perencanaan elemen mesin

Institut Teknologi Adhi Tama Surabaya FTI - Teknik Mesin Tugas Perencanaan Elemen Mesin Gear Box

BAB I PENDAHULUAN

1.1. LATAR BELAKANG Dalam dunia industri, hampir semua mesin-mesin untuk industri maupun mesin-mesin yang dipakai oleh

masyarakat,

menggunakan sistem transmisi (gear box). Untuk mempermudah menjalankan beban yang berat agar motor dapat dengan mudah untuk memindah, mengangkat atau mendorong beban yang berat tersebut. Dalam hal ini penulis mengambil judul “PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI (GEAR BOX)”. Dalam tugas ini membahas mengenai segala sesuatu yang ada dalam sistem transmisi (gear box).

1.2. MAKSUD DAN TUJUAN PENULISAN Mengacu pada tujuan pendidikan di perguruan tinggi, maka maksud penulisan ini adalah: 1. Menyiapkan mahasiswa menjadi anggota masyarakat yang memiliki kemampuan akademik yang dapat menerapkan, mengembangkan dan menciptakan ilmu pengetahuan dan teknologi untuk berperan serta dalam pembangunan. 2. Mengembangkan ilmu pengetahuan dan . 3. Memperdalam ilmu dan merencanakan dimensi bagian mesin serta hal-hal lain, sehinggga dapat diterapkan di lapangan.

1


Tujuan dari penulisan ini adalah mentransmisikan daya dari putaran penggerak (motor listrik, turbin motor bensin, dll).

1.3. BATASAN MASALAH Dalam perencanaan gear box ini diperlukan elemen-elemen pendukung yang memiliki kekuatan tertentu sesuai dengan kebutuhan dengan besarnya daya yang dipindahkan. Masalah dari tugas ini adalah pada dimensi dari elemen yang mempengaruhi perencanaan sistem transmisi (gear box), diantaranya adalah: 1. Roda gigi.

4. Bantalan.

2. Poros

5. Pelumasan

3. Pasak

1.4. SISTEMATIKA PENULISAN Sistematika pembahasan pada tugas ini adalah sebagai berikut : BAB I

: PENDAHULUAN Berisi

tentang

latar

belakang

masalah,

batasan

permasalahan dan sistematika penulisan. BAB II

: TEORI PENUNJANG Berisi tentang teori penunjang yang digunakan dalam penyelesaian permasalahan-permasalahan pada tugas ini yaitu mengenai roda gigi, poros, pasak, bantalan dan pelumasan.

BAB III

: PERENCANAAN RODA GIGI (GEAR BOX)

2


Berisi tentang gambar mengenai perencanaan sistem transmisi (gear box) BAB

IV

: PERANCANGAN POROS, PASAK, BANTALAN, DAN PELUMASAN Bab ini berisi tentang perhitungan perencanaan poros, perhitungan perencanaan pasak, perhitungan perencanaan bantalan, perhitungan perencanaan pelumas.

BAB V

: PENUTUP Berisi tentang kesimpulan hasil perencanaan eksperimen sistem transmisi (gear box).

3


BAB II TEORI PENUNJANG

2.1 SISTEM TRANSMISI (RODA GIGI) Pada dasarnya sistem transmisi ( roda gigi ) merupakan suatu alat atau mekanisme mentransmisikan daya. Tranmisi daya dengan memakai sistem tranmisi ( RODA GIGI ), adalah pemindahan daya yang dapat memberikan putaran yang tetap maupun putaran yang berubah. Sehingga banyak dipergunakan pada bidang industri baik berskala besar maupun

kecil.

Dengan

menggunakan

sistem

transmisi

ini

menguntungkan, diantaranya: 1. Dapat dipakai untuk putaran tinggi maupun rendah. 2. Kemungkinan terjadinya slip kecil 3. Tidak menimbulkan kebisingan. Sedangkan sistem transmisi ( RODA GIGI ) tersebut memiliki bermacam macam jenis dan kegunaannya.

2.2 MACAM – MACAM SISTEM TRANSMISI (RODA GIGI) 2.2.1 RODA GIGI LURUS (SPUR GEAR) Roda gigi lurus harus dipakai untuk mentransmisikan daya dan gerak pada dua poros pararel. Dalam suatu rangkaian roda gigi berpasangan. PINION merupakan roda gigi penggerak dan GEAR merupakan roda gigi yang digerakkan.

4


Gambar 2.1. Roda Gigi Lurus Persamaan yang digunakan pada spurs gear: a)

Perbandingan kecepatan / ratio velocity ( rv ) D

n 2 Nt1 d1   n 1 Nt 2 d 2

Dimana: rv

= perbandingan percepatan

n1, n2 = putaran roda gigi (rpm). Nt1, Nt2 = jumlah gigi (buah). d1 ,d2 b)

=

Diameter Roda gigi (mm).

Jarak poros antara dua roda gigi (C).

C

d1  d 2 2

Inch

Dimana:

c)

C

= jarak poros antara dua roda gigi (inch).

d

= diameter roda gigi (inch).

Diametral Pitch (P). 5


P

 JumlahGigi    Inchi  

Nt d

Dimana: Nt

= jumlah gigi (buah).

d

= diameter lingkaran pitch (inch).

d)

Standart ukuran roda gigi:

  14

Nama

1 2



20°

20° dipotong

25°

Addendum (A)

1 P

1 P

0,8 P

1 P

Dedendum (b)

1,157 P

1,25 P

1 P

1,25 P

Tinggi gigi ©

2,157 P

2,25 P

1,8 P

2 P

Tinggi kontak (d)

2 P

2 P

1,6 P

2 P

celah

0,157 b  a  / P c  d 

0,25 P

0,2 P

0,25 P

e)

Jari – jari base circle : Rb = r cos  ; r 

d 2

Dimana: r = radius pitch circle (in)  = sudut kontak (o) f) Kecepatan putaran roda gigi (Vp).

6


vp 

πdn 12

Dimana:

g)

Vp

= kecepetan putaran

D=

diameter roda gigi (inch).

N=

putaran roda gigi (rpm). Gaya – gaya pada roda gigi lurus, meliputi:

Torsi yang dipindahkan (T).

T  63000

daya  lb    n  in 

 Gaya tangensial (Ft).

Ft 

33.000 N Vp

Dimana: Ft

=

Gaya tangensial.

N= daya. Vp

=

kecepatan garis kontak

n = putaran roda gigi (rpm)

 Gaya Normal (Fn).

Fn 

Ft cos 

lb

 Gaya Radial (Fr).

Fr  Fn  Sin

7


 Gaya Dinamis (Fd).

 600  Vp  Fd    Ft  600 

 Untuk 0 < Vp  2000 ft / menit

 1200  Vp)  Fd    Ft Untuk 2000 4000 Ft/menit   78  

Dimana Fw  Fd dan Fb  Fd Dimana: Fd

= beban dinamis ( lb )

Vp

= kecepatan putaran roda gigi ( Ft/menit )

Ft

= Gaya tangensial.

h)

Menentukan lebar gigi ( b ).

b

Fd d .Q.k

Q

2d 2 d1  d 2

Dimana: b

=

lebar gigi ( inchi ).

Fd

=

beban dinamis ( lb ).

d1

=

diameter pinion.

d2

=

diameter gear.

Q

=

factor beban.

k

=

factor beban terkecil.

8


9 13 b p p

Syarat keamanan:

Gambar. 2.2. Distribusi Gaya-Gaya. Penjelasan distribusi gaya-gaya: 

Gaya radial ( Fr )

= Gaya yang berimpit dengan jarijari.



Gaya tangensial

= Gaya yang biasa disaebut sebagai garis singgung.

 Gaya normal i)

= Gaya yang tegak lurus bidang.

Menentukan baban ijin bending ( Fb ). Fb  s0 .b.

y p

9


Dimana: y = faktor bentuk Lewis s = ketahanan permukaan ijin j)

Koreksi Metode AGMA. Sad

=

Sat  Ki Psi Kt x Kr

Dimana : Sad

=

Tegangan ijin max perencanaan ( Psi )

Sat

=

Tegangan ijin bahan ( Psi )

Ki

=

Faktor umur = 1 sembarang umum

Kt

=

Faktor tempratur = 1

Kr

=

Faktor keamanan = 1,333

Tegangan yang pernah terjadi pada kaki gigi ( t ). t =

Ft  Ko  P  Ks  Km Kv  B  j

t =

Tegangan yang terjadi ( Psi )

Ft =

Gaya tangensial ( lb )

Ko =

Faktor koreksi beban lebih 1, 25

Ks

=

Faktor koreksi ukuran = 1

Km

=

Faktor koreksi distrubusi beban

Kv

=

Faktor koreksi distribusi beban 10


j

=

Faktor koreksi beban lebih 1, 25

P

=

diameter Pitch

b

=

lebar gigi

Syarat keamanan; sad > t

2.2.2 RODA GIGI KERUCUT / KONIS ( BEVEL GEAR ) Roda gigi ini dipakai untuk memindahkan daya dengan kedudukan poros yang tidak pararel dan saling berpotongan, baik yang membentuk sudut 900 maupun yang lebih, Bevel gear ini paling baik untuk jenis roda gigi konis, karena yang memuat gigi memang sudah berbentuk konis, dan tidak berbentuk silindris. Type-type Bevel Gear: a).

Straight bevel gear ( untuk putaran rendah, paling sederhana )

b).

Zerol bevel gear ( memiliki gigi melengkung dengan spiral nol )

c).

Spiral bevel gear.

d).

Hypoid bevel gear.

Keterangan: 1. Roda gigi konis dengan gigi lurus ( straight bevel gear ) adalah jenis bevel gear yang paling sederhana, dimana berdasarkan kenyataan bahwa giginya dipotong / dibuat lurus, mengecil ke dalam ( taper ). Perbandingan kecepatan untuk bevel gear adalah: 11


rv =

n driven n driver

Sedang sudut antara kedua poros roda gigi adalah jumlah dari sudut pitch-nya: =+ Dimana:  = sudut poros  = sudut pitch gear  = sudut pitch pinion Sudut picth dapat dicari dengan rumus: Tan  =

sin Σ (Ntp / Ntg)  cos Σ

tan  =

sin Σ (Ntg / Ntp) cos Σ

Dengan demikian apabila sudut poros = 900, maka: tan  =

Ntg Ntp

tan  =

Ntp Ntg

2. Jumlah gigi equivalent dapat dihitung dengan :

12


Nt’g =

Ntg ; cos Γ

Nt’p =

Ntp cos γ

Dimana: Nt’ = jumlah gigi equivalent Nt

= jumlah gigi sebenarnya

3. Kekuatan gigi bevel. 4. Bahan dinamis untuk bevel gear. Kecepatan pitch-line = Vp, dan yang dipakai pada persamaan ini dicari pada pitch diameter rata-rata Diharapkan besarnya = Fb  Fd 5. Beban keausan ijin dapat memakai rumus: Estimasi beban keausan ijin dapat memakai rumus:

Fw =

dp . k . Q ' cos γ

dp = diameter pitch diukur dari bagian belakang gigi

Q =

2 N' tg N' tp  N' tg

Dimana: N’tp dan N’tg = jumlah gigi eqivalent pada pinion dan gear. 6. Metode AGMA untuk perencanaan bevel gear. Faktor koreksi khusus bevel gear persamaanya adalah:

13


t =

Ft . ko . P . Ks . Km Kv . b . j

Dimana: t

= Tegangan yang terjadi sepanjang kontak gigi ( psi )

Ft

= Beban transmisi ( lb ) didasarkan pada harga diameter picth yang paling besar.

Kt

= Faktor keamanan ( kepercayaan )

Dari dua persamaan diatas, maka harga t harus lebih kecil atau sama dengan Sad ……..maka t  Sad. Ko

= Faktor koreksi beban lebih ( lihat table pada spurs gear….table 4 )

P

= Diameter pitch, diambil harga yang palig besar.

Ks

= Faktor koreksi ukuran ( diambil dalam grafik )

Km

= Koreksi distribusi beban.

Kv

= Faktor dinamis, memakai grafik untuk spor gear.

b

= lebar gigi.

J

= factor geometri, dilihat dari grafik untuk sudut tekan 20 0 dan 250 pada bevel gear dan gigi lurus.

Tegangan maksimum untuk perencanaan menurut AGMA:

14


Sad =

S at . K l K t. Kr

Dimana: Sad

= Tegangan ijin maksimum perencanaan.

;( psi )

Sat

= Tegangan ijin material

;( psi )

Kl

= Faktor umur………………………… lihat pada spurs gear = Faktor temperatur……lihat cara mencari pada spor gear.

7. Keausan Untuk perhitungan keausan, persamaan AGMA dapat dipakai sebagai dasar perhitungan

c = Cp .

Ft . C o . C s . C m . C f Cv . d . b . I

c

= Tegangan kontak yang terjadi.

Cp

= Koefisien yang dipengaruhi oleh sifat elastis beban.

Ft

= Gaya tangensial yang terjadi / dipindahkan yang didasarkan pada harga diameter picth yang terbesar.

Co

= overload faktor.

Cv

= faktor dinamis.

d

= diameter pitch pinion diambil yang terbesar ( in )

15


b

= lebar gigi, diukur pada lebar gigi yang bersentuhan dengan gigi pasanganya.

Cs

= faktor ukuran.

Cm

= Faktor distribusi beban.

I

= faktor geometri.

Cf

= faktor kondisi permukaan

Setelah mencari harga c, kemudian harga ini harus memenuhi persyaratan;

 C . CH  c  Sac .  L   C T . C R  Dimana: Sac

= Tegangan kontak ijin.

CL

= Faktor umur

CH

= Faktor pengerasan

CT

= Faktor temperatur

CR

= Faktor keamanan.

Daya maksimum yang dapat dipindahkan bila didasarkan pada keausan dapat dicari dengan rumus:

Pac =

 Sad . C L . C H  np . b . I . Cv   126000 . Cs . Cf. Co  C p . C T . C R 

16


Gambar 2.3. Roda Gigi Kerucut

2.2.3. RODA GIGI MIRING ( HELICAL GEAR ) Roda gigi miring dipakai untuk memindahkan daya yang kedudukan porosnya pararel maupun tidak pararel. Perbedaan secara umum dengan roda gigi lurus, pada roda gigi miring dipakai untuk putaran tinggi ( > 3600 rpm ) dan pemindahaan daya besar serta masalah kebisingan tidak menjadi masalah. Kerugian roda gigi ini adalah sudut HELIX yang menimbulkan beban frusit ( beban aksial terhadap poros ) sehingga harus memakai bantalan. Bearing bone yang dapat menahan beban tersebut sebaik beban radial. Rumus-rumus yang terdapat pada Helical Gear: a) Ukuran geometri pada Helical Gear 

Normal circular pitch ( Pn ) adalah jarak antara dua titik pada gigi yang ada pada satu bidang yang tegak lurus terhadap sudut helix.

17




Transverse Circular pitch ( P ) adalah diukur pada bidang yang tegak lurus sumbu poros.



Aksial picth ( Pa ) adalah jarak yang diukur dari bidang yang sejajar sumbu poros. Pn

= P . cos 

Pa

= P . cos 

P

=

Nt d

Dimana: P

= diameter pitch pada bidang yang tegak lurus sumbu poros.

t

= jumlah gigi gear

d

= diameter circle

Pn

= normal diameter pitch P.p =  ; Pn . Pn =  dan Pn =

P cos φ

b) Jumlah gigi equivalent Radius ellip

Nc

=

d 2 cos 2 φ

Jumlah gigi equivalent dapat dihitung dengan rumus; Nte = Pn . 2 . rc

18


Dimana Pn = normal diameter pitch, dengan demikian;

Nte = Pn . 2

d 2 cos 2 φ

c) Beban dinamis pada helical gear Dapat diperkirakan dengan rumus :

Fd

=

78  Vp 78

Ft

Dimana: Vp

= pitch line velocity

d) Tegangan bending pada helical gear Persamaan lewis :

Fb

=

s. b. y Kf . Pn

Dimana : Fb

= bidang normal.

Pn

= diameter pitch t

=

Sad

=

Ft . ko . P . Ks . Km Kv . b . j

S at . K l K t. Kr

19


Dimana: Ko

= faktor beban lebih.

Kv

= faktor dinamis

Km

= faktor distribusi beban.

J

= faktor geometri

Gambar 2.4. Roda Gigi Miring

2.2.4. RODA GIGI CACING ( Worm Gear ) Fungsi roda gigi ini adalah untuk menstransmisikan daya pada poros yang paling tegak lurus dan sebagai reduser dengan perbandingan kecepatan yang besar. Keuntungan dari Worm Gear adalah tidak timbulnya pukulan yang terjadi pada roda gigi yang lain. Ukuran dan persamaan:

20




Persamaan kinematik yang penting pada Worm gear adalah : tan  =

I Vpq  π . dw Vpw

dimana: Vpq

= kecepatan pitch line pada gear.

Vpw

= kecepatan pitch line pada worm.

w

= sudut lead pada worm.

I

=

lead = Ntw x Paw = jumlah gigi atau ulir pada worm x axial pitch pada worm.

dw 

= pitch diameter worm

Pencegahan besarnya dw menurut AGMA memakai rumusan berikut : C 0,875 dw   3 pq 2,2

Dimana: pq = circular pitch pada gear dalam satuan inch perbandingan kecepatan :

rv =



wq Ntw l   ww Ntq π . dq

Kekuatan worm gear. Mencari kekuatan gigi pada gear yaitu:

21


Fb = 

s. y. b  s. P . y . Pn Pn

Beban dinamis Beban dinamis dapat diperkirakan dengan memakai rumusan:

 1200  Vpq  Fd =   Ft  1200  Dimana: Vpq

= kecepatan pada pitch line dari gear dalam feet permenit

Ft

= Besarnya beban yang ditransmisikan besarnya daya yang bekerja diterima pada gear.



Beban keausan Rumus untuk mencari beban keausan: Fw = dq . b . k’ Dimana: dq

= diameter pitch dari gear.

b

= lebar permukaan gigi.

k'

= konstanta yang berkaitan dengan material serta ukuran dari roda gigi.

22


Gambar 2.5. Roda Gigi Cacing

2.3. POROS ( SHAFT ) Poros adalah merupakan bagian / elemen dari mesin yang dalam penggunaannya dapat berfungsi sebagai poros yang meneruskan tenaga, poros penggerak kelep (cam-shaft) poros penghubung dan lainnya. Beberapa definisi dari poros 1. Shaft

:

memindahkan

adalah daya

poros dari

yang mesin

ikut ke

berputar

untuk

mekanisme

yang

digerakkan. 2. Axle

: adalah poros yang tetap dan mekanisme yang

berputar pada poros tersebut, juga berfungsi sebagai pendukung.

23


3. Spindle

: adalah poros yang pendek terdapat pada mesin

perkakas dan mampu / sangat aman terhadap momen bending. 4. Line shaft: (juga disebut “power transmission shaft”), adalah suatu poros yang langsung berhubungan dengan mekanisme yang digerakkan dan berfungsi memindahkan daya dari penggerak ke mekanisme tersebut. 5. Jack shaft: adalah poros yang pendek, biasanya dipakai pada dongkrak “jack” mobil. 6. Fleksibel

shaft:

memindahkan daya

adalah

poros

yang

juga

berfungsi

dari dua mekanisme (antara motor dan

mekanisme), dimana perputaran poros membentuk sudut dengan poros yang lainya. Daya yang dipindahkan relatif rendah.

Poros dapat dibedakan menjadi: a.

Poros Lurus

Sebatang logam

yang berpenampang lingkaran berfungsi

memindahkan putaran atau mendukung beban. Beban yang didukung poros adalah puntir dan beban bending.

Gambar 2.6. Poros Lurus

24


b. Poros Bintang Sebatang logan yang berpenampang lingkaran dan terdapat sirip yang mempunyai bintang, poros dihubungkan dengan roda gigi tanpa memakai pasak. 7. Persamaan yang digunakan pada poros bintang : a) Tegangan geser maksimum (  max )  max =

0,5 x Syp Psi N

Dimana:  max

=

tegangan geser maksimum ( Psi )

N

=

faktor keamanan

Syp

=

yield posisi dari material

b) Diameter poros

d=

16 x M B2  T 2 Syp π x 0,5 x N

Dimana: d

= diameter poros (inch)

MB

= momen bending yang diterima poros (lb. in)

T

= momen torsi myang diterima poros

25


2.4. PASAK ( KEY ) Pasak adalah beagian dari elemen mesin, disamping digunakan untuk menyambung, juga digunakan untuk menjaga hubungan putaran relatif antara poros dari mesin dengan perlatan mesin yang lain. Seperti roda gigi, pulley, sproket, cam, lever, flywheel, impeller, yang disambungkan dengan poros mesin tersebut. Adapun macam-macam pasak: a.

Pasak datar segi empat ( standart square key ) Type pasak ini adalah suatu type yang umumnya mempunyai dimensi ( w ) yaitu lebar dan tinggi ( H ) yang sama, yang kira-kira sama dengan ¼ dari diameter poros.

b.

Pasak datar standart ( standart flat key ) Pasak ini adalah jenis pasak yang yang sama dengan pasak datar segi empat, tetapi hanya disini tinggi pasak tidak sama dengan lebar pasak tetatp itngginya mempunyai dimensi yang tersendiri. Dimensinya adalah:

c.

W =

lebar pasak.

L =

panjang pasak

H =

tinggi pasak.

Pasak tirus (tapered keys)

26


Pasak ini biasanya digunakan untuk menghubungkan poros roda dimana poros sering direncanakan untuk menerima gaya kompresi apabila pasak ini terpasang secara tetap pada alur pasak diporos maupun diklopnya. d.

Pasak bidang lingkaran ( Woodruff Keys ) Pasak ini adalah salah satu pasak yang dibatasi oleh satu bidang datar pada bagian atas dan bidang bawah merupakan busur lingkaran ( semi circular ) hampir berupa setengah lingkaran.

. Gambar 2.7. Macam-macam Pasak 27


Persamaan yang digunakan pada pasak: a. Gaya ( F ) F=

2T T = D D/2

Dimana: F

= besarnya gaya ( lb )

T

= besarnya torsi ( lb/in )

D = diameter poros ( in ) b. Tegangan geser yang terjadi ( s ) s =

2xT F  A W. L. D

Dimana: F

= gaya pada pasak. ( lb )

W

= lebar pasak ( in )

L

= panjang pasak ( in )

D

= diameter pasak ( in )

Syarat keamanan:

Ssyp =

2xT W. L. D

Dimana: Ssyp = 0,58 x Syp 28


N

= faktor keamanan

c.

Tegangan kompresi yang timbul ( c ) c =

4xT syp  σc x Wd N

2.5. BANTALAN ( BEARING ) Bantalan dibuat untuk menerima beban radial, aksial, ataupun gabungan keduanya dan bantalan dapat dibedakan macamnya sebagai berikut: 1.

Bantalan gelinding bola radial : a. Bantalan gelinding dengan bola radial. b. Bantalan gelinding dengan bola radial dengan kotak penyudut. c. Bantalan gelinding aksial.

2.

Bantalan gelinding dengan rol. a. Bantalan rol silinder. b. Bantalan rol jarum. c. Bantalan rol tirus. d. Bantalan rol bentuk bola.

Persamaan yang digunakan pada bantalan: I.

Umur bantalan (L10) b

C L10 =    10 6 P

29


Dimana:

II.

L10 =

umur bantalan ( jam )

C =

beban dinamis ( lb )

P =

beban equivalen ( lb )

b

konstanta tipe bantalan

=

Beban equivalen (P) P

= Fc . { (xv . Fy) + (yFa) }

Dimana: Fc =

konstanta beban.

x

=

konstanta radial

v

=

faktor putaran

y

=

konstanta aksial

Fr =

beban radial

Fa =

beban aksial

Beberapa bentalan dinetralisis seperti terlihat pada gambar 2.9 Adapun jenis bantalan yang lain adalah bantalan rol silindris seperti yang ditujukan pada gambar 2.10.

30


Gambar 2.8. Macam-macam bantalan Keterangan: a. Rool lurus b. Rool aksial berbentuk bola. c. Rool aksial kerucut. d. Jarum. e. Rool kerucut. f. Rool kerucut bersudut enam.

2.6. TEORI DASAR PELUMASAN Perawatan roda gigi merupakan kelengkapan yang harus diberikan agar kondisi operasional roda gigi selalu berjalan dengan baik. Salah satu perawatan adalah dengan minyak pelumas pada bagian-bagian mesin yang bergerak. Tugas dari pemberian pelumas pada system trasmisi antara lain:

31


1. Untuk mengurangi keausan yang terjadi akibat dari adanya gesekan antara dua bagian yang saling bergerak. 2. Mengurangi suara berderit pada bagian-bagian mesin yang saling bersentuhan. 3. Mengurangi kehilangan daya akibat adanya gaya gesek antara bagian-bagian

yang

bergerak

yang

dapat

menaikkan

temperatur. 4. Membawa kotoran atau geram yang dihasilkan akibat adanya gesekan. Ditinjau dari segi temperatur, viskositas minyak pelumas dipengaruhi besarnya temperatur. Semakin tinggi temperatur, maka viscositas minyak pelumas akan turun dengan demikian untuk pengoperasian

selanjutnya

minyak

pelumas

perlu

diganti

bila

viscositasnya sudah terlalu rendah. Dalam pemilihan cara pelumasan agar mendapat hasil baik, sangat perlu diperhatikan konstruksi dari elemen mesin yang akan dilumasi, kondisi kerja dan letak bantalan. Disamping itu pula tempat pelumasan, bentuk serta kekasaran alur pelumasnya juga merupakan hal yamg penting untuk diperhatikan. Oleh karena itu dalam memilih cara pelumasan yang spesifik untuk problem yang ada, tergantung dari berapa besar perhatian yang harus diberikan pada bantalan dan juga bagaimana pentingnya bantalan dalam suatu bagian dari system tersebut.

32


A.

Macam macam pelumasan menurut bentuknya:  Pelumasan padat  Pelumasan semi padat.  Pelumasan cair.

B.

Menurut caranya yang paling banyak dipakai adalah: 

Pelumasan tangan ( Hand Oiling ): dipakai untuk beban yang ringan dan kerja yang tidak kontinyu ( dilakukan oleh tangan ), system ini tidak bekerja secara terus menerus. Kekurangan dari metode ini adalah banyak terjadi kebocoran, aliran pelumasan tidak teratur, tidak kontinyu, tidak cukup menghasilkan lapisan film pelumas. Pelumas cara ini biasanya dipakai bila tidak ada alternative cara lain yang dapat dipakai.



Pelumasan tetes ( Drop – Feed Oiler ): minyak diteteskan dengan jumlah yang teratur melalui sebuah katup jarum. Cara ini juga dapat dikontrol dengan mengatur posisi waktunya, sehingga kebutuhan pelumas sesaui dengan yang diinginkan, dan juga kontinyuitas aliran dapat dipertahankan. Cara ini juga lebih baik dari cara pelumasan

tangan,

hanya

cukup

berbahaya

bagi

bantalan apabila pelumasnya mengandung kotoran yang dapat menutup lubang katup sehingga aliran terhenti.

33




Pelumasan sumbu ( Weck – Feed Oiler ): pelumasan dengan menggunakan sumbu untuk menghisap minyak dan dicelupkan salah satu ujungnya kedalam reservoir pelumas dan ujung yang lainnya di kontak langsung dengan bantalan yang akan dilumasi, dengan gaya kapiler pelumas

terhisap

dan

diteruskan

melalui

sumbu

kebantalan. Cara ini lebih baik dari pada cara pelumasan tangan, karena aliran pelumas dapat lebih kontinyu dan kontinyuitas aliran juga dapat di control, ini sangat tergantung terhadap bahan dan kontruksi sumbunya.

Gambar 2.9 Pelumasan Sumbu 

Pelumasan percik dan celup ( Splash – Systems Oiled ): bila mesin menggunakan bagian-bagian yang berputar dan ada bantalan, minyak dari bak penampung dipercikkan dan biasanya digunakan dalam pelumasan torak, silinder motor yang mempunyai putaran tinggi. Seperti pada poros 34


engkol ( crank shaft ), roda gigi ( gear ), maka cara pelumasan ini sangat cocok untuk mekanisme yang mempunyai rumah kotak seperti, kotak roda gigi dengan mekanisme gigi-giginya.

Gambar 2.10 pelumasan percik 

Pelumasan cincin ( Ring – Oiled Bearing ): pelumasan ini menggunakan cincin atau rantai yang digantung pada poros dekat bantalan sehingga cincin ini ikut berputar bersama poros dan mengangkat minyak yang diperlukan dari bawah. Cara ini dipakai pada beban-beban sedang dan putaran relative tinggi.



Pelumasan pompa ( Pump Oiled ): cara ini bertujuan untuk memberikan pelumasan kebantalan atau bagianbagian yang perlu pelumasan dimana dari konstruksinya sulit dilaksanakan dengan cara-cara terdahulu, dalam hal ini diperlukan pompa untuk memompa pelumas kebagianbagian tersebut. Cara ini banyak digunakan pada akhirakhir ini, baik untuk mekanisme putaran tinggi dan beban

35


besar. Panas akan dilepaskan, karena di reservoir dilakukan pendinginan. Variabel utama dengan cara ini adalah tekanan yang dihasilkan dari pompa. Disini pompa digunakan untuk mengalirkan minyak ke bantalan karena letaknya sulit. 

Pelumasan gravitasi: dari sebuah tangki diatas bantalan minyak dialirkan oleh gaya beratnya sendiri.



Pelumasan rendam: sebagian dari komponen mesin direndam dalam minyak.

Tujuan dari pelumasan adalah untuk mencari viscositas absolut dan mencari jenis pelumasan yang akan digunakan yaitu SAE.  Perencanaan viscositas absolut dari pelumas

180   Z  t  0,22.Sus   Sus   Dimana : Z = Absolute viscositas ( cp ) t = Spesific gravity pada temperatur test ( t ) Kp = 1,45 x 10-7 Reynold  Jenis pelumas SAE ( Society American of Engineering ) Dengan mengetahuiviskositas absolut suatu pelumas dalam reynold, dimana:

  Z 1,45x107  Reynold

36


Dengan menggunakan figure 8-13 ( A.D. Deutschman hal.426 ) dimana ( temperature test of ) maka diperoleh jenis minyak pelumas SAE tertentu.

37


BAB III PERENCANAAN RODA GIGI

3.1. Perencanaan roda 1 dan 2 (Perhitungan tingkat kecepatan 1) Dengan data-data sebagai berikut: 

Daya motor ( N )

= 30 hp



Putaran input ( ninp )

= 4000 rpm



Putaran output ( n1 )

= 1000 rpm



Asumsi :

-  ( sudut kontak )

= 25 full depth

- C ( arak poros I dan II ) = 8 in - P ( diametral pitch )

= 10

Menentukan diameter roda gigi 1 & 2. a. perbandingan kecepatan (rv). rv 

nout 1000 1   nin 4000 4



1000 d1   4d 1  d 2 4000 d 2

b. Karena jarak sumbu poros © = 8 in, maka : c

d1  d 2 

2 16  d 1  4d 1

8

8

d 1  3.2 in

;

d1  d 2 

2 16  3.2  d 2 d 2  12.8 in

Jadi: d1 = 3.2 in d2 = 12.8 in 38


c. Menentukan jumlah gigi Karena diametral pitch (P) = 10, maka :

P

Nt d



Nt1 = P. d1 = 10. 3.2 = 32 gigi Nt2 = P. d2 = 10. 12.8 = 128 gigi

d. Menentukan addendum dan dedendum untuk  = 25 full depth

1 1   0.1 in P 10 1.25 1.25 Dedendum    0.125 in p 10 0.25 0.25 Celah    0.025 in P 10 2 2 Tinggi Kontak    0.2 in P 10 2.25 2.25 Tinggi Gigi    0.225 in P P 1 Diameter Addendum  d1  2    3.2  2 0.1  3,4 in P  1.25  Diameter Dedendum  d1  2    3.2  2 0.125  1.45 in  P  1 Diameter Addendum  d 2  2    12.8  2 0.1  13 in P Addendum 

1 Diameter Dedendum  d 2  2    12.8  2 0.125  12.55 in P e. Jari jari base circle (rb1,rb2) rb1 = r1 . cos  

d1 3.2 . cos 25  .0.91  1,45 2 2

rb2 = r2 . cos  

d2 12.8 cos 25  0.91  5.82 in 2 2

39


f. Kecepatan keliling (Vp)

Vp 

 .d1 .nin 12



3,14.3,2.4000  33489 ft menit 12

g. Perhitungan gaya gaya yang terjadi pada roda gigi 1 & 2

gaya roda gigi 1 T = 63025.



gaya roda gigi 2

N n

T1 = 63000.

30 = 472.5 lb. in (roda gigi 1) 4000

T2 = 63000.

30 = 1890 lb . in (roda gigi 2) 1000

Gaya tangensial ( Ft )

Ft1 

33000  N 33000  30   295.61 lb Vp 3349

Ft2 = Ft1 (arahnya berlawanan) 

Gaya normal (Fn)

Fn1 

Ft1 295.61   326.17 lb cos  cos 25

Fn2 = Fn1 (arahnya berlawanan) 

Gaya radial (Fr)

40


Fr1 = Fn1.sin  = 386,664 sin 25 = 163,559 lb Fr2 = Fr1 (arahnya berlawanan) 

Gaya dinamis (Fd) Untuk 2000 < vp  4000 ft

menit

1200  vp .Ft 1200 1200  3349   295.61  1120.61 lb 1200

Fd 

h. Menentukan lebar gigi

b

Fd d1 .q.k

Dimana: Q 

2.d 2 2.12.8   1.6 d1  d 2 3  12.8

k = 200 (Steel BHN 275) Tabel 10.11 Maka: b = b 

Cek lebar gigi :

1120.61  1.09 in 3.2  1,6  200

9 13 b P P

karena 0.9 < 1.09 < 1.3 maka lebar gigi aman.

i. Mencari beban ijin bending (Fb) :

Fb  So.b.

Y P

Dimana : Y1 = 0,433 ( untuk Nt = 32 gigi ) table 10.2 Y2 = 0,530 ( untuk Nt = 128 gigi ) table 10.2 41


Bahan cast steel (low carbon) 0.20% WTQ mempunyai So = 25000 psi (BHN250) table 10.3 -

Untuk pinion Fb1 = 25000 . 1,09 .

-

0,433  1179.93 psi 10

Untuk gear Fb2 = 25000 . 1,09 .

0,530  1444.25 psi 10

Karena Fb1 > Fd dan Fb2 > Fd, maka perencanaan roda gigi aman j. Pemeriksaan tegangan ijin maksimum perencanaan Sad 

Sat.K1 K T .K R

Dimana : K1 : 1( umur tidak pasti ) KT : 1 ( temperatur pelumasan kurang dari 250F ) KR : 1,33 ( normal design, table 10.10 ) Sat : 39380 psi (Tabel 10.7) Maka :

Sad 

39380.1.1  65139.85 psi 1(1,33 )

Tegangan yang terjadi  1

Ft .Ko.P.Ks.Km Kv.b. j

Dimana : Ko = 1,25 ( table 10.4 ) Ks = 1 ( spur gear ) Km = 1,3 ( table 10.5 ) 42


J = 0,36 ( Grafik 10.22 ) Maka:

Kv 

50 50  Vp



50  0.46 50  3349

Maka:

1

( 295,91) (1,25 ) (10 ) (1.1,3 )  26612.5 psi ( 0,46 ) (1,09 ) ( 0,36 )

Karena 1 ( 26612,5 psi ) < Sad ( 65139.85 psi ), maka perencanaan roda gigi aman.

3.2. Perencanaan roda 3 dan 4 (Perhitungan tingkat kecepatan II) Dengan data-data sebagai berikut:  Daya motor ( N )

= 30 hp

 Putaran input ( ninp )

= 4000 rpm

 Putaran output ( n1 )

= 2000 rpm

 Asumsi :


= 25 full depth

- C ( jarak poros II dan III ) = 8 in - P ( diametral pitch )

= 10


nout 2000 1   nin 4000 2

43




d3  2d 3  d 4 d4

b. Karena jarak sumbu poros © =8 in, maka :

c

d 3  d 4 

2 16  d 3  2d 3

8

8

;

d 3  d 4 

2 16  5,3  d 4 d 4  10,7 in

d 3  5,3 in Jadi: d3 = 5,3 in d4 = 10,7 in c. Menentukan jumlah gigi Bila diametral pitch (P) = 10, maka :

P

Nt d



Nt1 = P. d1 = 10. 5,3 = 53 gigi Nt2 = P. d2 = 10. 10,7 = 107 gigi


1 Diameter Addendum  d 3  2    5,3  2 0.1  5,5 in P  1.25  Diameter Dedendum  d 3  2    5,3  2 0.125  5,05 in  P  1 Diameter Addendum  d 4  2    10,7  2 0.1  10,9 in P 1 Diameter Dedendum  d 4  2    10,7  2 0.125  10,45 in P

e. Jari jari base circle (rb1,rb2) rb3 = r3 . cos  

d3 5,3 cos 25  cos 25  2,402 in 2 2

;

44


d4 10,7 cos 25  cos 25  4,849 in 2 2

rb4 = r4 . cos  

f. Kecepatan keliling (Vp).

Vp 

 .d 3 .nin



12

3,14.5,3.4000  5547,33 ft menit 12

g. Perhitungan gaya gaya yang terjadi pada roda gigi 3 & 4 T = 63000.



N n

T3 = 63000.

30 = 472,69 lb. in (roda gigi 3) 4000

T4 = 63000.

30 = 945,38 lb . in (roda gigi 4) 2000

Gaya tangensial (Ft)

Ft 3 

33000  N 33000  30   178,46 lb Vp 5547,33


Gaya normal (Fn)

Fn3 

Ft 3 178,46   196,91 lb cos  cos 25


Gaya radial (Fr) Fr3 = Fn3 sin  = 196,91 sin 25 = 83,22 lb Fr4 = Fr3 (arahnya berlawanan)

45




Gaya dinamis (Fd) Fd 

78 

vp

.Ft 78 78  5547,33   178,46  948,43 lb 78

h. Menentukan lebar gigi.

b

Fd d 3 .q.k

Dimana: Q 

2.d 4 2.10,7   1,34 in d 3  d 4 5,3  10,7

k = 51 ( BHN Steel 150) Tabel 10.11 Maka: b 

348,87  0,96 in 5,3  1,34  51

Cek lebar gigi :

9 13 b P P

karena 0.9 < 1.22 < 1.3, maka lebar gigi dinyatakan aman. i. Mencari beban ijin bending (Fb) :

Fb  So.b. Dimana :

Y P

Y3 = 0,481 ( untuk Nt = 53 gigi ) Y4 = 0,523 ( untuk Nt = 107 gigi )

Bahan cast steel (low carbon) 0,20% WTQ mempunyai So = 25000 psi (BHN 250) table 10.3 - Untuk pinion Fb3 = 25000 . 0,96 .

0,481  1154,4 psi 10

46


-

Untuk gear Fb4 = 25000 . 0,96 .

0,532  1276,8 psi 10

Karena Fb3 > Fd dan Fb4 > Fd, maka perencanaan roda gigi aman. j. Pemeriksaan tegangan ijin maksimum perencanaan Sad 

Dimana :

Sat.K L K T .K R

KL : 1,1 ( table 10.8 ) KT : 1 ( temperatur pelumasan kurang dari 250F ) KR : 1,33 ( normal design, table 10.10 ) Sat : 39380 psi (Tabel 10.7)

Maka:

Sad 

39380.1,1  32569,93 psi 1.1,33

Tegangan yang terjadi  1 Dimana :


Ko = 1,25 ( table 10.4 ) Ks = 1 ( spur gear ) Km = 1,3 ( table 10.5 ) J

= 0,47 ( figure 10.22 )

Maka:

Kv 

50 50  Vp



50 50  5547,33

 0,402

47


Maka:

1

(178,46 ) (1,25 ) (10 ) (1) (1,3 )  15988,18 psi 0,402.0,96.0,47

Karena 1 (15988,18) < Sad (32569,93), maka perencanaan roda gigi aman.

3.3. Perencanaan roda 5 dan 6 (Perhitungan tingkat kecepatan III) Dengan data-data sebagai berikut:  Daya motor ( N )

= 30 hp


= 4000 rpm

 Putaran output ( n3 )

= 4000 rpm

 Asumsi :


= 25 full depth

- C ( jarak poros )

= 8 in

- P ( diametral pitch )

= 10


nout 4000 1   nin 4000 1 d5  d5  d6 d6

b. Karena jarak sumbu poros © = 8 in, maka :

48


c

d 5  d 6 

2 16  d 5  d 6

8

Jadi: d5 = 8 in d6 = 8 in c. Menentukan jumlah gigi Bila diametral pitch (P) = 10, maka :

P

Nt  d

Nt1 = P. d5 = 10.8 = 80 gigi Nt2 = P. d6 = 10. 8 = 80 gigi

d. Menentukan addendum dan dedendum untuk  = 25 full depth.

1 Diameter Addendum  d 5  2    8  2 0.1  8,2 in P  1.25  Diameter Dedendum  d 5  2    8  2 0.125  7,75 in  P  1 Diameter Addendum  d 6  2    8  2 0.1  8,2 in P 1 Diameter Dedendum  d 6  2    8  2 0.125  7,75 in P e. Jari jari base circle (rb5,rb6) rb5 = r5 . cos = r5 cos 25 

d5 8 cos 25  cos 25  3,63 in 2 2

rb6 = r6 . cos = r6 cos 25 

d5 8 cos 25  cos 25  3,63 in 2 2


Vp 

 .d 5 .nin 12



3,14.8.4000  8373,33 ft menit 12

49


g. Perhitungan gaya gaya yang terjadi pada roda gigi 5 & 6 T = 63000.



N n

T5 = 63000.

30 = 472,69 lb. in (roda gigi 5) 4000

T6 = 63000.

30 = 472,69 lb . in (roda gigi 6) 4000

Gaya tangensial (Ft)

Ft 5 

33000  N 33000  30   118,23 lb Vp 8373,33


Gaya normal (Fn)

Fn5 

Ft 5 118,23   130,45 lb cos  cos 25


Gaya radial (Fr) Fr5 = Fn5.sin  = 130,45 sin 25 = 55,13 lb Fr6 = Fr5 (arahnya berlawanan)



Gaya dinamis (Fd) Untuk vp > 4000 ft

menit

78  vp .Ft 78 78  8373,33   118,23  256,93 lb 78

Fd 

50



b

Fd d 5 .q.k

Dimana: Q 

2.d 6 2.8  1 d5  d6 8  8

k = 30 ( Steel BHN 150 ) Tabel 10.11 Maka: b 

256,93  1,07 in 8  1  30

Cek lebar gigi :

9 13 b P P

karena 0.9 < 1.07 < 1.3 maka lebar gigi dinyatakan aman. i. Mencari beban ijin bending (Fb) :

Fb  So.b. Dimana :

Y P

Y5 = 0,509 ( untuk Nt = 80 gigi ) Y6 = 0,509 ( untuk Nt = 80 gigi )

Bahan cast steel (low carbon) 0,20% WTQ mempunyai So = 25000 psi (BHN 250) table 10.3 -

Untuk pinion Fb5 = 25000 . 1,07 .

-

0,509  1361,58 psi 10

Untuk gear Fb6 == 25000 . 1,07 .

0,509  1361,58 psi 10

Karena Fb5 > Fd dan Fb6 > Fd, maka perencanaan roda gigi aman.

51


j. Pemeriksaan tegangan ijin maksimum perencanaan Sad 

Dimana :

Sat.K L K T .K R

KL : 1,1 KT : 1 ( temperatur pelumasan kurang dari 250F ) KR : 1,33( normal design, table 10.10 ) Sat : 39380 psi (Tabel 10.7)

Maka :

Sad 

39380.1,1  32569,93 psi 1.1,33

Tegangan yang terjadi  1


Dimana : Ko = 1,25 ( table 10.4 ) Ks = 1 ( spur gear ) Km = 1,3 ( table 10.5 ) J

= 0,45 (figure 10.22)

Maka:

Kv 

50 50  Vp



50 50  8373,33

 0,35

Maka:

1

118,23.1,25.10.1.1,3  11400,31 psi 0,35.1,07.0,45

52


Karena 1 (11400,31) < Sad ( 32569,93 ), maka perencanaan roda gigi aman.

3.4. Perencanaan roda 7,8 dan 9 (Perhitungan tingkat kecepatan reverse) Dengan data-data sebagai berikut:  Daya motor ( N )

= 30 hp


= 4000 rpm

 Putaran output ( nr )

= 1000 rpm

 Asumsi : -  ( sudut kontak )

= 25 full depth

- C ( jarak poros )

= 8 in

- P ( diameter pitch )

= 10

Menentukan diameter roda gigi 7 & 8 a. perbandingan kecepatan (rv). rv 

nrevers 1000 1   nin 4000 4 

d8  d 9  4d 8 d9

b. Karena jarak sumbu poros c = 6 in, maka :

c

d 7  d 8 

2 16  d 7  4d 7 d 7  3,2 in

8

c

;

d 7  d 9 

2 16  3,2  d 9 d 9  12,8 in

8 1 d 8  .12,8 2 d 8  6,4 in

53


c. Menentukan jumlah gigi Bila diametral pitch (P) = 10, maka :

P

Nt  d

Nt7 = P. d7 = 10.3,2 = 32 gigi Nt8 = P. d8

= 10.6,4 = 64 gigi

Nt9 = P. d9

= 10.12,8 = 128 gigi


1 Diameter Addendum  d 7.8  2    3,2  2 0.1  3,4 in P  1.25  Diameter Dedendum  d 7.8  2    3,2  2 0.125  2,95 in  P  1 Diameter Addendum  d 9  2    6,4  2 0.1  6.6 in P 1 Diameter Dedendum  d 9  2    6,4  2 0.125  6,15 in P e. Jari jari base circle (rb7.8,rb9) rb7 = r7 . cos  

d7 3,2 cos 25  cos 25  1,45 in 2 2

rb8 = r8 . cos  

d8 6,4 cos 25  cos 25  2,9 in 2 2

rb9 = r9 . cos  

d9 12,8 cos 25  cos 25  5,8 in 2 2


Vp 

 .d 7,8 .nin 12



3,14.3,2.4000  3349 ft menit 12

54


Vp 

 .d 9 .nin 12



3,14.12,8.4000  3349,33 ft menit 12

g. Perhitungan gaya gaya yang terjadi pada roda gigi 7,8 & 9 T = 63000.

N n

T7.8 = 63000.

T9 = 63000. 

30 = 472,69 lb. in ( roda gigi 7 & 8 ) 4000

30 = 1890,75lb . in ( roda gigi 9 ) 1000

Gaya tangensial ( Ft )

Ft 7.8 

33000  N 33000  30   295,61 lb Vp 3349

Ft9 = Ft7,8 ( arahnya berlawanan ) 

Gaya normal ( Fn )

Fn 7.8 

Ft 7.8 295,61   326,17 lb cos  cos 25

Fn9 = Fn7,8 ( arahnya berlawanan ) 

Gaya radial ( Fr ) Fr7.8 = Fn sin  = 326,17 sin 25 = 137,85 lb Fr9 = Fr7,8 ( arahnya berlawanan )



Gaya dinamis ( Fd ) Untuk 2000 < V p  4000 ft

menit

55


1200  vp .Ft 1200 1200  3349  .295,61  1120,61 lb 1200

Fd 


b

Fd d 7 .q.k

Dimana: Q 

2.d 9 2.12,8  1,6 in d 7.8  d 9 3,2  12,8

k = 200 (Steel BHN 275) Tabel 10.11 Maka: b 

1120,61  1,09 in 3,2  1,6  200

Cek lebar gigi :

9 13 b P P

karena 0.9 < 1,09 < 1.3 maka lebar gigi dinyatakan aman. i. Mencari beban ijin bending ( Fb ) :

Fb  So.b.

Y P

Dimana : Y7 = 0,433 (untuk Nt = 32 gigi) Y8 = 0,495 (untuk Nt = 64 gigi) Y9 = 0,530 (untuk Nt = 128 gigi) Bahan cast steel (low carbon) 0,20% WTQ mempunyai So = 25000 psi (BHN 250) table 10.3 -

Untuk pinion Fb7 = 25000 . 1,09 .

0,433  1179,93 psi 10

56


- Untuk gear Fb8 = 25000 . 1,09 .

0,495  1348,88 psi 10

Fb9 = 25000 . 1,09 .

0,350  1444,25 psi 10

Karena Fb5 > Fd dan Fb6 > Fd, maka perencanaan roda gigi aman j. Pemeriksaan tegangan ijin maksimum perencanaan Sad 

Dimana :

Sat.K l K T .K R

KL : 1,1 (table 10.8) KT : 1 ( temperatur pelumasan kurang dari 250F) KR : 1,33 ( normal design, table 10.10 ) Sat : 39380 psi (Tabel 10.7)

Maka :

Sad 

39380.1,1  32569,93 psi 1.1,33

Tegangan yang terjadi  1 Dimana :


Ko = 1,25 ( table 10.4 ) Ks = 1 (spur gear) Km = 1,3 ( table 10.5 ) J

Kv 

= 0,36 (figure 10.22)

50 50  Vp



50 50  3349

 0,46

57


Maka:

1

295,61.1,25.10.1.1,3  26612,5 psi 0,46.1,09.0,36

Karena 1 ( 26612,5 ) < Sad ( 32569,93 ), maka perencanaan roda gigi aman.

58


BAB IV PERENCANAAN POROS, PASAK, BANTALAN DAN PELUMASAN 4.1.

Perencanaan poros I Data yang diketahui:  Daya input

( Nin ) = 30 hp

 Putaran input ( nin ) = 4000 rpm  Sudut kontak (  )

= 25o full depth

 Gaya yang terjadi a. Ft1 = Ft2 = 295,61 lb

Fr1 = Fr2 = 137,85 lb

Fn1 = Fn2 = 326,17 lb

b. Ft 3 = Ft 4 = 178,46 lb

Fr3 = Fr4 = 83,22 lb

Fn3 = Fn4 = 196,91 lb

c. Ft 5 = Ft 6 = 118,23 lb

Fr5 = Fr6 = 55,13 lb

Fn5 = Fn6 = 130,45 lb

d. Ft 7 = Ft8 = 295,61 lb

Fr7 = Fr8 = 137,85 lb

Fn7 = Fn8 = 326,17 lb

T = 473 lb.in

4.1.1. Perencanaan poros I kondisi 1 RBH C RAH

RA

A

RB

Fr1 RAV

B RBV

Fn1 12 in Ft1

4 in

59


 Analisa momen bending Fn1 A RA

C 4 in

B 12 in

RB

Reaksi di A dan B  MA = 0 Fn1. AC – RB. AB = 0

RB 

Fn1  AC 326,17  4   81,543 lb 16 16

v=0 RA – Fn1 + RB =0 RA = Fn1 – RB = 326,17 – 81,543 = 244,627 lb  Momen bending yang terjadi pada poros daerah AC MC = 244,627 . 4 = 978,508 lb.in

978,508 lb.in lbin Diagram momen poros I kondisi 1

60


4.1.2. Perencanaan poros I kondisi 2 RBH B D RAH

A

Fr3

Fn3 8 in

RAV

RA

RBV

RB

Ft3 8 in


B

D 8 in

8 in

RB

Reaksi di A dan B  MA = 0 Fn3. AD – RB. AB = 0

RB 

Fn3  AD 196,91.8   98,455 lb 16 16

v=0 RA – Fn3 + RB = 0 RA = Fn3 – RB = 196,91 – 98,455 = 98,455 lb

61


 Momen bending yang terjadi pada poros daerah AD MD = RA.AD=98,455 . 8 = 787,64 lbin

787,64 lbin Diagram momen poros I kondisi 2

4.1.3. Perencanaan poros I kondisi 3 RB H

E RA

Fr5

A

Fn5

H

R B

B RB V

6 in RA

R A

V

Ft 5

10 in


E 10 in

B 6 in

RB

62


Reaksi di A dan B  MA = 0 Fn5. AE – RB. AB = 0

RB 

Fn5  8 130,45.10   81,531 lb AB 16

v=0 RA – Fn5 + RB = 0 RA = Fn5 – RB = 130,45 – 81,531 = 48,919 lb  Momen bending yang terjadi pada poros daerah AE ME=RA.AE = 48,919.10 = 489,19 lbin

489,19 lbin Diagram momen poros I kondisi 3 4.1.4. Perencanaan poros I kondisi 4 RB H

B

Fr

R FnB

RB

7

7

F RA

A

H

R A

RA V

V

Ft7 43 in

13 in

63


 Analisa momen bending Fn9 A

F 3 in

13 in

RA

B RB

Reaksi di A dan B  MA = 0 Fn7. AF – RB. AB = 0

RB 

Fn 7  AF 326,17  13   265,013 lb AB 16

v=0 RA – Fn7 + RB = 0 RA = Fn7 – RB = 326,17 – 265,013 = 61,157 lb  Momen bending yang terjadi pada poros daerah AF MF =RA.AF = 61,157 . 13 = 795,041 lb.in

795,041 lb.in Diagram momen poros I kondisi 4

64


Perencanaan diameter poros I Momen yang terjadi : Kondisi 1: 978,508 lbin ( MC ) Kondisi 2: 787,64 lbin ( MD ) Kondisi 3: 489,17 lbin ( ME ) Kondisi 4: 795,041 lbin ( MF ) Dimana:

M max = 978,508 lbin ( MD ) T

= 473 lb.in

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 1045 N dengan Syp = 61.000 psi ( tabel A-2 Apendix A ) dengan angka keamanan, N = 3,75.

 max 

0,58Syp 16  N D 3

Mb max 2  T 2

Diameter poros

D3

3

16  N   0,58  Syp

Mb max 2  T 2

16  3,75 3,14  0,58  61000

978,5082  4732

D  0,84 in Dengan

memperhitungkan

ukuran

bantalan

yang

tersedia maka diameter poros diambil 0,9843 in ( 25mm ).  Pengecekan kekuatan poros  Tegangan geser yang terjadi maximum yang diijinkan dari bahan (Ssyp)

65


Ssyp  

0,58  Syp N

0,58  61000  9434,67 psi 3,75

 Tegangan geser yang terjadi pada poros (  max )     x   2  2  2

 max

x  Dimana:



 

32  M   D3 32  978,508

  0,9843

16  T   D3 16  473

  0,9843

 10466,45 Psi

 2529,68 Psi

Maka:   2   x      2  2

 max

2

 10466,45  2     2529,68  5812,57 Psi 2  

Karena  max

( 5812,57 Psi ) < Ssyp ( 9434,57 Psi ) maka

perencanaan diameter poros I aman.

66


4.2.

Perencanaan poros II Gaya yang terjadi Ft8

= 295,61 lb

Fn8

= 326,17 lb

Fr8

= 137,85 lb

T

= 473 lb

RIH

I RIV

J RHH H

2in n in

RHV 2in

 Analisa momen bending.

Fn8 H

J

RHH

2 in

I

2 in

RIH

 MA = 0 Fn8. 2 – RI. 4 = 0

RI 

Fn8  2 295,61  2   147,805 lb 4 4

v=0 RH - Ft8+ RI= 0 RH=Ft8 – RI= 295,61 – 147,805= 147,805 lb

67


 Momen gaya: MJ = RH. HJ = 147,805 . 2 = 295,61 lb

295,61 lbin Diagram momen poros II.

a. Perencanaan diameter poros II: Dimana :M max = 295,61 lb.in T

= 473 lb.in

Bahan poros yang digunakan adalah AISI 1045 N dengan Syp = 61.000 psi ( tabel A-2 Apendix A ) dengan angka keamanan, N = 3,75.

 max 

0,58  Syp 16  N   D3

Mb max 2  T 2

Diameter poros

D3

3

16  N   0,58  Syp

Mb max 2  T 2

16  3,75   0,58  61000

295,612  4732

D  0,67 in Dengan memperhitungkan ukuran bantalan yang tersedia maka diameter poros diambil 0,984 (25 mm).

68


 Pengecekan kekuatan poros 

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

Ssyp 

 

0,58  Syp N

0,58  61000  9434,67 psi 3,75

Tegangan geser yang terjadi pada poros ( max)     x   2  2  2

 max

32  M   D3

Dimana:  x  

 

32  295,61

 0,9843

 3161,94 psi

16  T   D3 16  473

 0,9843

 2529,68 psi

  2   x      2  2

Maka:

 max

2

 3161,94  2     2529,68  2 

 2983,08 psi

69


Karena  max ( 2983,08Psi ) < Ssyp ( 9434,67Psi ) maka perencanaan diameter poros II aman. Perencanaan poros III sama dengan perencanaan poros I,Aman.

4.3.

PERENCANAAN PASAK a. Perencanaan pasak spline pada poros I Data yang diketahui : 

Bahan pasak AISI 1050 CD ; Syp = 104000 psi ; N=3



Diameter poros ( D ) = 0,9843 in



Jumlah spline ( n ) = 6 ( tabel 7-9 )

; T = 473 lbin.

Dari tabel 7-9 diperoleh : Lebar spline (W)

= 0, 25. in

Tinggi spline (H)

= 0,050 in

Diameter dalam spline

= 0,76 in

 Gaya yang bekerja pada pasak

Ft 

2 T 2  473   160,23 lb nxD 6  0,9843

Panjang spline L = b = 1,8 in ( panjang spline yang bekerja pada roda gigi ). Panjang spline keseluruhan sama dengan panjang poros.  Pengecekan kekuatan pasak Ditinjau dari tegangan geser

70


L = b = 1,8 in

s 

F A

s 

F 160,23   356,07 Psi A 0,250.1,8

Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi L = Bb = 1,8 in

c 

F A

c 

F 160,23   1780,33 Psi 0,5  H  L 0,5  0,050  1,8

Syarat perencanaan aman :  s dan c < Ssyp Dimana:

Ssyp 



0,58  syp Ak 0,58  104000  20106,67 Psi 3

karena s dan c < Ssyp maka perencanaan pasak aman. b.

Perencanaan pasak pada poros II Type pasak pada poros II dipakai standard flat key. Direncanakan bahan pasak AISI 1050 CD ; syp = 104000 psi ; Ak = 3. Dengan data :  Diameter poros (D)

= 0,984 in

 Tinggi pasak ( H )

= 0,123 in

 Lebar pasak ( W )

= 0,237 in

 Torsi maksimum ( T ) = 473 lbin 71


 Pengecekan kekuatan pasak ( L = b = 1,8 in ) Ditinjau dari tegangan geser

s 

F A

s 

F 961,38   2253,59 Psi W  L 0,237.1,8

Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi

c 

F A

c 

F 961,38   8684,55 Psi 0,5  H  L 0,5  0,123  1,8

Syarat perencanaan aman :  s dan c < Ssyp

0,58  syp AK 0,58  104000   20106 Psi 3

Ssyp  Dimana:

Karena s dan c < Ssyp maka perencanaan pasak aman. c.

Perencanaan pasak pada poros III Type pasak pada poros II dipakai standard flat key. Direncanakan bahan pasak AISI 1050 CD ; syp = 104000 psi ; Ak = 3. Dengan data :  Diameter poros (D)

= 0,984 in

 Tinggi pasak ( H )

= 0,074 in

 Lebar pasak ( W )

= 0,246 in

 Torsi maksimum ( T ) = 1890 lbin

72


 Pengecekan kekuatan pasak ( L = b = 1,8 in ) Ditinjau dari tegangan geser

s 

F A

s 

F 640,24   1445,89 Psi W  L 0,246.1,8

Ditinjau dari tegangan tekan / kompresi

c 

F A

c 

F 640,24   4806,61 Psi 0,5  H  L 0,5  0,074  1,8

Syarat perencanaan aman :  s dan c < Ssyp

0,58  syp AK 0,58  104000   20106,67 Psi 3

Ssyp  Dimana:

Karena s dan c < Ssyp maka perencanaan pasak aman.

4.4.

PERENCANAAN BANTALAN 4.5.1. Bantalan pada poros I Data yang diketahui: 

Data perhitungan poros I

73


Kondisi

RA (lb)

RB (lb)

1

244,672

81,543

2

98,455

98,455

3

48,919

81,531

4

61,157

265,013



Kecepatan putaran ( n )

= 4000 rpm



Diameter poros ( D )

= 0,9843 in



Fa (gaya aksial)

=0



Fr = RB

= 265,013 lb ( gaya terbesar )



Bantalan yang digunakan jenis Double Row Notch Ball Bearing dengan dimension series 32. Data Dari tabel 9-2 didapat C = 3700 lb

 Mencari beban equivalen P = Fs (x.v.Fr + Y.Fa) Dimana: x = 1 v= 1,0 ( untuk ring dalam berputar ) Y= 0 Fs= 1 ( tabel 9-8, uniform and steady load ) P = 1 ( 1.1.265,013 + 0 ) =265,013 lb

74


 Mencari umur bantalan b

6  C  10 L10      P  60.n

Dimana:

( Jam )

b = 3,0 (type bantalan bola) 3

10 6  3700  L10      265,013  60.4000 = 11339,46 jam

4.5.2. Bantalan pada poros II Data yang diketahui: 

Data perhitungan poros II Kondisi I

RH (lb)

RI (lb)

I

147,805

147,805




= 4000 rpm




= 0,984 in



Fa ( gaya aksial )

=0



Fr = RI




Bantalan yang digunakan jenis Double Roe Notch Ball Bearing dengan dimension series 32. Dari tabel 9-2 didapat C = 3700 lb  Mencari beban equivalen P = Fs ( x.v.Fr + Y.Fa ) Dimana: x = 0 75


v

= 1,0 ( untuk ring dalam berputar )

Y

=0

Fs

= 1 ( tabel 9-8, uniform and steady load ) P = 1( 1.1.147,805 + 0 ) = 147,805 lb


6  C  10 L10 h      P  60.n

Dimana:

(Jam)


10 6  3700  L10 h      147,805  60.4000 = 65362,18 jam

4.5.3. Bantalan pada poros III Data yang diketahui: 

Data perhitungan poros I Kondisi

RA (lb)

RB (lb)

1

244,672

81,543

2

98,455

98,455

3

48,919

81,531

4

61,157

265,013




= 4000 rpm




= 0,9843 in 76




Fa (gaya aksial)

=0



Fr = RB




Bantalan yang digunakan jenis Double Row Notch Ball Bearing dengan dimension series 32. Data Dari tabel 9-2 didapat C = 3700 lb

 Mencari beban equivalen P = Fs (x.v.Fr + Y.Fa) Dimana: x = 1 v= 1,0 ( untuk ring dalam berputar ) Y= 0 Fs= 1 ( tabel 9-8, uniform and steady load ) P = 1 ( 1.1.265,013 + 0 ) =265,013 lb


6  C  10 L10      P  60.n

Dimana:

( Jam )


10 6  3700  L10      265,013  60.4000 = 11339,46 jam

77


4.5.

PERENCANAAN PELUMASAN Data yang diketahui: 

Putaran ( nin )

= 4000 rpm



Temperatur operasi

= 150 F



Diameter poros

= 0,9843 in = 25 mm



D . n = 25 . 4000

o

o

= 100000 ( dengan temperatur kerja 150 F ) 

o

Minyak pelumas dengan viscositas 300 SUS pada temperatur 150 F. Z = t ( 0,22 SUS – 180 / SUS ) Dimana : Z

= Viscositas absolut ( cp )

SUS

= Saybolt Universal Seconds = 300

t

= Spesific gravity pada temperatur t

t

= .60 – 0,00035 ( t – 60 )

 60

= Spesific gravity pada 60 F = 0,89

t

= temperatur test = 150 F

t

= 0,89. 60 – 0,00035 ( 150 – 60 ) = 0,8585

o

o

o

o

o

Maka : Z = 0,8585 ( 0,22 . 120 – 180 / 120 ) = 21,386 cp 

Viscositas absolut dalam reyns -7

 = 1,45.10 . Z

78

Institut Teknologi Adhi Tama Surabaya FTI - Teknik Mesin Tugas Perencanaan Elemen Mesin Gear Box -7

= 21,38.10

=31,001. 10 

. 1,45

-7

reyns o

Dari grafik 8-13 dengan T = 150 F dan  = 31,001. 10

-7

reyns

didapat pelumas dengan SAE 20 sampai 50. Sistem pada pelumasan menggunakan sistem rendam.

79


BAB V KESIMPULAN

Dari hasil perhitungan diperoleh:  N

= 30 hp.

 nin

= 4000 rpm.

 n1

= 1000 rpm.

 n2

= 2000 rpm.

 n3

= 4000 rpm.

 nreverse

= 1000 rpm.

 Jarak poros

= 8 in.

 Diametral pitch

= 10

5.1.Roda Gigi.  Diameter roda gigi 1 (d1) = 3,2 in.  Diameter roda gigi 2 (d2) = 12,8 in.  Diameter roda gigi 3 (d3) = 5,3 in.  Diameter roda gigi 4 (d4) = 10,7 in.  Diameter roda gigi 5 (d5) = 8 in.  Diameter roda gigi 6 (d6) = 8 in.  Diameter roda gigi 7 (d7) = 3,2 in.  Diameter roda gigi 8 (d8) = 12,8 in.  Diameter roda gigi 9 (d9) = 6,4 in. 80


5.2.Poros.  Diameter Poros I = 0,9843 in  Diameter Poros I = 0,9843 in  Diameter Poros III = 0,9843 in

5.3.Pasak.  Poros I

 Poros II

 Poros III

(L)

= 1,8 in.

(W)

= 0,250 in.

(h)

= 0,050 in.

(L)

= 1,8 in.

(W)

= 0,237 in.

(h)

= 0,123 in.

(L)

=1,8 in.

(W)

= 0,246 in.

(h)

= 0,074 in.

5.4.Bantalan.  Poros I

= Bearing bore (d)

: 0,9843 in

Diameter Luar (D) : 2,0472 in Lebar (b)  Poros II

= Bearing bore (d)

: 1,8 in : 0,9843 in

Diameter Luar (D) : 2,0472 in Lebar (b)

: 1,8 in

81


 Poros III

= Bearing bore (d)

: 0,9843 in

Diameter Luar (D) : 2,0472 in Lebar (b)

: 1,8 in

5.5.Pelumasan. Untuk pelumasan menggunakan SAE 20 sampai SAE 50 dengan sistem rendam.

82

perencanaan elemen mesin

Recommend Documents