 33000
= 0,1728.10‘3 . ( 1 - 0,63 ) . 33000 = 2,1096 lb ft /min = 63,9270.10^ Hp - Iuas daerah yang mengalami pendinginan Ac menuait AGMA
Ac = 43,2 . C1’7 = 43,2 . 3,SU7 = 417,9419 in2 = 269639,3641 mm2
- koefisien perpindahan panas dapat dilihat pada gambar 3.4 dan didapatkan Ca 0,45 Ib.ft / min.in2.F
83
Kemampuan mengeluarkan energi panas H hams lebih besar daripada energi panas yang dikeluarkan akibat operasi pasangan roda gigi. Sedang kemampuan mengeluarkan panas dihitung dengan:
H = Ca . A* . At = 0,45 . 417,9419 . 100 = 18807,3855 Ib.ft / min
= 0,5699 Hp
dan temyata kemampuan mengeluarkan energi panas masih lebih besar sehingga energi panas yang dihasilkan dari operasi roda gigi cacing tidak menghambat sistem roda gigi cacing ini.
Daya output pada roda gigi cacing dapat dihitung dengan:
power0 = eff. power;
= 0,6300 . 63,9270.1 O'6 = 40,2740.1 O'6 Hp
4. PERENCANAAN POROS
Poros yang digunakan untuk transmisi roda gigi ada empat buah. Poros direncanakan terbuat dari baja karbon S30C. Data material dapat dilihat pada tabel 3.15a. Baja ini mempunyai kekuatan tarik a b = 48 kg/mm2. Hubungan antar poros dapat dilihat pada gambar 2.4.
4.1 Poros Meja Putar (1)
Poros ini berhubungan langsung dengan meja benda keija yang dalam pemasangannya dihubungkan dengan pasak. Beban yang teijadi berupa beban
puntir atau torsi sebesar T = 0,7664 lb.in (8,8304 kg.mm) sedang momen bending yang teijadi M = 0,5438 Ib.in (6,2656 kg.mm).
Dari gaya-gaya pada roda gigi yang teijadi pada poros beserta perletakan dari bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.1), maka dengan analisa gaya akan didapatkan hasil seperti di bawah ini.
- Jumlah momen di titik A dalam arah tangensial S Ma = 0
-F© . 2,5 + 0,2044 . 5 = 0 Fa = 0,4088 lb (1,8192 N)
- Jumlah momen di titik A dalam arah radial
£ M a = 0
-F* . 2,5 + 0,0744 . 5 = 0 FiB = 0,1488 lb (0,6622 N) - Jumlah gaya dalam arah tangensial
£ F t = 0
FtA + Fib - 0,2044 = 0
Fia = - 0,2044 lb (- 0,9096 N) - Jumlah gaya dalam arah radial
I F r = 0
FrA+ Fa -0,0744 = 0
FtA = - 0,0744 lb (- 0,3311 N)
85
Dari analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik A sebesar 0,9096 N dan 0,3311 N, sedangkan di titik B sebesar 1,8192 N dan 0,6622 N. Diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.2.
Besar tegangan geser t* dipengaruhi kekuatan tank, faktor koreksi bahan Sfi = 6 dan faktor koreksi karena dimensi poros yang tidak sama dan atau berpasak Sf2= 2,5 sehingga:
r = ——— = — = 3,2 kg/mm2 1 S f , S f 2 6-2,5 *
Untuk perhitungan diameter poros ds, diambil faktor koreksi Km = 1,5 untuk beban lentur dan BQ = 1,5 untuk beban puntir, sehingga
■ Yz
d > +(Kr T ) ' )
d,
2 *(1,5-8,83°4)‘JX
d* > 2,9581 mm
Kemudian diambil poros dengan diameter 15 mm.
Perhitungan defleksi puntiran berdasarkan diameter poros yang digunakan tidak boleh melebihi 0,25° atau 0,3°. Dengan mengambi! G sebagai modulus geser untuk bahan baja sebesar 8,3.103 kg/mm2, maka defleksi puntiran yang teijadi:
_ 584 T l 584-8,8304-190,5 9 = --- — = --- = 0,0023°
G d 8,3.10 • 15
gambar 4.1 Gaya- gaya pada Poros 1
87
Arah tangensial D
0 . 2 0 4 4 Lb
0 . 2 0 4 4 lb 2 2 / 7 1 9 Lb
M
Arah radial
N M
0.0744, lb
0 .0 7 4 4 lb 22.4719 I la
A
0,1360 Ib.in
gambar 4.2 Diagram Bidang Gaya D, N dan Momen M
Selain itu juga dilakukan pehitungan kekakuan terhadap ienturan yang teijadi pada poros dan tidak boleh melebihi 0,3-0,35 mm. Dengan mengambil gaya F yang merupakan gaya resultan terbesar pada poros 1, yaitu 0,2175 lb (0,9679 kg) dengan jarak antara bantalan penumpu 63,5 mm, sedang jarak dari bantalan (A) terhadap roda gigi Ij sebesar 127 mm dan jarak bantalan (B) ke roda gigi 12 sebesar 63,5 mm, maka besamya Ienturan yang teijadi:
, = 3,23.10- v m o - .° '9€19, n '7l- B t - 0,002! ^
d ? - l 154 190,5
Dari perhitungan defleksi puntiran dan Ienturan didapatkan hasilnya masih lebih kecil dari harga batas sehingga dapat dikatakan poros 1 yang digunakan ini aman terhadap bahava lentur maupun defleksi puntiran.
4.2 Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 1 dan 2 (2)
Poros ini menghubungkan pinion pada roda gigi 1 dan gear pada roda gigi 2.
Torsi yang bekexja sebesar 0,1533 Ib.in (1,7633 kg.mm) dan momen lentumya sebesar 0,4596 Ib.in (5,2955 kg.mm). Besar tegangan geser pada poros juga 3,2 kg/mm2.
Dari gaya-gaya pada roda gigi yang teijadi pada poros beserta perietakan bantaian-bantalan yang digunakan (gambar 4.3), maka dengan analisa gaya seperti pada poros 1 akan didapatkan hasil seperti di bawah in i:
- Jumlah momen di titik C dalam arah tangensial
£ M c = 0
89
I
vD
gambar 4.3 Gaya-gaya pada Poros 2
-0,2044 . 2,5 - 0,0409 . 5 + Fuj . 10,5 = 0 F,d = 0,0681 lb (0,3030 N)
- Jumlah momen di titik C dalam arah radial SMc=0
-0,0744 . 2,5 + 0,0149 . 5 + FrD. 10,5 = 0 Fjd = 0,0106 lb (0,0472 N)
- Jumlah gaya dalam arah tangensial
£ F t = 0
-Ftc + 0,2044 + 0,0409 - Fto= 0 Fuj= 0,1772 lb (0,7885 N) - Jumlah gaya dalam arah radial
EFr = 0
-Fk: + 0,0744 - 0,0149 -F rD = 0 Fk:= 0,0489 lb (0,2176 N)
Berdasarkan analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik C sebesar 0,7885 N dan 0,22177 N, sedangkan di titik D sebesar 0,3030 N dan 0,7885 N. Untuk diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.4.
Sehingga diameter poros 2 dengan cara yang sama pada perhitungan 4.4.1 didapatkan sebesar 2,3720 mm. Dengan diameter poros 15 mm, defleksi puntiran 0 = 0,0003°. Untuk pengecekan terhadap Ienturan dengan harga F = 0,2175 lb (0,9679 kg), 1 = 267 mm, h = 63,5 mm, dan b = 203,5 mm, didapatkan besamya
91
Ienturan y = 0,0039 nun sehingga poros 2 dikatakan aman terhadap kemungkinan teijadinya defleksi puntiran maupun Ienturan.
4.3 Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 2 dan Roda Gigi Cacing (3)
Poros ini menghubungkan pinion pada roda gigi 2 dan gear pada roda gigi cacing. Torsi yang bekeija sebesar 0,1150 Ib.in (1,3250 kg.mm) dan momen lentur sebesar 0,1631 Ib.in (2,1080 kg.mm). Besar tegangan geser adalah 3,2 kg/mm2.
Dari gaya-gaya roda gigi yang tejadi pada poros beserta perietakan dari bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.5), maka dengan analisa gaya akan didapatkan:
- Jumlah momen di titik £ dalam arah tangensial S M E = 0
0,0409 . 5 + 0,0383 . 7,5 - F* . 10,5 = 0 Ftp = 0,0468 lb (0,2087 N)
- Jumlah momen di titik £ dalam arah radial
£ M e= 0
-0,0149 . 5 + 0,0149 . 7,5 + FrF . 10,5 = 0 FrF = -0,0029 lb (-0,0129 N)
- Jumlah gaya dalam arah tangensial EFt = 0
Fffl - 0,0409 - 0,0383 + Fff = 0
0 .0 2 7 2 lb
0 ,0 2 7 2 lb
Arah radial D 1— 0,0681 lb D
0,0439 l b — [C
DJ
0 ,0 2 5 5 lb
0,0106 lb
D
M
0 , 0 2 5 5 lb 0 . ‘223 Ib.in
0 ,0 5 3 3 Ib.in
D
gambar 4.4 Diagram Bidang Gaya D dan Bidang Momen M
93
gambar 4.5 Gaya-gaya pada Poros 3
Fffi = 0,0324 lb (0,1442 N) - Jumlah gaya dalam arah radial
2 Fr = 0
-F* + 0,0149 - 0,0140 - FrF = 0 Fa, = 0,0038 lb (0,0169 N)
Berdasarkan analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik £ sebesar 0,1442 N dan 0, 0169 N, sedangkan di titik F sebesar 0,2087 N dan 0,0129 N. Untuk diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.6.
Diameter poros 3 dari hasil perhitungan didapatkan sebesar 1,7648 mm.
Dengan diameter 15 nun, maka defleksi puntiran 0 = 0,0001°. Untuk pengecekan terhadap Ienturan, harga F = 0,0435 lb (0,0197310 kg), 1 = 266,7 mm, l! = 127 mm, dan t = 139,7 mm, sehingga didapatkan Ienturan y = 0,0001 mm sehingga poros 3 dikatakan aman terhadap kemungkinan terjadinya defleksi puntiran maupun Ienturan.
4.4 Poros Batang Roda Gigi Cacing (4)
Poros ini menghubungkan batang roda gigi cacing dengan kopling. Torsi yang bekeija pada batang roda gigi cacing sebesar 0,0306 Ib.in (0,3526 kg.mm) dan beban lentur sebesaaar 0,0815 Ib.in (0,9390 kg.mm). Material yang digunakan S45C-D dengan tegangan geser sebesar 4,8 kg/mm2.
95
Arah tangensial
0.0035 lb
0.0435 lb —
0.0324 lb
0.0435 lb ---F
Arah radial
D
0.0038 lb i-tE
0,0033 lb
0.0029 lb,
M
0,0111 lb 0,0190 lb.ii
E
, 0.0088 lb.in
+ /
0.0029 lb F
gambar 4.6 Diagram Bidang Gaya D dan Momen M
Dari gaya-gaya roda gigi yang teijadi pada poros beserta perietakan dari bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.7), maka dengan analisa gaya akan didapatkan:
- Jumlah momen di titik G dalam arah tangensial
£ Mg= 0
Ftw . 3 - Fm .6 = 0 0,0383 . 3 - Fa . 6 = 0
F,h = 0,0192 lb (0,0854 N)
- Jumlah momen di titik G dalam arah radial I Mg= 0
Ftw. 3 - Fjk . 6 = 0
F ^ 0,0192 lb (0,0854 N) - Jumlah gaya dalam arah tangensial
Z F t = 0
-Fto + Ftw - FtH = 0
F,g = 0,0383 - 0,0192 = 0,0192 lb (0,0854 N) - Jumlah gaya dalam arah radial
£ F r = 0
-FrO + Ftw - F,h = 0
Fjg = 0,0383 - 0,0192 = 0,0192 lb (0,0854 N)
Berdasarkan analisa gaya didapatkan besamya gaya tangensial dan gaya radial di titik G sebesar 0,0854 N dan 0,0854 N, sedangkan di titik H sebesar
97
0,0854 N dan 0,0854 N. Untuk diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.8.
Diameter poros 4 dari hasil perhitungan didapatkan sebesar 1,1747 mm.
Tetapi untuk poros ini diameter yang didapat dari hasil perhitungan hams disesuaikan juga dengan diameter lubang poros kopling. Untuk kopling diameter minimumnya adalah 20 mm, sehingga diameter poros 4 digunakan sebesar 20 mm dan defleksi puntiran yang terjadi 8 = 0,0001°.
Untuk pengecekan terhadap lenturan, harga F = 0,0542 lb (0,0246 kg), 1 = 153 mm, 1: = 76,5 mm, dan \2 = 76,5 mm, sehingga lenturan y = 11,1604.10"6 mm sehingga poros 4 juga dikatakan aman terhadap kemungkinan teijadinya defleksi puntiran maupun lenturan.
5. PERENCANAAN BEARING S. 1 Bearing pada Poros Meja Putar
Pada poros 1 digunakan dua maeam bearing. Pada ujung poros atas digunakan ta p er bearing. Sedang pada bagian tengah poros digunakan ball bearing. Pada semua perhitungan poros yang vertikal beban aksial akan diperhitungkan.
Seperti pada gambar 4.1 di titik A digunakan ta p er bearing. Perencanaan
bearing meliputi beban ekivalen, umum bearing dan kapasitas bearing. Diameter poros sebesar 15 mm. Untuk itu penulis memilih taper bearing type 30302. Data- data mengenai b earin g dapat dilihat pada lampiran 3, harga d = 15 mm, D = 42
gambar 4.7Gaya-gayapadaPoros4
99
Arah tangensial
Arah radial
D
0.0192 lb
- r
G W
-
H
0 ,0 1 9 2 lb
M 0 . 0 5 7 6 Ib.in
G w H
D 0.0192 lb
+
G w
-
H
0.0192 lb
M
0,0575 Ib.in
gambar 4.8 Diagram Bidang Gaya D dan Momen M
mm, T = 14,25 mm,Y = 2,1, Yc = 1,1, C = 22400 N, C0 = 20000 N dan P untuk rol = 10/3.
Gaya-gaya yang teijadi pada bearing A adalah - gaya tangensial Ft = 0,2044 lb (0,9096 N)
- gaya radial Fr = 0,0744 lb (0,3311N)
Fr = VF<2 + F r 2 = V0r20442 + 0,07442 = 0,2175 lb (0,9679 N) - gaya aksial Fa = ( 100 + 0,25 . tc. d*2 . l . p ) . 9,81
= ( 100 + 0,25 . i t . 152 . 180.10'9 . 7830 ) . 9,81 = 983,4433 N Beban ekivalen dinamik
P = 0,4 . Fr+ Y. Fa = 0,4 . 0,9679 + 2,1 . 983,4433 = 2065,6181 N Beban ekivalen statis
P0 = 0,5 . FR + Y„. Fa = 0,5 . 0,9679 + 1,1 . 983,4433 = 1082,2716 N Urnur bearing
Kapasitas beban statik pada bearing hams lebih kecil daripada yang diijinkan oleh bearing atau dapat dikatakan angka keamanan harus lebih besar atau sama dengan yang ditentukan seperti pada tabel 9 pada lampiran 3.
So = Co / Po = 20000 / 1082,2716 = 18,4796
Maka umur bearing dapat mencapai 2822,6690 juta putaran dengan angka keamanan yang cukup tinggj.
N 10/
22400 ^ /3
2065,6181> = 2822,6690 juta putaran
101
Untuk bearing di titik B digunakan deep grove ball bearing single row type 61802. Data-datanya dapat dilihat pada lampiran 3, harga d = 15 mm, D = 24 mm, B = 8 mm, C = 1560 N dan C0 = 800 N. Harga P untuk ball = 3.
Gaya-gaya yang teijadi pada bearing B adalah - gaya tangensial Ft = 0,4088 lb (1,8192 N) - gaya radial Fr = 0,1488 lb (0,6622 N)
- gaya FR = ^0,4088* +0,14882 = 0,4350 lb (1,9358 N) - gaya aksial Fa = 0,25 . k . d*2 . l . p . 9,81
= 0,25 . tc . 152 . 180.10'9 . 7830 . 9,81 = 2,4433 N
Untuk mendapatkan beban ekivalen dinamik, perlu dihitung terlebih dahulu Fa/C0 yang besamya adalah Fa / CQ = 2,4433 / 800 = 0,0031. Dari lampiran 3 ditentukan harga X = 0,56 dan Y = 2 serta e = 0,22. Beban ekivalen dinamiknya adalah P = Fr , karena Fa/ Fr = 2,4433 / 1,9358 = 1,2622, sehingga
P = Fr= 1,9358 N Beban ekivalen statik
P„ = 0,6 . 1,9358 + 0,5 . 2,4433 = 2,3831 N Umur bearing
Lw = = 523,3501.106 juta putaran
Angka keamanan yang didapat sebesar S„ = 800 / 2,3831 = 332,6972
5.2 Bearing pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 1 dan 2
Pada poros 2 ini digunakan dua deep grave ball bearing single row type 61802 dengan data-data yang sama pada poros 1 (B). Gaya-gaya yang teijadi pada poros 2 (C) berupa gaya tangensial Ft = 0,1772 lb (0,7885 N), gaya radial Fr = 0,0489 lb (0,2176 N) dan gaya FR sebesar 0,8179 N. Gaya aksial F, = 3,6649 N. Dari data yang ada maka F, / C0 = 0,0048. Beban ekivalen dinamiknya
P = X . Fr + Y . F„, karena harga F,/ Fr = 4,4809, sehingga : P = 0,56 . 0,8179 + 2 . 3,6649 = 7,3756 N dan P0 = 2,1004 N.
Umur bearing sebesar 9,4620.10s juta putaran dan angka keamanan sebesar 425,1927.
Pada poros 2 (D), gaya -gaya yang teijadi adalah Ft = 0,0681 lb (0,3030 N), Fr = 0,0106 lb (0,0472 N), FR = 0,3066 N, F, = 3,6649 N. Dari data yang ada maka F*/ C0 = 0,0046. Beban ekivalen yang teijadi adalah P = 7,5015 N dan P0 = 2,0164 N. Maka didapatkan umur bearing sebesar 8,9935.106 juta putaran dan angka keamanan sebesar S0 = 3396,7467.
5.3 Bearing pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 2 dan Roda Gigi Cacing
Pada poros 3 ini digunakan dua deep grave ball bearing single raw type 61802 dengan data-data yang sama pada poros 1 (B). Sedangkan gaya-gaya yang teijadi pada poros 3 (E) berupa Ft = 0,0324 lb (0,1442 N), Fr = 0,0038 lb (0,0169 N), Fr = 0,1451 N, F, = 3,6649 N. Dari data yang ada maka F,/C0 = 0,0046.
103
Beban ekivalen yang teijadi adalah P = 7,4111 N dan P0 = 1,9195 N. Sehingga didapatkan umur bearing sebesar 9,3267.106 juta putaran dengan angka keamanan sebesar S0 - 416,7730.
Pada poros 3 (F), gaya -gaya yang teijadi adalah Ft = 0,04681b (0,2083 N), Fr = 0,0029 lb (0,0129 N), FR = 0,2087 N, F. = 3,6649 N. Dari data yang ada maka F,/ C0 = 0,0046. Beban ekivalen yang teijadi adalah P = 7,4467 N dan P0 = 1,9577 N. Maka didapatkan umur b earin g sebesar 9,1935.106 juta putaran dengan angka keamanan sebesar S0 = 408,6428.
5.4 Beating pada Poros Batang Roda Gigi Cacing
Pada poros 4 digunakan dua macam deep g ro v e b all bea ring single raw
type 61804. Untuk poros 4, b ea ring bekeija di ujung poros w orm dan yang satunya di antara kopling dengan poros w orm . Data-data mengenai b earing
didapatkan d = 20 mm, D = 32 mm, B = 7 mm, C = 2700 N dan C0 = 1500 N.
Gaya -gaya yang teijadi pada b earing G sama dengan bearing H, berupa Ft = 0,0192 lb (0,0854 N), Fr = 0,0192 lb (0,0854 N) dan gaya FR = 0,1210 N. Karena hanya gaya radial maka
P = Fr = 0,0104 N dan
P0 = 0,6 . 0,0104 = 0,0062 N
maka umur b earing didapatkan sebesar 3,1602.1013 juta putaran dengan angka keamanan S0 = 29,2969.103.
6. PERENCANAAN PASAK BUJUR SANGKAR
6.1 Pasak pada Poros Meja Putar
Pada poros 1 ini bekeija torsi T sebesar 0,7664 Ib.in dan diameter poros <1, = 15 mm, kemudian dari tabel 3.17, didapatkan W = H = 1/8 in (3,1750 mm).
Material yang digunakan untuk pasak digunakan AISI1010 dengan tegangan yield Syp = 42000 psi. Dari torsi tersebut menghasilkan gaya Ft yang bekeija pada diameter luar poros dan bekeija pada pasak sebesar :
rp /\ j
F = —- = -- - = 2 5953 lb Cll 5491
1 d / 0,5906/ in;
72 /2
Gaya Ft ini menimbulkan tegangan geser pada pasak T = ^ = ^
A W -l
agar pasak aman terhadap tegangan geser maka harus memenuhi syarat:
Ft 0,58 T, =
W -l N
2,5953 0,58-42000 0,125-/ < 2,5
maka panjang minimum 1 = 0,0021” (0,0533 mm)
Selain menimbulkan tegangan geser gaya tersebut juga menimbulkan tegangan kompresi
Ft Ft
cr, =
‘ A 0,5 - H-l
agar pasak aman terhadap tegangan kompresi maka harus memenuhi syarat:
105
< J = ---*---- < —
0 , 5 - H - t N
2,5953 42000 0,5- 0,125-1~ 2,5
maka panjang minimum 1 = 0,0025” (0,0635 mm)
Panjang pasak seharusnya 125%. d, = 125 % . 15 = 18,75 mm
6.2 Pasak pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 1 dan 2
Untuk pasak pada poros 2, torsi yang teijadi sebesar 0,1533 lb.in dan diameter poros 15 mm maka gaya Ft = 0,5191 lb. Panjang minimum karena tegangan geser dan tegangan kompresi adalah 0,0004 in (0,0102 mm),sedang panjang seharusnya adalah 18,75 mm.
6.3 Pasak pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 2 dan Roda Gigi Cacing Untuk pasak pada poros 3, torsi yang teijadi sebesar 0,1150 lb.in dan diameter poros 15 mm maka gaya Ft = 0,3894 lb. Panjang minimum karena tegangan geser dan tegangan kompresi adalah 0,0003 in (0,0076 mm), sedang panjang seharusnya adalah 18,75 mm.
6.4 Pasak pada Poros Batang Roda Gigi Cacing
Untuk pasak pada poros 4, torsi yang teijadi sebesar 0,0306 lb.in dan diameter poros 20 mm maka gaya F, = 0,0777 lb. Panjang minimum karena
tegangan geser dan tegangan kompresi adalah 6,3793. ICT6 in (0,0002 mm), sedang panjang seharusnya adalah 25 mm.
7. PERENCANAAN DAYA MOTOR
Untuk menentukan daya motor yang akan digunakan, dipertukan data mengenai efisiensi dari kompotien elemen mesin pada kotak transmisi yang digunakan, karena daya yang dihasilkan oleh motor harus lebih besar daripada daya yang diperlukan. Motor yang digunakan direncanakan motor AC dengan menggunakan variasi kecepatan (variable speed control). Hal ini disebabkan oleh adanya keperluan pengaturan kecepatan pengelasan sehingga akan didapatkan hasil pengelasan yang maksimum. Pada perencanaan alat ini, efisiensi yang diperhitungkan yaitu:
- roda gigi lurus (eff ^i) 0,96 - roda gigi cacing (eff tgc) 0,63
- ball bearing (eff «,) 0,99
- taper bearing (eff u>) 0,99
- motor (eff ) 0,85
Sedangkan pada perencanaan sistem transmisi ini digunakan:
- 2 pasang roda gigi lurus - sepasang roda gigi cacing - 7 buah ball bearing
107
- I buah taper bearing
- 1 buah motor dengan variasi kecepatan
sehingga untuk menghitung efisiensi total dihitung dengan rumus:
eff = e ff^ 2 . eff rgcl . eff bb7 . eff lbl . e S w '
= 0,962 . 0,63’ . 0,997 . 0,99* . 0,851= 0,4554 Daya motor teoritis yang diperlukan sebesar:
P = T . o = 0,0866 . 0,0813 = 0,0070 Watt
sehingga daya motor minimum yang harus diberikan sebesar:
Hpmotor Hp / eff tota, = 0,0070 / 0,4554 = 0,0154 W (21,5722.10^ hp)
Dari hasil perhitungan yang didapat, maka motor yang dipilih yaitu motor dengan daya 0,5 hp dengan putaran 1200 rpm. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada lampiran 4.
8. PERENCANAAN KOPLING
Kopling ini digunakan untuk menghubungkan antara poros penggerak (motor) dengan poros yang digerakkan (roda gigi cacing). Maka dipilih kopling flens kaku yang merupakan kopling tetap dan banyak dipakai pada poros dan transmisi uraum.
Dari daya yang akan ditransmisikan P = 0,5 Hp dan putaran poros n = 1200 rpm serta faktor fc = 1,2 yang didapat dari tabel 3.16, maka daya rencana Pd dan momen rencana T dapat dihitung dengan :
Pd = £ . P = 1,2 . 0,5 . 0.735 = 0,441 kW
P 0 441
T = 9,74.105 = 9,74.10s - ---- = 357,945 kg.mm
« 1200 5
8.1 Perencanaan Dimensi Kopling
Bahan poros yang akan digunakan S45C-D dengan kekuatan tarik (Jb = 71 kg/mm2 yang dapat dilihat pada tabel 3.14 sedang faktor Sfj = 6 dan Sf2 = 2,5 maka besar tegangan geser yang diijinkan pada poros t* adalah :
Dengan faktor Kt = 1,5 dan Km = 1,5 maka diameter poros ds dapat dihitung dengan:
<!*> 8,3324 mm
Diameter standar dari kopling flens dapat dilihat dari lampiran 5. Diameter poros disesuaikan dengan diameter lubang menurut standar D yaitu 20 mm, sehingga diameter luar flens tanpa bingkai G = 100 mm. L = 40 mm, C = 45 mm, B = 75 mm, db = d = 10 mm dan n = 4 buah.
8.2 Analisa Perhitungan Kekuatan Baut
109
Distribusi tegangan geser pada baut, dianggap hanya 50% dari seluruh baut yang beijumlah 4 menerima beban secara merata. Dengan niJai efektif baut 0,5 maka jumlah baut efektif n«
ne = e . n = 0, 5. 4 = 2 buah
sehingga tegangan geser yang teijadi pada baut Xb
8 T 8 -357,9450 , 2
rb = --- = ---;--- = 0,0608 kg /mm 6 Jt-db -n -B 9 e 33T-10 -2-75 &
Bahan baut yang digunakan adalah SS41 dengan tegangan tarik 41 kg/mm2 dari lampiran 5 dan dengan faktor koreksi Sfb = 6 dan Kb = 1,5, maka
t& = ——— = - = 4,5556 kg/mm2 fc Sfb -Kb 6-1,5
dengan demikian tegangan geser yang teijadi pada baut dapat dikatakan aman karena masih lebih kecil dari tegangan ijin materialnya.
8 3 Analisa Perhitungan Kekuatan Flens
Flens yang akan digunakan dibuat dengan bahan SC42 dengan kekuatan tarik 42 kg/mm2 yang dapat dilihat dari tabel 3.15a dan faktor koreksi SfF = 6 dan Kf = 2,5, maka :
t Vi - — — — = ■ = 2,8 kg/mm2
• SfF KF 6-2,5
sedang tegangan geser yang teijadi
2 T 2-357,9450 , . 2
;----= --- --- = 0,0063 kg/mm
P t tC 2 F jt-4 5 2 - 1 8 *
kemudian dibandingkan dengan Tf, >xf . Kf
2.8 > 0,0063 . 2,5
2.8 kg/mm2 > 0,0158 kg/mm2
Setelah dibandingkan temyata tegangan geser yang teijadi pada flens lebih kecil daripada tegangan geser ijin, maka material flens aman untuk digunakan.
