Laporan Perencanaan Elemen mesin (transmisi roda gigi)

(1)

BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang.

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

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

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

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

1.2.Maksud dan Tujuan

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

a. Agar mahasiswa dapat menerapkan teori yang diperoleh dari perkuliahan sehingga dapat menerapkan secara langsung dilapangan.

b. Agar mahasiswa dapat mengetahui hal-hal yang berkaitan dengan permasalahan pada perencanaan Gearbox, seperti gaya-gaya pada

▸ Baca selengkapnya: untuk pembuatan roda gigi pada mesin frais, benda kerja dicekam dengan menggunakan

(2)

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

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

1.1.Batasan Masalah.

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

a. Perencanaan Roda Gigi. b. Perencanaan Poros. c. Perencanaan Pasak. d. Perencanaan Bantalan. e. Perencanaan Pelumasan.

1.4. Sistematika Penulisan.

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

(3)

BAB I : PENDAHULUAN

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

BAB II : DASAR TEORI

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

BAB III : MEKANISME SISTEM TRANSMISI

Berisi tentang gambar sket perencanaan sistem transmisi

BAB IV : PEMBAHASAN SISTEM TRANSMISI

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

BAB V : PENUTUP

Berisi tentang kesimpulan hasil perencanaan sistem transmisi dan saran. DAFTAR PUSTAKA

LAMPIRAN-LAMPIRAN

BAB II

DASAR TEORI

2.1. Roda Gigi

(4)

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

1. dapat dipakai untuk putaran tinggi maupun rendah 2. kemungkinan terjadinya slip kecil

3. tidak menimbulkan kebisingan

Adapun klasifikasi dari roda gigi antara lain : 2.1.1. Roda gigi lurus (Spur gear)

Roda gigi lurus dipakai untuk memindahkan gerakan putaran antara poros-poros yang sejajar. Yang biasanya berbentuk silindris dan gigi-giginya adalah lurus dan sejajar dengan sumber putaran. Pengunaan roda gigi lurus karena putarannya tidak lebih dari 3600 rpm dan kecepatan keliling tidak lebih dari 5000 ft/menit. Ini tidak mutlak, spur gear dapat juga dipakai pada kecepatan diatas batas-batas tersebut.

2.1.2. Roda gigi miring (Helical gear)

Roda gigi miring dipakai untuk memindahkan putaran antara poros-poros yang sejajar. Sudut kemiringan adalah sama pada setiap roda gigi, tetapi satu roda gigi harus mempunyai kimiringan ke sebelah kanan

(5)

dan yang lain ke kiri. Roda gigi ini mampu memindahkan putaran lebih dari 3600 rpm dan kecepatan keliling lebih dari 5000 ft/menit.

2.1.3. Roda gigi cacing (Worm gear)

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

2.1.4 Roda gigi kerucut (Bevel gear)

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

(6)

gambar 2.1.4 bevel gear 2.1.5. Screw gear

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

2.1.6 Hypoid gear

Hypoid gear bentuknya hampir menyerupai spiral bevel gear, namun perbedaannya terletak pada pitch yang lebih hiperbolid dibandingkan dengan cousenya dan menoperasikannya lebih lembut dan tenang.

(7)

2.2. Rumus Dasar Roda Gigi

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

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

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

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

a. Diameter Pitch Circle (P) Rumus dari buku deutschman hal 521

P = Nt/d (in) ... ( 1 ) Dimana :

P = Diameter

d = Diameter roda gigi Nt = Jumlah gigi

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

Rv = w2 = Ntp = d1= n2 ... ( 2 )

w1 Ntg d2 n1

Dimana :

n1,n2 = putaran roda gigi (rpm) Nt1,Nt2 = jumlah gigi (buah) d1,d2 = diameter roda gigi (inc) c. Jarak Poros (C)

Rumus dari buku deutschman hal 528

C = d1+d2 (in) ... ( 3 )

(8)

d = diameter roda gigi

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

Vp = π .d.n (ft/mnt) ... ( 4 ) 12

Dimana :

Vp = kecepatan putaran e. Torsi Yang Bekerja

T = 63000.N daya ... ( 5 )

n dimana :

T = torsi yang bekerja N daya = daya motor n = putaran input f. Gaya-gaya pada Roda Gigi

• Gaya radial (Fr)

(9)

• Gaya normal (Fn) Fn = Ft Cosθ • Gaya tangensial (Ft) Ft = 2T ... ( 7 ) D • Gaya dinamis (Fd) Fd = 600+Vp . Ft ... ( 8 ) 600 Untuk 0<Vp<2000 ft/menit Fd = 1200+Vp .Fp 1200 Untuk 2000<Vp<4000 ft/menit Fd = 78+ √ Vp .Ft 78 Dimana : T = Torsi (lbm) n = Putaran (rpm) Ft = Gaya tangensial (lb) Fn = Gaya normal (lb) Fd = Gaya dinamis (lb) Fr = Gaya radial (lb) a. Lebar Gigi (b)

Rumus dari buku deutschman hal 584

b = Fd ... ( 9 ) d1.Q K

Q= 2.d2 d1+d2 Dimana :

b = Lebar gigi (in) Fd = Gaya dinamis (in)

(10)

d2 =diameter gear

Q = Perbandingan roda gigi K = Faktor pembebanan b. Syarat Keamanan Roda Gigi

9 ≤ b ≤ 13 p p

c. Evaluasi Kekuatan Gigi (Persamaan AGMA)

Sad = Sat.Kl ... ( 10 ) Kt.Kr

σ t = Ft.Ko.P.Ks.Km ... ( 11 ) Kv.b.j

Dimana :

Sat = Tegangan ijin Material Kl = Faktor umur

Kt = Faktor temperature Kr = Faktor keamanan

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

J = Faktor bentuk geometris

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

P Y b So Fb= . . ... ( 12 )

(11)

2 d r =

(

)

(

)

_   ₊ ₋ ₋ ₊ ₊ ₋ ₋

= cos θ sinθ 2cos2θ ₂sinθ

2 2 2 4 2 2 4 2 4 4 a r r r a r r r AB ... ( 13 ) l. Menentukan Perbandingan Kontak (kontak ratio)

θ ρ.cos AB Sad= ... ( 14 ) Dimana :

AB = Panjang garis kontak CR = Kontak ratio

2.2. Poros

Poros adalah suatu bagian stationer yang berputar, biasanya berpenampang bulat, dimana terpasang elemen - elemen seperti roda gigi, roda gila dan elemen pamindah daya lainnya. Poros dapat menerima beban – beban lentur, tarik, tekan atau putaran yang bekerja sendiri – sendiri atau berupa gabungan satu dengan yang lainnya. Definisi yang pasti dari poros

(12)

Dibawah ini terdapat beberapa definisi dari poros :

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

Gambar 2.2.1 shaf

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

Gambar 2.2.2 Axle

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

Gambar 2.2.3 Spindle

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

(13)

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

Gambar 2.2.5 Jack Shaft

f. Flexible adalah poros yang juga berfungsi memindahkan daya dari dua mekanisme, dimana peerputaran poros membentuk sudut dengan poros yang lainnya, daya yang dipindahkan rendah.

Gambar 2.2.6 Flaxible

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

2.3. Pasak ( Keys )

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

Karena distribusi tegangan secara actual untuk sambungan pasak ini tidak dapat diketahui secara lengkap maka dalam perhitungan tegangan disarankan menggunakan faktor keamanan sebagai berikut :

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

(14)

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

Gambar 2.3.1 Pasak data segiempat 2. Pasak datar standar ( Standart flat key ).

Gambar 2.3.2 Pasak datar standar 3. Pasak tirus ( Tepered key ).

Gambar 2.3.3 Pasak tirus 4. Pasak bidang lingkaran ( Wood ruff key ).

Gambar 2.3.4 Pasak bidang lingkaran 5. Pasak bintang (Splines ).

(15)

Gambar 2.3.5 Pasak bintang 6. Pasak bintanng lurus ( Straight splines ).

Gambar 2.3.6 Pasak bintanng lurus 7. Pasak bintang involute ( involute spline ).

Gambar 2.3.7 Pasak bintang involute

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

Keterangan :

F = Gaya yang bekerja. h = Tinggi pasak.

A = Pasak. b = Lebar pasak

B = Poros. l = Panjang pasak.

(16)

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

a. Panjang pasak sesuai dengan kebutuhan dan dimensinya. W = Lebar pasak. H = Tinggi pasak. L = Panjang pasak. Ss = Tegangan geser. • Gaya (F) D T F = 2 dimana 2 D F T = ... ( 15 ) • Tegangan geser (σ s) A F Ss= dimana W L A= . ... ( 16) • Tegangan kompresi (σ c) 2 . . .W LD Ss T = ... ( 17 )

Pada perhitungan ini dipergunakan faktor keamanan dengan asumsi sebagai berikut :

1. Untuk beban torsi yang konstan ( torque stedy ). >> N = 1.5 2. Untuk beban yang mengalami kejut rendah. >> N = 2.5

3. Untuk beban kejut besar terutama beban bolak balik. >> N = 4.5 b.Tegangan geser yang diijinkan.

(17)

N Syp N

Ssyp₌0.58

... . ( 18 )

c.Tegangan kompresi yang diijinkan.

D W L T Sc . . . 4 = ... ( 19 )

d.Syarat yang harus dipenuhi supaya pasak aman.

N Ssyp D W L T Sc= ≤ . . . 4 ... ( 20 )

e.Tinjauan terhadap kompresi.

D W Sc T L . . . 4 = ... ( 21 )

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

N Ssyp D W L T Ss= ≤ . . . 2 ... ( 22 )

g.Tijauan terhadap geser.

D W Ss T L . . . 2 = ... ( 23 ) 2.4. Bantalan ( Bearing )

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

2.4.1.Klasifikasi Bantalan

(18)

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

Gambar 2.4.1 Bantalan Luncur

 Bantalan gelinding

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

Gambar 2.4 .2 Bantalan gelinding dengan bola 2. Berdasarkan arah beban terhadap poros

 Bantalan radial

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

 Bantalan aksial

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

(19)

 Bantalan gelinding halus

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

2.42. Macam – macam bantalan luncur

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

3. Bantalan khusus yang berbentuk bola

Gambar 2.5

Gambar 2.6

2.4.3.Rumus Dasar Bantalan

Rumus yang digunakan pada saat perencanaan bantalan yaitu : • Umur bantalan (L10h)

(20)

n x P C h L b . 60 106 10       = ... ( 23 ) • Beban equivalen (P) P = Fs ( X.V.Fr.y.Fa ) ... ( 24 ) dimana : b = Konstanta

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

= 1 ( untuk ring dalam berputar ) = 1.2 ( untuk ring luar berputar ) Dimana :

L10h = Umur bantalan (jam )

C = Beban dinamis ( lb ) P = Beban ekuivalen ( lb )

Fs = Konstanta beban ( beban shock/lanjut ) Fr = Beban radial ( lb ) Fa = Beban aksial ( lb ) X = Konstanta radial Y = Konstanta aksial n = Putaran ( rpm ) 2.4. Pelumasan

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

2.4.1.Klasifikasi Pelumasan

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

(21)

 Pelumasan padat

 Pelumasan semi padat

 Pelumasan cair

2. Pelumasan menurut caranya

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

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

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

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

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

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

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

2.4.1.Tujuan dan Fungsi Pelumasan

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

2. Untuk memelihara ukuran sebenarnya ( menahan keausan ) dari bagian mesin yang bergerak.

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

2.5.3.Rumus Dasar Pelumasan

(22)

      ₋ = S S t Z ρ 0.22 180 ... ( 25 ) t = ∞ - 0.0035 ( T – 60 ) Dimana : Z = Absolute viscositas ( cp ) t

ρ = Spesific gravity pada temperature test ( t ) S = Saybelt universal second = 120

Kp = 1.45 x 10-7_Reynold

Sehingga dari grafik didapat harga SAE dengan persamaan :

p c n f r S . . . 1 ₌ η ... ( 26 ) Dimana :

S1 _{= Angka karakteristik bantalan}

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

(23)

Gambar 2.5. Dimensi Pelumasan Bantalan b.Tebal minimum minyak pelumas dari grafik

19 . 0 = c h_o ... ( 27 )

c.Koefisien gesek ( f ) dari grafik

15 . = c f rf ... ( 28 )

d.Daya yang dihitung

63000 .n Tf Fhp=

... ( 29 )

e.Kapasitas minyak pelumas ( Q ) dari grafik

l n c rf Q . . . ... ( 30 )

(24)

f. Kapasitas minyak pelumas yang keluar dari bantalan setiap saat ( Qs ) dari grafik 88 . 0 . Q S Q ... ( 31 )

BAB III

MEKANISME SISTEM TRANSMISI

3.1 Input Data

(25)

Data data yang diketahui :

- Daya putaran motor (N input) = 30 HP - Putaran input (N input) = 2000 rpm - Putaran output (N1) = 500 rpm

- Putaran output (N2) = 1000 rpm

- Putaran output (Nreves) = 500 rpm

- C (JARAK POROS) = 5 in

- Asumsi sudut tekan ( θ ) = 25º - Asumsi Diameterial pitch = 7 inchi

1.1.1. Pertimbangan Menggunakan Roda Gigi

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

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

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

1.1.1. Pertimbangan Dalam Menggunakan Poros

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

• Poros sebaiknya menggunakan bahan Alloy Stell

• Bahan poros sebaiknya dilakukan proses Hardening dan dilakukan pemanasan awal dan Annealling sebelum digunakan • Poros yang akan digunakan sebaiknya harus mampu menahan

beban putar yang memadai 3.2. Sket Gear Box

(26)

input

output

gambar 3.1 sket gear box Keterangan Gambar :

SIMBOL ARTI KETERANGAN

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

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

membalikkan arah putaran pada poros (b)

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

Dan

Arah putaran

Arah pergerakan roda gigi danh poros

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

3.3. gambar sket gear box disetiap tingkatan kecepatan 3.3.1. tingkat kecepatan 1 (n) = 500 rpm

(27)

Gambar 3.2 tingkat kecepatan 1

Pada tingkat kecepatan 1 (n1) roda gigi 1 dan 2 saling berhubungan sehingga terjadi tingkat kecepatan 1 (n1) = 500 rpm

3.3.2. tingkat kecepatan 2 (n) = 1000 rpm

(28)

3.3.4. tingkat kecepatan revers (nr) = 500 rpm

Gambar 3.5 tingkat kecepatan revers (nr)

Pada tingkat kecepatan revers (nr) roda gigi 7,8 dan 9 saling berhubungan , karena adanya roda gigi rivers maka putarannya searah dengan putaran pinion. sehingga terjadi tingkat kecepatan revers (nr) = 500 rpm

(29)

PEMBAHASAN SISTEM TRANSMISI

Diketahui data-data sebagai berikut :

- Daya putaran motor (N input) = 30 HP - Putaran input (N input) = 2000 rpm - Putaran output (N1) = 500 rpm

- Putaran output (Nreves) = 500 rpm

- C (JARAK POROS) = 5 in

- Asumsi sudut tekan ( θ ) = 25º - Asumsi Diameterial pitch = 7 inchi 4.1.1 Perhitungan roda gigi 1 dan 2

a. Perbandingan Kecepatan rV = 2 1 2 1 500 2000 d d N N = = = 2 1 4 d d = d2 = 4 x d1 C = 2 2 1 d d + 5" = 5 4 1 1 1 d d d = +

(30)

10" = 5 d1 → d1 = 2"

d2 = 10" x 2” = 8"

b. Jumlah roda gigi Nt1 = P . d1

= 7 . 2 = 14 buah Nt2 = 7 . 8 = 56 buah

c. Addendum, dedendum, tinggi gigi, celah

Addendeum = 7 1 1 ₌ P = 0,036" Deddendum = 7 25 , 1 25 , 1 ₌ P = 0,28" Tinggi gigi = 7 25 , 2 . 25 , 2 P = 0,32" d. Diameter adendum d1 = d1 + 2 x P 1 = 2 +2 x 0,14 = 2.28" d2 = d2 + 2 x P 1 = 8 + 2 x 0,14 = 8.28" e. Diameter dedendum d1 = d1 – 2 x P 125 = 2 – 2 x 0.18 = 1.72" d2 = d2 – 2 x P 125 = 8 – 2 x 0.18 = 7.72"

(31)

VP = 12 .d₁ N_input π = 12 2000 . 2 . 14 , 3 = 1046.67 Ft/min

g. Torsi yang terjadi T1= 63.000 2000 30 = 945 lbin T2= 63000 2 N N = 63000 500 30 = 3780 lbin

h. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial Ft1 = P V N d T .33.000 2 1 1 ₌ = 64 . 1046 33000 30x =945.86 lbin Ft2 = P V N d T .33.000 2 2 2 ₌ = 64 . 1046 33000 30x

=945.86 lbin (arahnya berlawanan)

(32)

Fn1 = θ Cos Ft₁ = ° 25 86 . 945 Cos = 1043.64 lb Fn2 = θ Cos Ft₁ = ° 25 86 . 945 Cos = 1043.64 lb (arahnya berlawanan) - Gaya radial Fr1 = Fn1 . sin θ = 1046.64 x sin 25° = 441.1 lb

Fr2 = Fn1 . sin θ = 1046.64 x sin 25° = 441.1 lb (arahnya berlawanan)

- Gaya Dinamis Fd = 1200 1200+ Vp . Ft1 = 1200 64 . 1046 1200+ . 945.86 = 1771 lb

i. Menentukan Lebar gigi b = K Q d Fd p . . = 384 . 6 , 1 . 2 1771 = 1,44 dimana : Q = 8 2 8 . 2 2 2 1 2 + = + d d xd = 1,6 K = 384 (stell BHN 375) tabel 10.11 - cek lebar gigi

p b p 13 9 < < 1.28 < 1.44 < 1.86 (Aman) j. Beban Ijin Bending ( Fb )

(33)

Fb = p SoxbxY

Dari tabel 10.2 didapat :

Y1 = 0.307 (untuk Nt1 = 14 gigi)

Y2 = 0.484 (untuk Nt1 = 56 gigi)

- bahan stell SAE 2320 mempunyai So = 50.000 psi (Tabel 10.3) Fb1 = 7 307 . 0 44 . 1 000 . 50 x x = 3157,7 psi Fb2 = 7 484 . 0 44 . 1 000 . 50 x x = 4978,3 psi

k. Tegangan ijin maksimum Sad = Kr Kt Kl Sat . . < T t j bx x Kv Km x Kj x P x Ko x Ft Dimana : • Ko = 1 (tabel 10-4) • Ks = 1 (spur gear) • Km = 1,3 (tabel 10-5) • J = 0.340 (untuk pinion) • Kv = 1 • Kl = 1

• Kt = 1 (temperatur pelumasan kurang dari 250 *F) • Kr = 1,33 • Sat = 40000 (BHN 300) tabel 10-7 33 , 1 . 1 1 . 000 . 40 > 335 , 0 . 44 , 1 . 1 3 , 1 . 1 . 7 . 1 . 86 , 945

(34)

4.1.2 Perhitungan roda gigi 3 dan 4 a. Perbandingan Kecepatan rV = 2 1 2 1 1000 2000 d d N N = = = 2 1 2 d d = d2 = 2 x d1 C = 2 2 1 d d + 5" = 2 3 2 2 3 3 3 d d d = + 10" = 3 d3 → d3 = 3,33" d2 = 10" – 3,33” = 6,67"

= 7 . 3,33 = 23 buah Nt2 = 7 . 6,67 = 47 buah

Addendeum = 7 1 1 = P = 0,036"

(35)

Deddendum = 7 25 , 1 25 , 1 ₌ P = 0,28" Tinggi gigi = 7 25 , 2 . 25 , 2 P = 0,32" d. Diameter adendum d1 = d1 + 2 x P 1 = 3,33 +2 x 0,14 = 3,62" d2 = d2 + 2 x P 1 = 6,67 + 2 x 0,14 = 6,81" e. Diameter dedendum d1 = d1 – 2 x P 125 = 3,33 – 2 x 0.18 = 2,97" d2 = d2 – 2 x P 125 = 6,67 – 2 x 0.18 = 6,31"

f. Kecepatan Pitch Line VP = 12 .d₁ N_input π = 12 2000 . 33 , 3 . 14 , 3 = 1742,7 Ft/min

g. Torsi yang terjadi T1= 63.000

2000 30

(36)

T2= 63000 2 N N = 63000 1000 30 = 1890 lbin

h. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial Ft3 = P V N d T .33.000 2 1 1 ₌ = 7 . 1742 33000 30x =586,1 lbin Ft4 = P V N d T . 33.000 2 4 3 ₌ = 7 . 1742 33000 30x

=586,1 lbin (arahnya berlawanan)

- Gaya normal Fn3 = θ Cos Ft3 = ° 25 1 , 568 Cos = 626,83 lb Fn4 = θ Cos Ft3 = ° 25 1 , 568 Cos = 626,83 lb (arahnya berlawanan) - Gaya radial Fr3 = Fn3 . sin θ = 626,83 x sin 25° = 264,9 lb

Fr4 = Fn4 . sin θ =626,83 x sin 25° = 264,9 lb (arahnya berlawanan)

(37)

Fd = 1200 1200+ Vp . Ft3 = 1200 7 , 1742 1200+ . 568,1 = 1393,12 lb

i. Menentukan Lebar gigi b = K Q d Fd p . . = 200 . 33 , 1 . 33 , 3 12 , 1393 = 1,44 dimana : Q = 67 , 6 33 , 3 67 , 6 . 2 3 2 4 3 + = + d d d x = 1,33 K = 200 (stell BHN 275) tabel 10.11 - cek lebar gigi

Fb = p SoxbxY

Y3 = 0.384 (untuk Nt3 = 22 gigi)

Y4 = 0.492 (untuk Nt4 = 47 gigi)

- bahan stell SAE 2320 mempunyai So = 50.000 psi (Tabel 10.3) Fb3 = 7 384 . 0 57 . 1 000 . 50 x x = 4306.29 psi

(38)

Fb4 = 7 492 . 0 57 . 1 000 . 50 x x = 529,14 psi

• Kt = 1 (temperatur pelumasan kurang dari 250 *F) • Kr = 1,33 • Sat = 38400 (BHN 300) tabel 10-7 33 , 1 . 1 1 . 38400 > 343 , 0 . 57 , 1 . 1 3 , 1 . 1 . 7 . 1 . 1 , 568

28872,2 psi > 9600 psi (maka perencanaan roda gigi aman) 4.1.3 Perhitungan roda gigi 5 dan 6

(39)

rV = 6 5 1500 2000 2 1 d d N N = = = 1,33 . d5 d5 = 2 x d5 C = 2 2 1 d d + 5" = 2 33 , 2 2 33 , 1 5 d5 d5 d = + 10" = 2,33 d3 → d3 = 4,29" d2 = 10" – 4,29” = 5,71"

= 7 .4,29 = 30 buah Nt2 = 7 . 5,71 = 40 buah

Addendeum = 7 1 1 = P = 0,036" Deddendum = 7 25 , 1 25 , 1 ₌ P = 0,28" Tinggi gigi = 7 25 , 2 . 25 , 2 P = 0,32" d. Diameter adendum d1 = d1 + 2 x P 1 = 4,29 +2 x 0,14 = 4,28" d2 = d2 + 2 x 1 = 5,71 + 2 x 0,14 = 5,99"

(40)

e. Diameter dedendum d1 = d1 – 2 x P 125 = 4,29 – 2 x 0.18 = 3,93" d2 = d2 – 2 x P 125 = 5,71 – 2 x 0.18 = 5,35"

f. Kecepatan Pitch Line VP = 12 .d₁ N_input π = 12 2000 . 29 , 4 . 14 , 3 = 2245,1 Ft/min

g. Torsi yang terjadi T5= 63.000 2000 30 = 945 lbin T6= 63000 2 N N = 63000 1500 30 = 1260 lbin

h. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial Ft5 = P V N d T .33.000 2 1 1 ₌ = 2245,1 33000 30x = 440,96 lbin

(41)

Ft6 = P V N d T . 33.000 2 4 3 ₌ = 2245,1 33000 30x

= 440,96 lbin (arahnya berlawanan)

- Gaya normal Fn5 = θ Cos Ft5 = ° 25 96 , 440 Cos = 486,55 lb Fn6 = θ Cos Ft5 = ° 25 96 , 440 Cos = 486,55 lb (arahnya berlawanan) - Gaya radial Fr5 = Fn5 . sin θ = 486,55 x sin 25° = 205,62 lb

Fr6 = Fn6 . sin θ = 486,55 x sin 25° = 205,62 lb (arahnya berlawanan)

- Gaya Dinamis Fd = 1200 1200+ Vp . Ft5 = 87 1 , 2245 87 + . 440,96 = 708,83 lb

i. Menentukan Lebar gigi b = K Q d Fd p . . = 98 . 14 , 1 . 29 , 4 83 , 708 = 1,44 dimana : Q = 71 , 5 29 , 4 71 , 5 . 2 5 5 2 6 + = + d d d x = 1,14

(42)

- cek lebar gigi p b p 13 9 < < 1.28 < 1.48 < 1.86 (Aman) j. Beban Ijin Bending ( Fb )

Fb = p SoxbxY

Y5 = 0.425 (untuk Nt3 = 30 gigi)

Y6 = 0.457 (untuk Nt6 = 40 gigi)

- bahan stell SAE 2320 mempunyai So = 50.000 psi (Tabel 10.3) Fb5 = 7 245 . 0 48 . 1 000 . 50 x x = 4429.86 psi Fb6 = 7 457 . 0 48 , 1 . 1 000 . 50 x x = 4831,14 psi

• Kt = 1 (temperatur pelumasan kurang dari 250 *F) • Kr = 1,33

(43)

33 , 1 . 1 1 . 40000 > 335 , 0 . 48 , 1 . 1 3 , 1 . 1 . 7 . 1 . 96 , 440

30075,2 psi > 8093,46 psi (maka perencanaan roda gigi aman)

4.1.4 Perhitungan roda gigi 7 , 8 dan 9

a. Perbandingan Kecepatan rV = 7 9 500 2000 7 9 d d N N ₌ ₌ = 4 . d9 d9 = 4 x d9 C = 2 2 1 d d + 5" = 2 5 2 9 4 9 d d9 d + ₌ 10" = 5 d9 → d9 = 2" D9 = 2”

(44)

D7 = 2 2 10− = 4” D8 = 10 – (2+4) = 4”

b. Jumlah roda gigi

Nt7 = P . d7 = 7 .4 = 28 buah

Nt8 = P . d8 = 7 .4 = 28 buah

Nt9 = P . d9 = 7 .2 = 14 buah

Addendeum = 7 1 1 = P = 0,036" Deddendum = 7 25 , 1 25 , 1 ₌ P = 0,28" Tinggi gigi = 7 25 , 2 . 25 , 2 P = 0,32" d. Diameter adendum d7 = d7 + 2 x P 1 = 4 +2 x 0,14 = 4,29" d8 = d8 + 2 x P 1 = 4 +2 x 0,14 = 4,29" d9 = d9 + 2 x P 1 = 2 + 2 x 0,14 = 2,29" e. Diameter dedendum d7 = d7 – 2 x P 125 = 4 – 2 x 0.18 = 3,64"

(45)

d8 = d8 – 2 x P 125 = 4 – 2 x 0.18 = 3,64" d9 = d9 – 2 x P 125 = 2 – 2 x 0.18 = 1,64"

f. Kecepatan Pitch Line VP = 12 .d₁ N_input π = 12 2000 . 2 . 14 , 3 = 1046,64 Ft/min

g. Torsi yang terjadi T7= 63.000 2000 30 = 945 lbin T8= 63000 3 N N = 63000 1500 30 = 1260 lbin T9= 63000 Nr N = 63000 500 30 = 3780 lbin

h. Gaya yang terjadi - Gaya tangensial

(46)

Ft7,8 = P V N d T .33.000 2 1 1 ₌ = 1046,64 33000 30x = 945,86 lbin Ft9 = P V N d T .33.000 2 1 1 ₌ = 1046,64 33000 30x

= 945,86 lbin (arahnya berlawanan)

- Gaya normal Fn7,8 = θ Cos Ft9 = ° 25 86 , 945 Cos = 1046,64 lb Fn9 = θ Cos Ft9 = ° 25 86 , 945 Cos = 1046,64 lb (arahnya berlawanan) - Gaya radial Fr7,8 = Fn9 . sin θ = 1046,64 x sin 25° = 441,1 lb

Fr9 = Fn9 . sin θ = 1046,64 x sin 25° = 441,1 lb (arahnya berlawanan)

- Gaya Dinamis Fd7,8 = 1200 1200+ Vp . Ft5 = 1200 64 , 1046 1200+ . 945,86 = 1771 lb

(47)

b = K Q d Fd p . . = 384 . 33 , 1 . 2 1771 = 1,44 dimana : Q = 2 4 4 . 2 9 7 7 2 + = + d d d x = 1,33 K = 384 (stell BHN 375) tabel 10.11 - cek lebar gigi

Fb = p Y x b x So

Y7 = 0.417 (untuk Nt7 = 28 gigi)

Y8 = 0.417 (untuk Nt7 = 28 gigi)

Y9 = 0.307 (untuk Nt9 = 14 gigi)

- bahan stell SAE 2320 mempunyai So = 50.000 psi (Tabel 10.3) Fb7,8 = 7 417 . 0 73 . 1 000 . 50 x x = 5152,9 psi Fb9 = 7 307 . 0 73 , 1 . 1 000 . 50 x x = 3793,6 psi

k. Tegangan ijin maksimum Sad = Kr Kt Kl Sat . . < T t j bx x Kv Km x Kj x P x Ko x Ft

(48)

• Ko = 1 (tabel 10-4) • Ks = 1 (spur gear) • Km = 1,3 (tabel 10-5) • J = 0.340 (untuk pinion) • Kv = 1 • Kl = 1

• Kt = 1 (temperatur pelumasan kurang dari 250 *F) • Kr = 1,33 • Sat = 40000 (BHN 300) tabel 10-7 33 , 1 . 1 1 . 40000 > 335 , 0 . 73 , 1 . 1 3 , 1 . 1 . 7 . 1 . 86 , 945

30075,2 psi > 14851,7 psi (maka perencanaan roda gigi aman)

4.2. Perencanaan Poros

4.2.1.Perencanaan Poros I Data yang diketahui:

Daya input (Nin) = 30 hp

Putaran input (nin) = 5000 rpm

Sudut kontak (θ ) = 25o

Gaya yang terjadi

Ft1 = 945,86 lb Fr1 = 441,1 lb Fn1 = 1043,64 lb Ft3 = 568,1 lb Fr3= 264,9 lb Fn3 = 626,83 lb Ft5 = 440,96 lb Fr5= 205,62 lbFn5 = 486,55 lb Ft7= 945,86 lb Fr7 = 441,1 lb Fn7 = 1043,64 lb RB_V A RA_V RA 1.5 in 8.5 in B C RB_H RB RA_H Fr₁ Fn₁ Ft₁

(49)

a. Perencanaan poros I kondisi 1

➢ Analisa momen bending

Reaksi di A dan B Σ MA = 0 Fn1 × 1.5 – RB × 10 = 0 A B1.5 in8.5 in RA RB C Fn₁

(50)

55 , 156 10 5 , 1 64 , 1043 10 5 , 1 1× ₌ ₌ = Fn x RB lb Σ MB = 0 RA – Fn1

+

RB = 0 RA = Fn1 – RB RA = 1043,64 – 156,55 = 887,1 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AC MC = 887,1 × 1,5 = 1330,65 lbin

Diagram momen poros I kondisi 1 1330,6 lbin RB_V A RA_V RA 3,5 in 6,5 in B D RB RA_H Fr₃ Fn₃ Ft₃

(51)

b. Perencanaan poros I kondisi 2 A B 3,5 in 6,5 in RA RB D RBH

(52)

➢ Analisa momen bending Reaksi di A dan B Σ MA = 0 Fn3 × 3.5 – RB × 10 = 0 55 , 156 10 5 , 1 64 , 1043 10 5 , 1 3× ₌ ₌ = Fn x RB lb Σ MB = 0 RA – Fn3

+

RB = 0 RA = Fn3 – RB RA = 626,83 – 219,4 = 407,43 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AC MC = 407,43 × 3,5 = 1426 lbin

(53)

Diagram momen poros I kondisi 2 c. Perencanaan poros I kondisi 3

1426 lbin RBV A RAV RA 6,5 in 3,5 in B E RBH RB RAH Fr5 Fn₅ Ft5

(54)

➢ Analisa momen bending A B 6,5 in 3,5 in RA RB E Fn₅

(55)

Reaksi di A dan B Σ MA = 0 Fn5 × 6,5 – RB × 10 = 0 26 , 316 10 5 , 6 55 , 486 10 5 , 6 5× ₌ × ₌ = Fn RB lb Σ MB = 0 RA – Fn5

+

RB = 0 RA = Fn5 – RB RA = 486,55 – 316,26 = 170,3 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AE ME = 170,3 × 6,5 = 1106,95 lbin

(56)

Diagram momen poros I kondisi 3 1106,95 lbin

(57)

A B 1,5 in 8,5 in RA RB F

d. Perencanaan poros I kondisi 4

Fn₇ RA 8,5 in 1,5 in A B F RBV RBH RB RAH RAV Fr7 Fn7 Ft7

(58)

Reaksi di A dan B Σ MA = 0 Fn7 × 8,5 – RB × 10 = 0 1 , 887 10 5 , 8 64 , 1043 10 5 , 8 7× ₌ × ₌ −Fn RB lb Σ MB = 0 RA – Fn7

+

RB = 0 RA = Fn7 – RB RA = 1043,64 – 887,1 = 156,54 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AF MF = 156,54 × 8,5 = 1330,65 lbin

(59)

(60)

Diagram momen poros I kondisi 4 4.2.2 Perencanaan diameter poros I

Momen yang terjadi :

Kondisi 1 : 1330,65 lbin ( MC ) Kondisi 2 : 1426 lbin ( MD ) Kondisi 3 : 1106,95 lbin ( ME ) Kondisi 4 : 1330,65 lbin ( MF ) Dimana: M max = 1426 lbin (MC )

T = 945 lbin

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 1095 HR dengan Syp = 83.000 psi (tabel A-2 Apendix A) dengan angka keamanan Ak = 3.

(

) ( )

2 2 3 max 16 58 , 0 max Mb T D Ak Sp + ≥ = π τ Diameter poros

(

) ( )

2 2 3 16 max 0,58 Ak D Mb T Syp π × ≥ + × ×

(

) ( )

2 2 3 1426 945 83000 58 , 0 3 16 ₊ × × × ≥ π D = 0.86 “

Dengan memperhitungkan ukuran bantalan yang tersedia maka diameter poros diambil 0,86 in

(61)

 Tegangan geser yang terjadi maximum yang diijinkan dari bahan (Ss) 0,58 Syp Ssyp Ak × = 7 , 16046 3 83000 58 , 0 × ₌ = psi

 Tegangan geser yang terjadi pada poros (

τ

max)

2 2 max 2 τ σ τ  +      = x Dimana: psi D M x x 22931 ) 86 , 0 ( . 14 , 3 1426 . 32 . max 32 3 3 = = = π σ psi D T 7598 ) 86 . 0 ( . 14 , 3 945 . 16 . 1 . 16 3 3 = = = π τ Maka: psi x 5 , 13754 ) 7598 ( ) 2 22931 ( ) 2 ( max 2 2 2 2 = + = + = σ τ τ

(62)

Data yang diketahui:

Daya input (Nin) = 30 hp

Putaran input (nin) = 2000 rpm

Sudut kontak (θ ) = 25 o

Gaya yang terjadi :

Ft2 = 945,86 lb Fr2 = 441,1 lb Fn2 = 1043,64 lb

Ft4 = 568,1 lb Fr4= 264,9 lb Fn4 = 626,83 lb

Ft6 = 440,96 lb Fr6= 205,62 lbFn6 = 486,55 lb

Ft9= 945,86 lb Fr9 = 441,1 lb Fn9 = 1043,64 lb

a. Perencanaan poros II kondisi 1

➢ Analisa momen bending K L1,25 in 8,75 in RK RL M Fn₂ RLV K RKV RK 1,25 in 8,75 in L M RLH RL RKH Fn2 Ft2 Fr2

(63)

Reaksi di A dan B Σ MK = 0 Fn2 × 1,25 – RL × 10 = 0 46 , 130 10 25 , 1 64 , 1043 10 25 , 1 2× ₌ × ₌ = Fn RL lb Σ ML = 0 RK – Fn2

+

RL = 0 RK = Fn2 – RL RL = 1043,64 – 130,46 = 913,2 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AC MM = 913,2 × 1,25 = 1141,5 lbin

1141,5 lb

(64)

b. Perencanaan poros II kondisi 2

➢ Analisa momen bending RL_V K RK_V RK 3,75 in 6,25 in B N RL RK_H RLH Fn4 Fr4 Ft4

(65)

Reaksi di K dan L Σ MK = 0 Fn4 × 3,25 – RL × 10 = 0 K L 3,75 in 6,25 in RK RL D Fn4

(66)

8 , 235 10 75 , 3 83 , 628 10 25 , 3 4× ₌ × ₌ = Fn RL lb Σ ML = 0 RK – Fn4

+

RL = 0 RK = Fn4 – RL RK = 628,83 – 235,8 = 393,03 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah KN MN = 393,03 × 3,75 = 1473,86 lbin

Diagram momen poros II kondisi 2 1473,86 lbin

(67)

4.1.1. Perencanaan Poros II Pada kondisi 3 K L 6,25 in 3,75 in RK RL E Fn₆ RLV K RKV RK 6,25 in 3,75 in L O RLH RL RKH Fn6 Fr6 Ft6

(68)

➢ Analisa momen bending Reaksi di K dan L Σ MK = 0 Fn6

×

6,25 – RL × 10 = 0 1 , 304 10 25 , 6 55 , 486 10 25 , 6 6× ₌ × ₌ = Fn RL lb Σ ML = 0 RK – Fn6

+

RL = 0 RK = Fn6 – RL RK = 486,55 – 304,1 = 182,45 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah KO MO = 182,45 × 6,25 = 1140,3 lbin

(69)

Diagram momen poros II kondisi 3 1140,3 lbin

(70)

K L 1,25 in 8,75 in RK RL Q

➢ Analisa momen bending Fn₈ RK 8,75 in 1,25in K Q RLV RL RKH RKV Ft8 Fn8 Fr8

(71)

Reaksi di K dan L Σ MK = 0 Fn9 × 8,75 – RL × 10 = 0 2 , 913 10 75 , 8 64 , 1043 10 75 , 8 9× ₌ ₌ = Fn x RL lb Σ ML = 0 RK – Fn9

+

RL = 0 RK = Fn9 – RL RK = 1043,64 – 913,2 = 130,46 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AF MQ = 130,46 × 8,75 = 1141,5 lbin

(72)

(73)

Diagram momen poros II kondisi 4 4.3.2. Perencanaan diameter poros II

Kondisi 1 : 1141,5 lbin ( MC ) Kondisi 2 : 1473,86 lbin ( MD ) Kondisi 3 : 1140,3 lbin ( ME ) Kondisi 4 : 1141,5 lbin ( MF )

Dimana: M max = 1473,86 lbin (MC ) T = 945 lbin

(

) ( )

2 2 3 max 16 58 , 0 max Mb T D Ak Sp + ≥ = π τ Diameter poros

(

) ( )

2 2 3 16 max 0,58 Ak D Mb T Syp π × ≥ + × ×

(

) ( )

2 2 3 1473,86 945 83000 58 , 0 3 16 ₊ × × × ≥ π D = 0.65 “

(74)

 Tegangan geser yang terjadi pada poros (

τ

max)

2 2 max 2 τ σ τ  +      = x Dimana: psi D M x x 54714 ) 65 , 0 ( . 14 , 3 86 , 1473 . 32 . max 32 3 3 = = = π σ psi D T 4 , 17581 ) 65 . 0 ( . 14 , 3 945 . 16 . 1 . 16 3 3 = = = π τ Maka: psi x 4 , 15031 ) 4 , 17581 ( ) 2 54714 ( ) 2 ( max 2 2 2 2 = + = + = σ τ τ

Karena

τ

max < Syp maka perencanaan diameter poros I aman. 4.1.1. Perencanaan poros III

(75)

A B 1 in 1 in RA RB E Fn₉ RBV A RAV RA 1 in 1 in B E RB RAH _Fr₅ Fn5 Ft5 Ft5

(76)

➢ Analisa momen bending Reaksi di A dan B Σ MA = 0 Fn5 × 1 – RB × 2 = 0 82 , 521 10 1 64 , 1043 10 1 5× ₌ × ₌ = Fn RB lb Σ MB = 0 RA – Fn9

+

RB = 0 RA = Fn9 – RB RA = 1043,64 – 521,82 = 521,82 lb

➢ Momen bending yang terjadi pada poros daerah AE ME = 521,82 × 1 = 521,82 lbin

(77)

(78)

Diagram momen poros III 4.4.2 Perencanaan diameter poros III

M max = 521,82 lbin T = 945 lbin

(

) ( )

2 2 3 max 16 58 , 0 max Mb T D Ak Sp _≥ ₊ = π τ

Diameter poros III

(

) ( )

2 2 3 16 max 0,58 Ak D Mb T Syp π × ≥ + × ×

(

) ( )

2 2 3 521,82 945 83000 58 , 0 3 16 ₊ × × × ≥ π D = 0.79 “

Pengecekan kekuatan poros

(79)

2 2 max 2 τ σ τ  +      = x Dimana: psi D M x x 10773 ) 79 , 0 ( . 14 , 3 82 , 521 . 32 . max 32 3 3 = = = π σ psi D T 9755 ) 79 . 0 ( . 14 , 3 945 . 16 . 1 . 16 3 3 = = = π τ Maka: psi x 36 , 11143 ) 9755 ( ) 2 10773 ( ) 2 ( max 2 2 2 2 = + = + = σ τ τ

Karena

τ

max < Syp maka perencanaan diameter poros I aman. 4.5. Perencanaan pasak

a. Perencanaan pasak pada poros I Data yang diketahui :

 Bahan pasak AISI 5210 CD Syp = 179000 psi (tabel A-2 Appendix)

 Angka keamanan (Ak) = 2

(80)

 Tinggi pasak = 8 1  Lebar pasak = 8 1  Torsi (T) = 945 lbin. a. Perhitungan panjang pasak

L ≥ syp W Ak F . . L ≥ in 21 . 0 179000 . 8 1 2 . 67 , 2197 = b. Gaya yang bekerja pada pasak

F = 67 , 2197 86 , 0 . 1 945 . 2 . . 2 = = D n T lb

c. Pengecekan kekuatan pasak

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

A F s = τ psi L W F s 17581,36 1 . 8 1 67 , 2197 . = = = τ

• Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi

A F c = τ psi L H F c 35162,72 1 . 8 1 . 5 , 0 67 , 2197 . . 5 , 0 = = = τ

(81)

Syarat perencanaan aman :

τ

s dan

τ

c < Ssyp Dimana: 0,58 syp Ssyp Ak × = psi 51910 2 179000 . 58 , 0 ₌ =

karena

τ

s dan

τ

c < Ssyp Maka perencanaan pasak aman. a. Perencanaan pasak pada poros II

Data yang diketahui :

 Angka keamanan (Ak) = 2

 Diameter poros (D) = 0,65 in  Tinggi pasak = 8 1  Lebar pasak = 8 1  Torsi (T) = 945 lbin.

• Perhitungan panjang pasak L ≥ syp W Ak F . . L ≥ in 26 . 0 179000 . 8 1 2 . 69 , 2907 = a. Gaya yang bekerja pada pasak

(82)

F = 69 , 2907 65 , 0 . 1 945 . 2 . . 2 = = D n T lb

b. Pengecekan kekuatan pasak

A F s = τ psi L W F s 23261,52 1 . 8 1 69 , 2907 . = = = τ

A F c = τ psi L H F c 38278,56 1 . 8 1 . 5 , 0 41 , 2392 . . 5 , 0 = = = τ

τ

s dan

τ

c < Ssyp Dimana: 0,58 syp Ssyp Ak × = psi 51910 2 179000 . 58 , 0 ₌ =

karena

τ

s dan

τ

c < Ssyp Maka perencanaan pasak aman. a. Perencanaan pasak pada poros III

Data yang diketahui :

(83)

 Diameter poros (D) = 0,79 in  Tinggi pasak = 8 1  Lebar pasak = 8 1  Torsi (T) = 945 lbin.

• Perhitungan panjang pasak L ≥ syp W Ak F . . L ≥ in 21 . 0 179000 . 8 1 2 . 41 , 2392 =

• Gaya yang bekerja pada pasak F = 41 , 2392 79 , 0 . 1 945 . 2 . . 2 = = D n T lb

• Pengecekan kekuatan pasak

A F s = τ psi L W F s 19139,3 1 . 8 1 41 , 2392 . = = = τ

A F c = τ

(84)

psi L H F c 38278,56 1 . 8 1 . 5 , 0 41 , 2392 . . 5 , 0 = = = τ

τ

s dan

τ

c < Ssyp Dimana: 0,58 syp Ssyp Ak × = psi 51910 2 179000 . 58 , 0 = =

karena

τ

s dan

τ

c < Ssyp Maka perencanaan pasak aman. 4.6. perencanaan bantalan

4.6.1. Perencanaan Bantalan pada Poros Data-data yang diketahui :

Roda gigi RA (lb) Fn (lb)

1 887,1 1043,64

2 407,43 626,83

3 170,3 486,55

rivers 156,54 1043,64

• Kecepatan putaran (n input) = 2000 rpm • Diameter poros (D) = 0,86 in

• Fr = Fn = 1043,64 lb

• Jenis bantalan double row notch ball dengan dimension series 32, C = 5410 lb (table 9-3)

➢ Mencari Beban Equivalen P = Fs ( x . v . Fr + Y . Fa ) P = 1 ( 0,5 . 1 . 1043,64 + 0 ) = 521,82 lb

(85)

○ Fr = 1043,64 lb ○ X = 0,5 (tabel 9-5)

○ V = 1 (ring dalam berputar) ○ Y = 0 (tabel 9-5)

○ Fs = 1 (tabel 9-8, uniform and steady load) ○ Fa = 0 (tanpa gaya aksial)

➢ Perhitungan umur bantalan dimana: b = konstanta bantalan = 3 n = putaran poros = 2.000 rpm n x P C L b . 60 106 10       = = 2000 . 60 10 82 , 521 5410 3 6 x       = 9286,42 jam 4.7. Perencanaan Pelumasan

Data-data yang diketahui :

○ Putaran ( n input ) = 2000 rpm ○ Temperatur operasi = 150 o F ○ D x n = 25 x 2000 = 50.000 (temperatur kerja 150 o F)

○ Minyak pelumas dengan viskositas 120 SUS pada temperatur 150 o

F

(86)

    ₋ × = S S t Z ρ 0,22.. 180 Dimana :

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

ρ = ‘spesipik gravity’ pelumas pada temperature f S = 120 ( grafik 9-40 ) Say belt Universal Second (SUS)

➢ Spesifik Grafity ( ρ t )

Pada temperatur standart 60 o_{F dengan ρ} _{60 = 0,89 dan t (temp. test}

F t F o o _, ₌₁₅₀ ρ t = ρ 60 – 0,00035 x ( t – 60 ) = 0,89 – 0,00035 x (150 – 60) = 0,86 Maka :     ₋ × = 120 180 120 22 , 0 86 , 0 x Z = 0,86 x 24,9 = 21,41 Cp Dimana : 1 cp = 0,145 x 6 10− reyns

➢ viskositas absolute dalam reyns :

(

₀_,₁₄₅ ₁₀−6

)

=Z x µ

(

₀_,₁₄₅₁₀ 6

)

376 , 21 − = x µ

(87)

6 10 104 , 3 − = x µ reyns Viskositas kinematik : ρ Z Vt = = 86 , 0 41 , 21 = 24,894 cs

Dari hasil perhitungan didapat, viskositas absolute (

6 10 . 104 , 3 − = µ reyns) F ja temperatur dengan _ker ₁₅₀0

maka dari grafik ( 8-13 ) dapat diketahui jenis

minyak

pelumas

yang dipakai adalah jenis SAE 20 sampai 30, pada sistem

(88)

BAB V

KESIMPULAN

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

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

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

5.1. Roda gigi a. Roda gigi 1 - Diameter = 2" - Lebar = 1,44" - Diameter addendum = 2,28" - Diameter dedendum = 1,72” - Bahan = Steel BHN 375 b. Roda gigi 2

(89)

- Diameter = 8 " - Lebar = 1,44 " - Diameter addendum = 8,28 " - Diameter dedendum = 7,72 ” - Bahan = Steel BHN 375 c. Roda gigi 3 - Diameter = 3,33 " - Lebar = 1,57 ” - Diameter addendum = 3,62 " - Diameter dedendum = 2,97 “ - Bahan = Steel BHN 275 d. Roda gigi 4 - Diameter = 6,67 " - Lebar = 1,57 " - Diameter addendum = 6,81 " - Diameter dedendum = 6,31 " - Bahan = Steel BHN 275 e. Roda gigi 5 - Diameter = 4,29 " - Lebar = 1,48 " - Diameter addendum = 4,57 " - Diameter dedendum = 3,93 " - Bahan = Steel BHN 200 f. Roda gigi 6 - Diameter = 5,71 " - Lebar = 1,48 " - Diameter addendum = 5,99 " - Diameter dedendum = 5,35 "

(90)

g. Roda gigi 7 - Diameter = 4 " - Lebar = 1,73 " - Diameter addendum = 4,29 " - Diameter dedendum = 3,64 " - Bahan = Steel BHN 375 h. Roda gigi 8 - Diameter = 4 " - Lebar = 1,73 " - Diameter addendum = 4,29 " - Diameter dedendum = 3,64 " - Bahan = Steel BHN 375 i. Roda gigi 9 - Diameter = 2 " - Lebar = 1,73 " - Diameter addendum = 2,29 " - Diameter dedendum = 1,64 " - Bahan = Steel BHN 375 5.2. Poros a. Poros I

- Bahan poros = AISI 1095 HR Syp 83.000 Psi

- Diameter poros = ≥ 0.86 " = 21,84 mm

- Panjang poros = 10 "

b. Poros II

- Diameter poros = ≥ 0,65 " = 16,51 mm

(91)

c. Poros III

- Diameter poros = ≥ 0,79 " = 20,07 mm

- Panjang poros = 2 "

5.3. Pasak

a. Pasak Poros I

- Digunakan type pasak standart flat key

- Bahan pasak = AISI 5210 CD Syp 179.000 Psi

- Diameter poros = 0,86 "

- Lebar pasak = 1/8 “ = 3,16 mm

- Tinggi pasak = 1/8 “ = 3,16 mm

- panjang pasak = 0,21 “ = 5,33 mm

b. Pasak Poros II

- Lebar pasak = 1/8 “ = 3,16 mm

- panjang pasak = 0,26 “ = 6,6 mm

b. Pasak Poros III

- Lebar pasak = 1/8 “ = 3,16 mm

(92)

a. Poros I

- Diameter lubang bantalan = 0,86 " = 21,84 mm

- Jenis bantalan = double Row nocth Ball Bearing

Dimension 32. b. Poros II

- Diameter lubang bantalan = 0,65" = 16,5 mm

- Jenis bantalan = double Row nocth Ball Bearing Dimension 32.

c. Poros III

- Diameter lubang bantalan = 0,79 " = 20,1 mm

- Jenis bantalan = double Row nocth Ball Bearing Dimension 32.

5.5. Pelumasan

- Viscosias absolute (2) = 21,41 - Viscositas absolute dalam Reyns = 3,104 . 10-6

- Viscositas kinematik (Vt) = 24,894 cs

(93)

DAFTAR PUSTAKA

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

2. Suga, Kyokatsu, Professor, toh – in Gakuen recnichal College, Japan, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Ir. Sularso, MSME, (terj). Departemen Mesin Institut Teknologi Bandung, 1980.

(94)

(95)

Tabel Hasil Perhitungan Perencanaan Roda Gigi

Roda

Gigi Diameter Diameter Diameter lebar Bahan

roda gigi addendum deddendum roda gigi

1 2 2,28 1,72 1,44 Stell BHN 375 2 8 8,28 7,72 1,44 Stell BHN 375 3 3,33 3,62 2,97 1,57 Stell BHN 275 4 6,67 6,81 6,31 1,57 Stell BHN 275 5 4,29 4,57 3,93 1,48 Stell BHN 200 6 5,71 5,99 5,35 1,48 Stell BHN 200 7 4 4,29 3,64 1,73 Stell BHN 375 8 4 4,29 3,64 1,73 Stell BHN 375 9 2 2,29 1,64 1,73 Stell BHN 375