Laporan PEM Ku

Perencanaan Elemen Mesin

BAB IPENDAHULUAN1.1.Latar Belakang

Palang pintu merupakan salah satu pemberhentian yang mempunyai fungsi untuk keamanan suatu tempat seperti pintu masuk kantor. Dalam kehidupan sehari-hari sering kali kita jumpai palang pintu, baik di perkantoran, di perlintasan kereta api, maupun di pabrik-pabrik. Diantara palang pintu tersebut masih banyak yang menggunakan sistem manual yaitu dengan tenaga manusia. Palang pintu dengan menggunakan alat mekanis dengan bantuan mesin ini bertujuan untuk keperluan efektivitas kerja manusia dengan demikian perancangan mesin palang pintu inidapat meringankan atau mempermudah kerja manusia dalam menjalankan fungsi palang pintu itu sendiri.

Melihat perkembangan teknologi yang semakin canggih dan modern ini maka mekanisasi palang pintu perlu di rencanakan baik yang sederhana maupun menggunakan teknologi canggih sekalipun. Untuk memudahkan dalam perencanaan mesin palang pintu direncanakan palang pintu yang menggunakan mesin sederhana dan dengan material yang banyak di jumpai di pasaran. Dengan demikian tidak menutup kemungkinan dikembangkan lebih lanjut sesuai kebutuhan untuk menunjang peradaban manusia

1.2.Tujuan Perencanaan Elemen Mesin

1.2.1 Tujuan Umum

1. Memenuhi salah satu syarat kelulusan mata kuliah Perencanaan Elemen Mesin pada jurusan Teknik Mesin, Institut Teknologi Sepuluh Nopember.

2. Membentuk kemampuan mahasiswa dalam proses pemakaian komponen-komponen dasar mesin didalam suatu system pemesinan dengan mengimplementasikan ilmu dan pengetahuan dalam elemen mesin dan standar-standar yang berlaku.

1.2.2 Tujuan khusus

1. Dapat merencanakan sistem transmisi sederhana.

2. Dapat menganalisa dan menentukan gaya-gaya yng terjadi pada elemen mesin dalam konstruksi tersebut

3. Dapat melakukan pemilihan elemen-elemen mesin, bahan standar pada perencanaan sistem transmisi

1.3.Batasan Masalah

Untuk mendapatkan hasil perencanaan yang baik tentunya dibutuhkan waktu yang relative tidak sebentar. Berdasarkan waktu yang tersedia, penyusun hanya membatasi perhitungan yang ada pada bagian-bagian yang sangat mempengaruhi fungsi kerja dari mesin terutama dititikberatkan pada sistem transmisi daya. Agar perencanaan terarah, maka perencanaan hanya hal-hal tertentu saja antara lain:

[1]. Sistem transmisi roda gigi.

[2]. Perencanaan poros.

[3]. Perencanaan pasak.

[4]. Perencanaan bantalan.

[5]. Perencanaan kopling

1.4.Sistematika Penulisan

BAB I:Pendahuluan

Berisi tentang latar belakang masalah, tujuan perencanaan, batasan masalah, dan sistematika pembahasan.

BAB II:Perencanaan roda gigi

Berisi tentang perhitungan untuk menentukan rasio putaran dan dimensi dari roda gigi masing-masing.

BAB III:Perencanaan Poros

Berisi tentang perhitungan gaya- gaya yang bekerja akibat putaran ataupun pembebanan dan menentukan dimensi poros yang digunakan.

BAB IV:Perencanaan bantalan

Berisi perhitungan guna menentukan jenis bantalan yang akan digunakan.

BAB V: Perencanaan Pasak

Berisi perhitungan untuk menentukan bahan pasak yang dan dimensi pasak yang akan digunakan.

BAB VI: Perencanaan Bantalan

Berisi perhitungan untuk menentukan jenis bantalan yang akan digunakan.

BAB VII: Perencanaan Kopling

Berisi perhitungan untuk menentukan jenis kopling yang akan digunakan.

BAB VII: Kesimpulan.

BAB IIDASAR TEORI

Dalam perencanaan Gearbox Portal ini digunakan beberapa komponen permesinan yang berfungsi sebagai media pemindah daya dan penahan gaya-gaya yang ditimbulkan pada mekanisme yang ada. Komponen-komponen tersebut yaitu:

1. Roda gigi, dalam hal ini menggunakan roda gigi lurus (spur gear) saja.

2. Poros.

3. Pasak.

4. Kopling tetap.

5. Bantalan gelinding (rolling bearing).

Dimana masing-masing komponen tersebut dijelaskan secara fungsi dan karakteristiknya dalam uraian-uraian di bawah ini.

2.1 Roda gigi

Dalam perancangan sebuah roda gigi, langkah pertama yang harus dilakukan adalah menentukan tipe-tipe roda gigi yang merupakan salah satu komponen pendukung pada alat transmisi daya yang akan kita rancang dengan mempertimbangkan letak poros. Untuk susunan poros yang pararel akan kita gunakan roda gigi lurus atau helical,sedangkan untuk susunan poros yang tidak paralel bisa kita gunakan roda gigi bevel atau worm dengan pasangannya.

Dalam perencanaan ini akan digunakan roda gigi lurus (spur gear). Roda gigi lurus (spur gear) merupakan salah satu jenis roda gigi yang dari segi ekonomis lebih murah dari pada roda gigi lainnya. Pertimbangan lainnya adalah untuk putaran yang relatif rendah, spur gear merupakan roda gigi yang paling cocok untuk digunakan.

Langkah kedua yaitu menentukan beberapa data tentang roda gigi seperti apa yang akan kita butuhkan yang diikuti dengan menentukan dimensi lain dari roda gigi melalui sebuah perhitungan.Misalnya tentang putaran, lebar, bahannya, jumlah gigi dan putaran motor.

Data-data yang sangat dibutuhkan dalam perancangan roda gigi adalah sebagai berikut:

Jenis roda gigi

sudut kontak (q)

diameter pitch (dp)

Jumlah gigi

Lebar gigi

Perbandingan reduksi

Daya (Hp)

Putaran gigi

Setelah dimensi dari roda gigi kita dapatkan langkah selanjutnya yaitu menganalisa tentang gaya-gaya yang bekerja pada gigi. Dan yang menjadi langkah terakhir dalam perancangan roda gigi adalah pengecekan kekuatan gigi dan pengecekan gigi terhadap keausan.

Dengan diketahuinya data-data tersebut maka selanjutnya, memilih bahan/ material roda gigi dengan melihat table untuk (roda gigi) material tersebut maka akan di tentukan:

1. Tegangan ijin material roda gigi (So)

2. Tegangan ijin maksimum berdasarkan kekutan gigi (Sat)

3. Tegangan kontak yang ditentukan bahan (Sac)

2.1.1 Roda gigi lurus (Spur gear)

Spur gear adalah roda gigi yang sering digunakan pada putaran rendah karena rasio kecepatannya kecil. Roda gigi dipakai dalam crane karena putaran output crane adalah kecil. Roda gigi lurus (spur gear) merupakan salah satu jenis roda gigi yang dari segi ekonomis lebih murah dari pada helical gear,dan bevel gear. Pertimbangan lainnya adalah untuk putaran yang relatif rendah, spur gear merupakan roda gigi yang paling cocok kita gunakan. Berikut skema gaya-gaya pada roda gigi lurus.

F

D

Gambar 2.2 Gaya-gaya pada spur gear

Gambar 2.3 Bagian-bagian spur gear

2.2Poros (Shaft)

Poros (shaft) adalah suatu bagian stasionare yang berputar, dimana terpasang elemen-elemen seperti roda gigi, pulley, bantalan , sproket, engkol, dan elemen-elemen pemindah daya lainnya.

Macam-macam poros dapat diklasifikasikan sebagai berikut:

1. Poros transmisi

Poros macam ini adalah poros yang tidak hanya sebagai pendukung dari elemen mesin yang diputarnya, tetapi juga menerima beban dan meneruskan momen/torsi. Beban yang diterima dapat berupa beban puntir murni ataupun beban puntir dan beban bending/lentur.

Misalnya : poros kopling, poros roda gigi, dll

2. Poros spindel

Poros jenis ini adalah poros yang relatif pendek dan hanya menerima beban puntir murni, walaupun sebenarnya beban lengkung juga ada tetapi relatif kecil dibandingkan beban puntirnya. Syarat yang harus dipenuhi oleh poros jenis ini adalah deformasinya harus kecil dan bentuk serta ukurannya harus teliti.

3. Gandar

Poros jenis ini adalah poros yang tidak bisa menerima beban puntir, ada yang terpasang secara tetap pada pendukungnya dan ada pula yang ikut berputar bersama-sama dengan elemen mesin yang terpasang padanya. Dalam hal ini poros tersebut hanya menerima beban lentur, atau beban puntir yang diterima part/elemen mesin yang terpasang padanya diteruskan ke poros berupa beban lentur/bending. Poros jenis ini dalam bahasa asingnya sering disebut axles.

Misalnya : poros yang terpasang pada kereta barang/gerbong kereta api.

Pada perencanaan Alat Transmisi Daya ini, kita menggunakan 4 buah poros. Penentuan diamater poros dilakukan terlebih dahulu perhitungan gaya yang terjadi pada poros , meliputi gaya tangensial, gaya radial, gaya geser serta momen yang terjadi pada poros tersebut.Berikut urutan penentuan diameter poros setelah dilakukan perhitungan momennya.

Desain poros dianalisis dengan menggunakan distorsi energi dengan beban fluktuasi, dengan persamaan sebagai berikut:

2.3 Pasak (Keyways)

Pasak adalah bagian dari elemen mesin yang disamping digunakan untuk menyambung juga digunakan untuk menjaga hubungan putaran relatif antara poros dari mesin dengan peralatan mesin yang lain seperti roda gigi, pulley, spocket, cam, lever, fly wheel, dsb yang dihubungkan dengan poros mesin tersebut.

Pasak mempunyai standarisasi yang sesuai dengan desain yang dibutuhkan. Secara khusus, tipe-tipe dari pasak mempunyai spesifikasi yang tergantung dari torsi transmisi yang terjadi, tipe dari pembebanan dari fix dan tidaknya sambungan yang diinginkan dari pembatasan tegangan yang kan terjadi pada poros dan juga dari biaya.

Beberapa tipe dari pasak antara lain :

1. Pasak datar segi empat (standard square key)

Tipe pasak ini adalah suatu tipe yang mempunyai dimensi (W) yaitu lebar dan tinggi (H) yang sama yang kira-kira sama dengan dari diameter poros. Dari tinggi W tersebut, maka W masuk di dalam poros dan yang lagi masuk dalam hub.

2. Pasak datar standar (standard flat key)

Pasak jenis ini adalah jenis pasak yang sama dengan pasak jenis diatas hanya disini tinggi pasak tidak sama dengan lebar pasak, tetapi tingginya mempunyai dimensi tersendiri. Dimensinya adalah :

W : lebar pasak

L : panjang pasak

H : tinggi pasak

Poros in digunakan apabila hub dari gear ataupun pulley yang akan dipasang pada poros tidak tebal demikian juga dapat dipakai untuk poros yang berlubang. Perhitungan untuk pasak ini sama dengan perhitungan pada pasak square key.

3. Pasak tirus (tappered key)

Pada jenis ini pemakaiannya tergantung dari kontak hub dengan porosnya untuk menstransmisikan torsi. Pasak ini terkunci pada tempatnya secara radial dan aksial diantara hub dan porosnya oleh gaya dari luar yang harus menekan pasak tersebut kearah aksial dari poros. Kadang-kadang pasak ini juga direncanakan untuk menerima gaya kompresi apabila pasak ini terpasang secara tetap pada alur pasak di poros maupun di hubnya.

4. Pasak bidang lingkaran (woodruff Keys)

Pasak ini adalah salah satu pasak yang dibatasi oleh satu bidang datar pada bagian atas dan bagian bawah merupakan busur lingkaran hampir berupa lingkaran. Pasak jenis ini akan memerlukan lubang yang lebih dalam pada poros dan ini melemahkan poros, akan tetapi jenis ini ada kelebihannya yaitu dapat meluruskan diri sendiri dengan alur pada hubnya karena ia dapat berotasi melalui bagian lingkarannya. Penggunaan pasak ini hanya pada poros dengan diameter tidak lebih besar dari 2,5 in.

Gambar 2,4 Letak penggunaan pasak

2.4 Bantalan (Bearing)

Bantalan merupakan bagian dari komponen mesin yang berfungsi untuk menahan poros yang berbeban sehingga mesin dapat bergerak dengan halus dan aman. Bantalan dapat diklasifikasikan sebagai berikut :

1. Berdasarkan gerakan bantalan terhadap poros, yaitu :

a) Bantalan luncur

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

b) Bantalan Gelinding

Pada bantalan ini gesekan yang terjadi sangat kecil karena pada bantalan ini hanya bagian yang berputar saja yang bergesekan.

c) Bantalan gelinding dengan roll

2. Berdasarkan arah beban terhadap poros, yaitu :

a) Bantalan radial

Arah beban yang ditumpu bantalan ini tegak lurus sumbu poros ataupun ada yang sejajar dengan sumbu poros.

b) Bantalan Gelinding khusus

Bantalan ini menumpu beban yang arahnya sejajar sumbu poros.

Dalam perencanaan lebih dipertimbangkan pemakaian bantalan gelinding daripada jenis bantalan lain karena jenis bantalan ini merupakan type bantalan yang paling sederhana dan gesekan yang terjadi sangat kecil sehingga sering disebut bantalan anti gesek.

Bantalan gelinding dapat dibedakan atas :

1. Bantalan gelinding dengan bola (Ball bearing)

a) Bantalan gelinding bola radial (Radial ball bearing)

b) Bantalan gelinding bola kontak menyudut (Angular contact ball bearing)

c) Bantalan gelinding bola aksial (Thrust ball bearing)

2. Bantalan gelinding dengan roll (Rolling bearing)

a) Bantalan gelinding roll silinder (Cylinderical rolling bearing)

b) Bantalan gelinding roll jarum (Needle roller bearing)

c) Bantalan gelinding roll tirus (Tapered rolling bearing)

d) Bantalan gelinding roll lengkung (Spherical roller bearing)

BAB IIIPERENCANAAN DAYA PORTAL3.1 Spesifikasi Palang Portal

Penentuan spesifikasi palang portal ini dilakukan untuk mengetahui seberapa besar daya yang diperlukan untuk menggerakkan portal itu sendiri. Palang portal yang digunakan dalam perencanaan ini berupa kayu jati ( = 700-930 kg/m3) dengan panjang 2.250 mm, lebar 70 mm, dan tebal 20 mm. Poros berada pada jarak 250 mm dari ujung.

Palang portal direncanakan untuk membuka (rotasi 90) dalam 1.5 detik (10 rpm), dengan asumsi portal akan mencapai kecepatan penuh setelah 0,2 detik. Dengan persamaan dasar

Setelah 0.2 detik, portal mencapai kecepatan penuh, berarti

Sehingga,

3.2Penentuan Daya Portal

Dari data yang ada, dapat dihitung daya yang akan diperlukan untuk menggerakkan portal. Dimulai dari perhitungan:

1. Volume palang :

2. Massa palang

3. Momen inersia portal

4. Torsi untuk menggerakkan palang

5. Daya yang diperlukan

6. Dengan konversi 1 watt = 0,001341 HP, maka

BAB IVPERENCANAAN RODA GIGI4.1 Skematis Susunan Roda Gigi

Gear box pada perencanaan ini mentransmisikan putaran motor yang berputar 60 rpm menuju palang portal dengan output 10 rpm. Pada perencanaan ini diasumsikan tidak ada kehilangan daya akibat gesekan, timbulnya panas dan sebab-sebab lainnnya, sehingga efisiensi daya pada gear box adalah 100 persen.berikut ini adalah skema susunan rodagigi pada gearbox.

Poros 1 Poros 3 Poros 2 Gear 1 Portal Gear 4 Gear 3 Gear 2

Gambar 4.1 Skema Susunan awal Roda Gigi

4.2 Diagram Kecepatan

Gambar 4.2 Diagram Kecepatan Susunan Roda Gigi

Dari diagram pada gambar 4.2 dapat dilihat bahwa poros 1 adalah poros input dengan kecepatan putar 60 rpm. Poros 2 adalah poros perantara dengan kecepatan putar 30 rpm. Dan poros 3 adalah poros output dengan kecepatan putar 10 rpm.

4.2 Perencanaan Roda Gigi 1 dan 2

Dalam menentukan spesifikasi roda gigi 1 dan 2, terdapat beberapa data yang sudah ditentukan terlebih dahulu, yaitu:

Sudut tekan = 20 full depth

Diameter gear 1 d1 = 3 in

Diametral Pitch P = 10

Daya yang dibutuhkan p= 0,07 HP

Rasio kecepatan rv= 1/2

Kecepatan putar roda gigi 1n1= 60 rpm

Kecepatan putar roda gigi 2 n2= 30 rpm

Dengan data diatas, dilakukan perhitungan sebagai berikut:

Diameter roda gigi 2d2=

Jumlah gigi pada roda gigi 1Nt1=


Center distancecd=

Base diameter gear 1db1 =

Base diameter gear 2db2=

Adendum =

Dedendum de=

Clearance c =

Torsi pada poros 1:

Kecepatan keliling:

Gaya Tangensial:

Gaya Radial:

Gaya dinamis:

Untuk 0 < V1 < 2000 ft/min,

Lebar gigi (b):

Dengan material: Cast Steel 0.2% C WQT

BHN hardness: 250

K: 131

dimana:

Maka,

Dengan syarat

Maka lebar gigi akan aman apabila memenuhi nilai 0,9 > b > 1,3. Nilai 0,10 in hanya berfungsi sebagai batas minimal. Sehingga diambil nilai

Pemeriksaan beban bending dengan metode Lewis:

Persamaan:

Dimana: So = Safe Static Stress, berdasarkan table 10-3 Deutchman Nilai So adalah 25000

b = lebar gigi

Y = Faktor Lewis, berdasarkan tabel 10-2 Deutchman

Untuk Gear 1, Nt1 = 30 maka Y = 0,358


P = diametral pitch

Perhitungan untuk roda gigi 1:

Karena Fb1 > Fd , maka roda gigi 1 akan aman dari beban bending

Perhitungan untuk Roda gigi 2:


Pemeriksaan Kekuatan dengan metode AGMA :

Persamaan:

Dimana:

Ft = Gaya tangensial

Ko = Overload correction factor, dari tabel 10-4 Deutchman nilai Ko = 2,5

P = Diametral pitch

Ks = size correction factor, untuk spur gear nilai Ks = 1

Km= Load distribution correction, dari tabel 10-5 Deutchman nilai Km = 1,6

Kv = Dynamic factor, dari figure 10-21 Deutchman nilai Kv= 0,95

b = lebar gigi

J= Geometry factor, dari figure 10-22 Deuthcman nilai J = 0,38

Maka:

Dengan syarat Sad > dimana persamaan Sad adalah :

Dimana:

Sat = Strength of spur, dari tabel 10-7 Deutchman nilai Sat = 36000 psi

Kl = Life factor dari tabel 10-8 Deutchman nilai Kl = 1

Kr = Reliability factor, dari tabel 10-9 Deutchman nilai Kr = 1,5

Kt = Temperatur factor, untuk temperature di bawah 250 , Kt = 1

Maka:

Karena Sad > maka roda gigi aan berdasarkan pemeriksaan kekuatan AGMA

Pemeriksaan Keausan dengan metode AGMA

Persamaan AGMA wear:

Dimana:

Cs = Contact Stress Number = 1

Cp = Koefisien elactic material, dari tabel 10-12 Deutchman nilai Cp = 2300

Cv = Dynamic Factor, dari figure 10-27 Deutchman nilai Cv = 0,9

Cm = Load distribution factor, dari figure 10-32 Deutchman nilai Cm = 2

Cf = Surface condition factor, dimana untuk finishing yang menyisakan tegangan sisa. Nilai Cf = 1,5

Co = Overload factor, dari tabel 10-4 Deutchman nilai Co = 1,1

I = Geometry factor, dari figure 10-32 Deutchman nilai I = 0,1

Maka :

Dengan syarat :

Dimana :

Sac = Allowable Contact Stress number, dari tabel 10-14 Deutchman nilai Sac = 107500 psi

CL = Life factor, dari tabel 10-33 Deutchman nilai CL = 1

CH = Hardness ratio factor, dari figure 10-34 Deutchman nilai CH = 1

CR = Safety factor, dari tabel 10-16 Deutchman nilai CR = 1,25

CT= Temperatur factor, untuk temperature di bawah 250 Nilai CT = 1

Maka :

Syarat terpenuhi, Maka gear aman dari pemeriksaan keausan AGMA

4.3 Perencanaan Roda Gigi 3 dan 4

Dalam menentukan spesifikasi roda gigi 3 dan 4, terdapat beberapa data yang sudah ditentukan terlebih dahulu, yaitu:

Sudut tekan = 20 full depth

Diameter gear 1 d3 = 3 in

Diametral Pitch P = 10

Daya yang dibutuhkan p= 0,07 HP

Rasio kecepatan rv= 1/3

Kecepatan putar roda gigi 3n3= n2 = 30 rpm

Kecepatan putar roda gigi 4 n4= 10 rpm

Dengan data diatas, dilakukan perhitungan sebagai berikut:

Diameter roda gigi 4d4=



Center distancecd=



Adendum =

Dedendum de=

Clearance c =

Torsi pada poros 2:

Kecepatan keliling:

Gaya Tangensial:

Gaya Radial:

Gaya dinamis:

Untuk 0 < V1 < 2000 ft/min,

Lebar gigi (b):

Dengan material: Cast Steel 0.2% C WQT

BHN hardness: 250

K: 131

dimana:

Maka,

Dengan syarat

Maka lebar gigi akan aman apabila memenuhi nilai 0,9 > b > 1,3. Nilai 0,088 in hanya berfungsi sebagai batas minimal. Sehingga diambil nilai

Pemeriksaan beban bending dengan metode Lewis:

Persamaan:

Dimana: So = Safe Static Stress, berdasarkan table 10-3 Deutchman Nilai So adalah 25000

b = lebar gigi

Y = Faktor Lewis, berdasarkan tabel 10-2 Deutchman



P = diametral pitch

Perhitungan untuk roda gigi 1:


Perhitungan untuk Roda gigi 2:


Pemeriksaan Kekuatan dengan metode AGMA :

Persamaan:

Dimana:

Ft = Gaya tangensial

Ko = Overload correction factor, dari tabel 10-4 Deutchman nilai Ko = 2,5

P = Diametral pitch

Ks = size correction factor, untuk spur gear nilai Ks = 1

Km= Load distribution correction, dari tabel 10-5 Deutchman nilai Km = 1,6

Kv = Dynamic factor, dari figure 10-21 Deutchman nilai Kv= 0,95

b = lebar gigi

J= Geometry factor, dari figure 10-22 Deuthcman nilai J = 0,38

Maka:

Dengan syarat Sad > dimana persamaan Sad adalah :

Dimana:

Sat = Strength of spur, dari tabel 10-7 Deutchman nilai Sat = 36000 psi

Kl = Life factor dari tabel 10-8 Deutchman nilai Kl = 1

Kr = Reliability factor, dari tabel 10-9 Deutchman nilai Kr = 1,5

Kt = Temperatur factor, untuk temperature di bawah 250 , Kt = 1

Maka:

Karena Sad > maka roda gigi aan berdasarkan pemeriksaan kekuatan AGMA

Pemeriksaan Keausan dengan metode AGMA

Persamaan AGMA wear:

Dimana:

Cs = Contact Stress Number = 1

Cp = Koefisien elactic material, dari tabel 10-12 Deutchman nilai Cp = 2300

Cv = Dynamic Factor, dari figure 10-27 Deutchman nilai Cv = 0,9

Cm = Load distribution factor, dari figure 10-32 Deutchman nilai Cm = 2

Cf = Surface condition factor, dimana untuk finishing yang menyisakan tegangan sisa. Nilai Cf = 1,5

Co = Overload factor, dari tabel 10-4 Deutchman nilai Co = 1,1

I = Geometry factor, dari figure 10-32 Deutchman nilai I = 0,1

Maka :

Dengan syarat :

Dimana :

Sac = Allowable Contact Stress number, dari tabel 10-14 Deutchman nilai Sac = 107500 psi

CL = Life factor, dari tabel 10-33 Deutchman nilai CL = 1

CH = Hardness ratio factor, dari figure 10-34 Deutchman nilai CH = 1

CR = Safety factor, dari tabel 10-16 Deutchman nilai CR = 1,25

CT= Temperatur factor, untuk temperature di bawah 250 Nilai CT = 1

Maka :

Syarat terpenuhi, Maka gear aman dari pemeriksaan keausan AGMA

4.3 Hasil Perencanaan roda gigi

Sudut Tekan = 20 full depth

Diameter roda gigi 1 (d1) = 3 in




Diametral Pitch (P) = 10, Circular Pitch (p) =

Diameter base:

Untuk gear 1:Db1 = 2,819 in




Adendum dan dedendum (de):

de = in

= in

Clearance (c) = 0,025 in

Lebar gigi (b) = 1 in

BAB VPERENCANAAN POROS

Pada perhitungan poros, kita menganalisa setiap gaya yang ada pada poros. Untuk memudahkan perhitungan gaya-gaya yang ada pada poros dibagi menjadi tiga bagian, yaitu gaya arah sumbu x, y dan z. Untuk setiap arah gaya yang digambarkan sesuai dengan arah panah sumbu maka bernilai positif (+), dan untuk setiap arah gaya yang digambarkan tidak sesuai dengan arah panah sumbu maka bernilai negatif (-).

Dalam gearbox yang dirancang, memiliki 3 buah poros yaitu poros 1, 2, dan 3 (seperti pada sketsa awal). Poros 1 memiliki putaran 60 rpm, poros 2 memiliki putaran 30 rpm, dan poros 3 memiliki putaran 10 rpm. Diameter poros digunakan sebagai parameter apakah poros tersebut memungkinkan atau tidak untuk digunakan. Untuk menganalisa diameter poros yang akan dipakai, kita dapat menggunakan persamaan Distorsi Energi, yaitu:

2

/

1

2

2

4

3

4

3

1

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

Do

Di

Do

N

Syp

p

Dengan asumsi-asumsi :

1. Di = 0 karena poros pejal

2. Diameter luar (Do) homogen

3. Dari sistem pembebanan dapat disimpulkan :

Momen bending rata-rata tanpa fluktuasi dan tanpa beban kejut, sehingga Ksb=Kst=1,5.

MR (Momen bending range.

Mm = 0, karena momen bending berulang dan tidak berfluktuasi.

Tidak terdapat flywheels, clutch, dll. Sehingga Tr = 0 (Momen torsi range)

Faktor keamanan N = 2

Maka persamaan Distorsi Energi menjadi :

(

)

2

/

1

2

2

3

4

3

32

+

=

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Ksb

Do

N

Syp

p

5.1 Perencanaan Poros 1

Gambar 5.1. Skema Poros 1

Gaya-gaya pada poros 1:

T1=

F1t= T1 . 2 / d1= 49,65 lb

F1n = F1t tan 20 = 18,07

W1= 8,33 lb

Dengan menggunakan program MDSolids 4.0, didapatkan grafik sebagai berikut:

(a)

(b)

(c)

Gambar 5.1.a. diagram load, b. shear, dan c. moment sumbu x pada poros 1

(d)

(e)

(f)

Gambar 5.1.d diagram load, e. shear, dan f. moment sumbu y pada poros 1

Dari gambar 5.1.c dan 5.1.f didapatkan nilai Mx maksimum dan My maksimum, yaitu:

Mxmax= 35,46 lb.in

Mymax= 18,86 lb.in

Perhitungan untuk mencari diameter minimal poros 1 adalah sebagai berikut:

Momen Bending maksimum :

Material poros AISI 1020 HR

Su= 65000 psi

Syp = 43000 psi

BHN= 143

Endurance Limit :

Se =

Dimana : Kf = 1,6

Sn =

Cr = 0,87

Cs = 0,70

Cf = 0,90

Se =

Dengan rumus distorsi energi :

2

/

1

2

2

4

3

4

3

1

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

Do

Di

Do

N

Syp

p

Didapat nilai Do :

3

2

/

1

2

2

4

4

3

1

.

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

N

Do

Di

Syp

Do

p

0,55 in

Diameter minimum poros 1 adalah 0,55 in, sehingga Diameter poros 1 yang digunakan adalah 0,625 in agar dapat menyesuaikan dengan diameter bore bantalan (bearing) yang digunakan.



Gaya-gaya pada poros 2 (arah gaya sesuai gambar 5.2):

T2= T1 = 74,47 lb.in

F2t= T2 . 2 / d2= 24,82 lb

F2n = F2t tan 20 = 9.03 lb

W2= 33,33 lb

F3t= T2 . 2 / d3= 49,64 lb

F3n = F3t tan 20 = 18,07 lb

W2= 8,33 lb


(a)

(b)

(c)


(d)

(e)

(f)

Gambar 5.2.d. diagram load, e. shear, dan f. moment sumbu x pada poros 2


Mymax= 48,33 lb.in

Mxmax= 18,39 lb.in




Su= 65000 psi

Syp = 43000 psi

BHN= 143

Endurance Limit :

Se =

Dimana : Kf = 1,6

Sn =

Cr = 0,87

Cs = 0,70

Cf = 0,90

Se =


2

/

1

2

2

4

3

4

3

1

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

Do

Di

Do

N

Syp

p

Didapat nilai Do :

3

2

/

1

2

2

4

4

3

1

.

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

N

Do

Di

Syp

Do

p

0,57 in




Gaya-gaya pada poros 3 (arah gaya sesuai gambar 5.2):

T3= T1 = 74,47 lb.in

F4t= T3 . 2 / d4= 16,55 lb

F4n = F4t tan 20 = 6,02 lb

W4= 33,33 lb

Wpalang= 6,74 lb


(a)

(b)

(c)


(d)

(e)

(f)

Gambar 5.3.d. diagram load, e. shear, dan f. moment sumbu x pada poros 3


Mxmax= 11,82 lb.in

Mymax= 55,04 lb.in




Su= 65000 psi

Syp = 43000 psi

BHN= 143

Endurance Limit :

Se =

Dimana : Kf = 1,6

Sn =

Cr = 0,87

Cs = 0,70

Cf = 0,90

Se =


2

/

1

2

2

4

3

4

3

1

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

Do

Di

Do

N

Syp

p

Didapat nilai Do :

3

2

/

1

2

2

4

4

3

1

.

32

+

+

+

-

Tr

Se

Ssyp

Tm

Kst

Mr

Se

Syp

Mm

Ksb

N

Do

Di

Syp

Do

p

0,53 in


BAB VIPERENCANAAN BANTALAN

Pada perencanaan bantalan ini digunakan bantalan dengan type Single Row Deep-Groove Ball Bearing, dengan alasan bantalan ini dapat menahan dua jenis beban yaitu jenis beban radial dan jenis beban aksial. Karena dalam operasi hanya beberapa bola atau kadangkadang hanya satu bola yang menanggung beban radialnya, sehingga bola - bola yang lain dapat berfungsi menahan beban aksialnya.

Di samping itu bantalan ini juga mempunyai kemampuaqn menyesuaikan diri bila terjadi ketidaksesuaian atau ketidaksenteran sumbu poros dengan sumbu bantalan akibat adanya defleksi poros atau adanya perubahan penurunan pondasi.

Data yang perlu diketahui dalam perhitungan bantalan yaitu: putaran poros (n), diameter poros (d). Dan yang dihitung yaitu:

Gaya-gaya radial pada tumpuan (Fr):

dimana:

Fr = gaya radial (lb)

Fy = gaya sumbu y (lb)

Fx = gaya sumbu x (lb)

Beban ekivalen (P):

Fr

V

P

=

dimana:

P = beban ekivalen (lb)

V = faktor putaran (1 untuk ring dalam berputar ; 1,2 untuk ring luar berputar)

Fr = gaya radial (lb)

Umur bantalan (L10):

n

P

C

L

b

=

60

10

6

10

dimana:

L10 = umur bantalan (jam)

C = basic dynamic load rating (lb)

P = beban ekivalen (lb)

b = konstanta yang tergantung dari type bantalan

3 untuk ball bearing

10/3 untuk roller bearing

n = putaran poros (rpm)

Pada gear box ini mengunakan bantalan jenis Single Deep-Groove Ball Bearing dari NTN. Adapun dimensi bantalan standar NTN sebagai berikut:

dimana: D= diameter luar (in)

d= diameter dalam (in)

B= lebar bantalan (in)

Dalam perencanaan ini semua bantalan yang digunakan adalah Single Row Deep Groove Ball Bearing NTN seri 6801, dengan spesifikasi sebagai berikut:

Bantalan yang digunakan

Single Row Radial Ball Bearing NTN seri 6801

Dimensi bantalan :

Diameter bore (d) = 12 cm

Diameter Luar (D) = 21 cm

Lebar bearing (B) = 5 cm

Basic load rating (C)= 1,92 kN= 431,63 lb

6.1 Perencanaa Bantalan pada Poros 1

Diketahui :

Diameter poros 1 = 0,625 in

Putaran poros 1 = 60 rpm

Bantalan 1

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent

P = Fs(X . V. Fr + Y. Fa)

Dimana :

Fs = Service factor , untuk beban ringan nilainya 1,5

X = Faktor gaya radial, diasumsikan 1 (untuk single row bearing)

V = Faktor rotasi, diasumsikan 1 (inner rotating)

Y = Faktor gaya axial, diasumsikan 0 (untuk single row bearing)

P = 1,5[(1) x (1) x (40.16 lb) + (0) x 0]

P = 60,25 lb

Mencari umur bantalan :

L = jam

Diharapkan reability = 98% sehingga nilai life adjustment reability = 0,3 , didapat dari figure 9-37 Deutchman sehingga :

L = jam

L = 3,06 x jam

L = 3,59 tahun

Bantalan 2

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent


Dimana :





P = 1,5[(1) x (1) x (16,07 lb) + (0) x 0]

P = 24,10 lb


L = jam


L = jam

L = 4,79 x jam

L = 56,04 tahun


Diketahui :



Bantalan 1

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent


Dimana :





P = 1,5[(1) x (1) x (36,17 lb) + (0) x 0]

P = 54,25 lb


L = jam


L = jam

L = 8,39 x jam

L = 9,82 tahun

Bantalan 2

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent


Dimana :





P = 1,5[(1) x (1) x (48,70 lb) + (0) x 0]

P = 73,05 lb


L = jam


L = jam

L = 3,44 x jam

L = 4,02 tahun


Diketahui :



Bantalan 1

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent


Dimana :





P = 1,5[(1) x (1) x (16,54 lb) + (0) x 0]

P = 24,81 lb


L = jam


L = jam

L = 2,63 x jam

L = 308,04 tahun

Bantalan 2

Gaya-gaya reaksi

Fa = 0

Beban equivalent


Dimana :





P = 1,5[(1) x (1) x (61,02 lb) + (0) x 0]

P = 91,53 lb


L = jam


L = jam

L = 5,24 x jam

L = 6,14 tahun

BAB VIIPERENCANAAN PASAK

Dalam perencanaan pasak, dimensi pasak sudah distandarkan sesuai diameter porosnya. Pada perencaan ini dipilih psak dengan tipe square. Sedangkan yang perlu dianalisa adalah tegangan geser dan tegangan kompresinya. Dimensi dasar pasak square ditunjukkan pada gambar dibawah ini :

F

D

F

D

F

F

F

F

Gambar 7.1 Skema pasak

Maka pada pasak akan timbul tegangan geser yang besarnya,

Ss =

A

F

Dimana : Ss = tegangan geser

A = Luasan bidang geser = W.L

Ss =

D

L

W

T

.

.

.

2

Supaya pasak aman dalam beroperasi maka syarat yang harus dipenuhi adalah

Ss

N

Ssyp

Dimana : Ssyp = tegangan geser dari bahan pasak

N=faktor keamanan

Adapun tegangan kompresi yang timbul adalah

Sc =

A

F

Dimana :Sc=tegangan kompresi

A=Luasan bidang kompresi pada pasak = (W.L)/2

Sehingga persamaan tersebut menjadi

Sc =

D

L

W

T

.

.

.

4

Supaya pasak Aman maka syarat yang harus dipenuhi adalah

Sc

N

Scyp

Dimana :

Scyp = tegangan kompresi bahan = tegangan tarik (Syp)

N = faktor keamanan

Adapun untuk menentukan panjang pasak maksimum pasak dapat dimabil dari persamaan

L =

D

W

Sc

T

.

.

.

4

atau bila diperhitungka harga koreksinya , maka akan diperhitungkan harga e (faktor kekuatan relatif). Dimana harga e dirumuskan sebagai berikut:

e = 1 0,2 w 1,1 h

dimana :e=kekuatan relatif

w=rasio antara lebar pasak dengan diameter poros

h=rasio antara kedalaman pasak dengan diameter poros

w =

D

W

h =

D

H

Dengan menggantikan Ss = 0,58 Syp , akan diperoleh

W

D

e

L

.

4

.

58

,

0

.

2

p

=

kemudian dilakukan pengujianan terhadap kekuatan bahan, yaitu akibat tegangan geser dan tegangan kompresi pada pasak.

1. Tegangan geser

D

L

W

T

Ss

.

.

.

2

=

Dengan mengambil bahan pasak yang sesuai, diperoleh harga :

Sc = Syp dan Ssyp = 0,58 Syp

syarat Aman pasak saat beroperasi yaitu :

N

Ssyp

Ss

;>>AMAN

2. Tegangan Kompresi

D

L

W

T

Sc

.

.

.

4

=

.. (2.)

Syarat aman pasak saat beroperasi yaitu :

N

Scyp

Sc

;>>AMAN7.1 Perencanaan Pasak pada Roda Gigi 1 pada Poros 1

T = 74,47 lb-in


Dari tabel 7-7 hal 363 Machine Design, Deutschman didapatkan pasak jenis square type dengan dimensi W = 0, 1875 in ; H = 0,1875 in.

Material yang digunakan untuk pasak adalah AISI 1095 Annealed, dengan Syp = 38.000 psi.

Angka keamanan (N) yang digunakan adalah 2

1. Rasio antara lebar pasak dengan diameter poros (w)

2. Rasio antara kedalaman pasak dengan diameter poros (h)

3. Kekuatan relative (e)

e = 1 0,2 w -1,1 h

e = 1 0,2 (0,3) -1,1 (0,3) = 0,61

4. Panjang pasak minimum (L)

5. Tegangan geser (Ss)

Ssyp = 0,58 Syp

Ssyp = 0,58 (38.000 psi) = 22,040 psi

N

Ssyp

Ss

AMAN

6. Tegangan kompresi (Sc)

Scyp = Syp

Scyp = 38.000 psi

N

Scyp

Sc

AMAN Hasil perencanaan pasak untuk roda gigi 1:

Lebar pasak (W) = 0,1875 in

Tinggi pasak (H) = 0,1875 in.

Panjang pasak minimal (L)= 0,58 in

Material pasak = AISI 1095 Annealed

7.2 Perencanaan Pasak pada Roda Gigi 1 dan 2 pada Poros 1

T = 74,47 lb-in








e = 1 0,2 w -1,1 h

e = 1 0,2 (0,3) -1,1 (0,3) = 0,61



Ssyp = 0,58 Syp

Ssyp = 0,58 (38.000 psi) = 22,040 psi

N

Ssyp

Ss

AMAN


Scyp = Syp

Scyp = 38.000 psi

N

Scyp

Sc

AMAN Hasil perencanaan pasak untuk roda gigi 2 dan 3:





7.1 Perencanaan Pasak pada Roda Gigi 4 pada Poros 3

T = 74,47 lb-in








e = 1 0,2 w -1,1 h

e = 1 0,2 (0,3) -1,1 (0,3) = 0,61



Ssyp = 0,58 Syp

Ssyp = 0,58 (38.000 psi) = 22,040 psi

N

Ssyp

Ss

AMAN


Scyp = Syp

Scyp = 38.000 psi

N

Scyp

Sc

AMAN Hasil perencanaan pasak untuk roda gigi 4:





BAB VIIIPERENCANAAN KOPLING

Dalam perencanaan mesin pemecah kayu (wood chipper) digunakan kopling sebagai penghubung antara poros I dan poros motor. Kopling yang digunakan adalah rigid coupling yang berjenis flange coupling. Berikut adalah skema dari flange coupling

Gambar 7.1. Skema Flange coupling

Dalam perhitungan perencanaan kopling terdapat data-data yang sudah ditentuan terlebih dahulu, yaitu:

Diameter poros (D) = 0,625 in

Bahan baut AISI 1010 HR

Lebar pasak (W) = 0.1875 in

Panjang pasak (L) = 0,58 in

Koefisien gesek permukaan flange = 0,3

Dari data-data tersebut dapat dilakukan perhitungan sebagai berikut:

Diameter Friction face dalam (di):

Diameter Friction face luar (do):

Perhitungan jumlah baut yang digunakan:

Berdasarkan Deutchman

Gaya tekan pada baut:

Dimana: N = Safety factor (diambil 3)

Sc = tegangan kompresi pada pasak

Sehingga:

Panjang kopling :

Pengecekan agar tidak terjadi slip :

Dimana untuk baut digunakan AISI 1010 HR dengan Syp = 42000 psi dan poros adalah silinder pejal sehingga Di = 0

AMAN

Hasil dari Perhitungan kopling :

Bahan baut AISI 1010 HR

Diameter Friction face dalam (di) = 1,344 in

Diameter friction face luar (do) = 4,063 in

Panjang kopling (Lk) = 3,750 in

BAB IXKESIMPULAN

Dari hasil perhitungan dan pemilihan elemen-elemen mesin pada bab-bab sebelumnya, dapat dibuat suatu ringkasan bahwa Hoist overhead Crane pengangkat material-material berat membutuhkan elemen-elemen mesin sebagai berikut :

Motor Listrik

Tipe: Worm Gear Motor ZD1631 6-35Nm 45 and 65 RPM

Daya : 70 watt = 0,1 HP

Putaran output : 60 rpm

Roda Gigi

Spur gear

satuan

Material

Cast steel 0,2%C WQT

P

10

d1

3

in

d2

6

in

d3

3

in

d4

9

in

Nt1

30

Nt2

60

Nt3

30

Nt4

90

b

1

in

Poros

Poros

satuan

satuan

Material

AISI 1020 HR

Dp1

0,625

in

D min

0,547

in

Dp2

0,625

in

D min

0,568

in

Dp3

0,625

in

D min

0,526

in

panjang

4,500

in

Bantalan

Bantalan

satuan

Jenis

Single row radial ball bearing NTN seri 6801

d

12

mm

D

21

mm

B

5

mm

L poros 1 bearing 1

3,59

tahun

L poros 1 bearing 2

56,04

tahun

L poros 2 bearing 1

9,82

tahun

L poros 2 bearing 2

4,02

tahun

L poros 3 bearing 1

308,04

tahun

L poros 3 bearing 2

6,14

tahun

Pasak

Keys

satuan

Jenis

Square keys

Untuk semua roda gigi dan kopling

Material

AISI 1095 Annealed

W

0,1875

in

H

0,1875

in

L

0,5789

in

Kopling

Kopling

Jenis

Flange coupling

Material baut

AISI 1010 HR

Diameter friction face dalam

di

1,344

in

Diameter friction face luar

do

4,063

in

Panjang kopling

Lkopling

4,460

in

DAFTAR PUSTAKA

1) Deutschman, Aaron. Machine Design Theory and Practice, Macmillan Publishing Co, New York, 1975.

2) Juhana, Ohan. Suratman, M. Menggambar Teknik Mesin Dengan Standart ISO, Pustaka Grafika, Bandung, 2000.

3) NTN, NTN bearing Catalog, NTN Publisher for Industri, 1985.

LAMPIRAN

EMBED AutoCAD.Drawing.15

Poros 1

Poros 3

Poros 2

60 rpm

30 rpm

10 rpm

L

H

W

1

_1482560231.unknown

_1482560239.unknown

_1482560243.unknown

_1482560247.unknown

_1482560249.unknown

_1482560251.unknown

_1482560252.unknown

_1482560253.unknown

_1482560250.unknown

_1482560248.unknown

_1482560245.unknown

_1482560246.unknown

_1482560244.unknown

_1482560241.unknown

_1482560242.unknown

_1482560240.unknown

_1482560235.unknown

_1482560237.unknown

_1482560238.unknown

_1482560236.unknown

_1482560233.unknown

_1482560234.unknown

_1482560232.unknown

_1482560227.unknown

_1482560229.unknown

_1482560230.unknown

_1482560228.unknown

_1482560225.unknown

_1482560226.unknown

_1482560224.unknown

_1482560223.dwg

Laporan PEM Ku

Documents

Transcript of Laporan PEM Ku