BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN

BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN 4.1. Analisis Perhitungan Sebelum mendesain mesin pemotong kerupuk hal utama yang harus diketahui adalah mencari tegangan geser kerupuk yang akan dipotong. Percobaan yang dilakukan untuk mendapatkan tegangan geser kerupuk adalah dengan meberi beban pada pisau pemotong hingga kerupuk teriris. Berikut gambaran percobaan tegangan geser kerupuk:

Gambar 4.1 pengujian tegangan geser

4.2. Perhitungan Tegangan Geser Kerupuk Pada prisip tegangan geser memiliki rumus yaitu

τ = 31

http://digilib.mercubuana.ac.id/

32

Sehingga kita harus mengetahui gaya pemotongan dan luasan dari pisau pemotong. Berat beban yang dikenakan pada kerupuk adalah 8 kgf, berat beban pemotongan dikali dengan grafitasi (g = 9,81 m/s2) menjadi 8 (kgf) x 9,81 (m/s2) =78,48 kgf.m/s2 1 kgf.m/s2 = 1 Newton berarti gaya untuk memotong kerupuk 78,48 N Setelah mendapatkan besarnya gaya pemotongan yang diperlukan adalah luasan dari kerupuk yang akan dipotong. Perhitungan luasan kerupuk

A = x d2 = x 602 = 2 827,43mm2

Tegangan geser yang terjadi

τ

=

=

= 0,0277N/mm2

Jadi tegangan geser kerupuk ikan yang akan dipotong adalah = 0,0277N/mm2 Setelah mendapatkan tegangan geser kerupuk dilanjutkan dengan.Perhitungan daya motor yang dipakai dalam mesin pemotong kerupuk 4.3. Perhitungan Daya Motor Sebelum menghitung daya motor berikut desain awal dari mesin pemotong kerupuk


33

Gambar 4.2 penampang piringan pemotong R Potong (piringan)

r = 100mm

Tegangan Geser kerupuk

τ = 0,0277mm2

Npotong

= 60 - 70 r.p.m

Luasan kerupuk yang dipotong

= 2 827,43mm2

Berikut rumus torsi dari tegangan geser, luasan pisau pemotong dan jari-jari piringan pemotong. Torsi pemotongan

= Fxr

(F = τxA)

= τxAx r = 0,0277x2 827,43 x 100 =7,848N.mm ~ 7.848N.m Kecepatan sudut pemotongan diambil dari r.p.m terbesar yaitu 70 r.p.m. Kecepatan sudut

ω

=

=

= 7,33rad Daya motor menurut desain

Pd = T. ω = 7.848 x7,33

Efisiensi motor rata-rata

= 78,8 %

Efisiensi di V-belt

= 95 %

Efisiensi di Gearbox

= 94%

Daya aktual motor

P

=


= 57.5258 N.m/s

34

= = 81.7495N.m/s ~82 Watt Untuk menghindari daya motor yang terlalu kecil yang bisa mengakibatkan kurangnya gaya pemotongan jadi pada mesin pemotong kerupuk menggunakan motor dengan kapasitas 0,5 HP atau setara dengan (367,87 Watt = 0,367 kWatt) dengan putaran motor sebesar 1440 r.p.m

4.4. Perhitungan Pulley dan Reducer Gear Dalam perhitungan putaran output dari kontruksi mesin pemotong kerupuk yaitu sebesar. Perbandingan putaran output pada sistem pemindah daya dengan Pulley yaitu sebesar: Diameter pulley pada motor

D1 =

2,5” (63,5mm)

Diameter pulley pada gear box

D2 =

5” (127 mm)

Putaran output motor

N1 =

1440 r.p.m

Rumus perbandingan putaran input dan output

= N2 = N2 = N2 = 720 r.p.m.


35

Perbandingan putaran output pulley (input gear box) dengan output pada reducer gear sebesar: perbandingan input dan output reducer gear sebesar 1: 10 = 1: 10 N3 = N3 = 72 r.p.m. Sehingga kecepatan putaran piringan sebesar 72 r.p.m. 4.5. Perhitungan Kekencangan Sabuk pada V-Belt Di dalam kontruksi mesin ini kami menggunakan v-belt tipe A atau 13C dengan ukuran b = 13 dan t = 8. Sedangkan pulley yang digunakan yaitu Pada motor

D1 = 2,5” (63,5mm)

Pada gear box

D2 = 5” (127 mm)

Koefisien gesek dari v-belt( rubber ) dengan pulley (cast iron) μ

= 0,3

Faktor koreksi daya untuk v-belt dengan variasi beban kecil, torsi maksimum < 200% dan jam kerja 8-10 jam/hari fc

= 1,1


36

Gambar 4.3 perpindahan daya dengan v-belt Perhitungan sudut kontak v-belt terhadap pulley α

= sin-1 = sin-1 = 5,52°~ 2,617 rad

θ

= (180-2α) = 168,96° ~ 2,94 rad

Perhitungan kecepatan v-belt v

=

ω.r =

=

x rpulley x 31,75

= 4.787,78 mm/s ~ 4,78 m/s Setelah

mendapat

koefisien

gesek

dan

sudut

kontak

kita

bisa

menghitungperbandingan tegangan v-belt pada bagian kencang dan bagian kendor dengan rumus. = = T1 = 2,42 T2


37

Dimana daya aktual motor merupakan daya dari motor dikali dengan efisiensi motor. Pa = P.η Pa = 367,87x 78,8 % Pa = 289.8815 Watt Setelah daya aktual didapat melalui efisiensi motor maka daya motor perlu dikali dengan factor koreksi untuk faktor keamanan. Pd = fc.Pa Pd = 1,1 x 0,394 Pd = 289.8815 Watt P

= (T1 – T2) x V sehingga

(T1 – T2) = = = 60,6446 N (2,42 T2 – T2) = 60,6446 N T2(2,42-1) = 60,6446 N T2 = 60,6446 N x 1,42

= 86,1153N

Dari perbandingan T1 dan T2 di atas T1 = 2,42 T2 T1 = 2,42 x 86,1153 N = 208,3 N

4.6. Perhitungan Poros untuk Piringan Poros piringan berputar dengan kecepatan 72 r.p.m dimana daya motor sebesar 367,87 Watt = 0,38 kWatt


38

Bahan pada poros motor yaitu S 45C dengan angka keamanan untuk beban tetap pada baja diambil v= 4 Angka poisson untuk material baja yaitu 1/m

=

0,33

σ

=

58 kgf/mm2 (dikali grafitasi g = 9,81 m/s2) = 568,98 N/mm2

τ

=

0,5.σ

=

284,49 N/mm2

=

σ /v

=

568,98 /4

=0,5 x 568,98 N/mm2

= 142.24 N/mm2

= τ /v =

284,49/ 4

= 71,12 N/mm2

Dimanadaya aktual motor merupakan daya dari motor dikali dengan efisiensi motor, v-belt dan gear box, daya motor desain perlu dikali dengan factor koreksi untuk daya rata-rata sebesar 2 untuk faktor keamanan. Pd = fc xPa x η Pd = 2 x 367,87 Watt x 78,8 % x 95 % x 94% Pd = 517,72Watt Perhitungan torsi yang terjadi pada poros P

=T.ω

T

=

ω= 2π.N / 60 =

= 68,66 N.m ~ 68 660 N.mm Porospiringan ini hanya menerima gaya puntir sehingga tegangan kerja yang terjadi sebesar, berikut rumus tegangan geser akibat puntir


39

τ = Tahanan bengkok dari porosWp=

τ

= = = 43,71N/mm2

Karena poros pada alat memiliki tegangan geser ijin sebesar 71,12 N/mm2 sedangkan tegangan kerja poros sebesar 43,71 N/mm2, karena (71,12 N/mm2) >τkerja (43,71 N/mm2) sehingga poros pada motor aman.

4.7. Perhitungan Baut Penahan Piringan Antara piringan dan poros selain menggunakan pasak sebagai pengunci digunakan juga baut sebagai penambah kekuatan. Ukuran baut M10 dc = 8,61 mm.

Gambar 4.4 penampang baut dan ukuran jarak baut Kekuatan baut

P

= 1420 d

P

= 1420 10 = 14 200 N =

A

=14 200 . 4 / π . 8,162


=

40

= 271,53 N/mm2 = 135,76N/mm2

σcrushing

= 271,53 N/mm2

Diameter baut pada sumbu poros

= 40 mm

Banyaknya baut

= 4

Kecepatan poros

= 72 rpm

Torsi pada poros

T

= 68 660 N.mm

Perhitungan torsi maksimum pada baut M 10 dengan dc = 8,16 mm sebagai penahan piringan adalah T

=

Dc2x x

T

=

8,162x135,76 x

T

= 141 994,66N.mm

Karena kekuatan torsi baut Tbaut (141 994,66 N.mm) >Taktual(68 660 N.mm)maka pasak dikatakan aman terhadap geser. Pengecekan baut akibat crushing dengan tebal crushing 15 mm T

= Dc x t x σcrushing x

T

= 8,16 x 15 x 271,53 x

T

= 701 361,99N.mm

Karena kekuatan torsi baut Tbaut (701 361,99 N.mm) > Taktual (68 660 N.mm), maka pasak dikatakan aman terhadap crushing.


41

4.8. Perhitungan Bearing Bearing menggunakan rolling bearingtipe single row deep groove dengan nomor bearing 204, Spesifikasi bearing single row deep groove no 204 Diameter dalam bearing d

=

20 mm

Diameter luar bearing

D

=

47 mm

Lebar bearing

B

=

14 mm

Basic dinamik bearing

C

=

10 000 N

Basic statik bearing

Co

=

6 550 N

Berat piringan yaitu 1,5 kgf (dikali grafitasi g = 9,81 m/s2) =

14,715 N

merupakan beban axial sedangkan beban radial di dapat dari beban kerupuk (0,5 kg ~ 4,9 N) pada posisi pemotongan.

Gambar 4.5 pembebanan pada bearing Σ MA

=0 = Fkerupuk x 100 – Fr x 20

Fr

= 4,9x 100 / 20 = 24,5 N

Beban axial Fa + Fkerupuk

=

14,715 N + 4,9 N = 19,625 N

Beban radial Fr

=

24,5 N


42

Nilai

e

Sehingga Nilai e

=

= 0,0029

=

=

>

= 0,801

0,44

Dari tabel cari factor untuk beban aksial dan radial dengan 0,44

= 0,0029 dan e >

pada tipe ball bearing Xr

=

0,56

Ya

=

2,0

Perhitungan beban equivalen pada bearing Fe

=

(Xr.V.Fr + Ya.Fa) Ks

Fe

= (0,56.1.24,5 + 2,0.19,625) 1

Fe

= 52,97 N

Dalam tabel umur bearing pada mesin yang bekerja 8 jam dengan motor listrik sebesar 12 000 - 20 000, Karena poros piringan erputar pada 72 r.p.m. sehingga umur bearing dalam satuan rev L

=

60.N.LH

L

=

60 x 72 x 20 000

L

=

86,4 x 106 rev

Perhitungan beban kerja yang terjadi terhadap bearing C

=

C

=

C

=

232,35 N


43

Karena Basic dinamik ijin bearing C = 10 000 N > Basic dinamik kerja bearing C = 232,35 N, maka bearing termasuk aman. Karena bearing termasuk aman sehingga umur bearing terhadap beban kerja mesin adalah.

L

=

L

=

=

6,72 x 1012 rev

Bearing pada komponenmesin ini dapat bertahan hingga 6,72 x 10 12 rev (putaran)

4.9. Perhitungan Baut Motor dan Baut Gear Box Perhitungan baut motordengan ukuran baut M12 dc = 9,808 mm

Gambar 4.6 pembebanan baut dan ukuran jarak baut

Kekuatan baut

P

= 1420 d

P

= 1420 12 = 17 040 N


rev

44

=

A

=

=17 040 . 4 / π .9,8082 =225,53 N/mm2 = 112,76N/mm2 Gaya yang diterima baut F = (T1+T2) = 208,3990 N Jumlah baut

n= 4

Pembebanan geser langsung Beban pulley mengakibatkan pembebanan lain berupa pembebanan konsentris dimana beban puntir akibat gaya terdapat di titik berat penempatan baut

F1

= =

=

52,09 N

Gambar 4.7 pembebanan konsentris pada baut motor

Perhitungan jarak baut ke G

=

=


90,13 mm

45

Besarnya gaya yang diterima baut berupa tegangan geser akibat momen F2

= = =

69,37 N

Sudut θ antar pembebanan langsung dan pembebanan akibat puntir yaitu =

tan-1

=

33,69°

Setelah mendapatkan besarnya gaya pembebanan langsung dan pembebanan aibat momen puntir maka gaya tersebut harus dikalkulasikan. Biasanya pembebanan terbesar terjadi pada pembebanan yang memiliki sudut terkecil. Pembebanan total

Fa

= = =

116,35 N

Perhitungan ukuran baut motor

τizin =

A

Tegangan bautτ izin

= =

Karena

=

1,5399N/mm2

desain (112,76N/mm2)> aktual (1,5399 N/mm2) sehingga baut motor

dikatakan aman. 4.10. Perhitungan Lasan pada Rangka Pada pembebanan lasan rangka ini mengalami pembebanan secara eksentris dimana lasan mengalami pembebanan langsung dan pembebanan akibat momen


46

Perhitungan lasan penyangga motor

Gambar 4.8 posisi pengelasan rangka penyangga motor Rangka dengan tebal 3mm sebagai penyagga dianggap satu kesatuan dan dilas di 3 titik seperti pada gambar 3.6, lalu penampang rangka dilas sebagai berikut gambar 3.7.

Gambar 4.9 penampang lasan rangka Setalaha mengetahui penampang lasan maka kita harus menghitung luasan lasan untuk mendapatkan tegangan langsung pada lasan. Perhitungan luasan 3 titik lasan Pembebanan langsung

τl

A= =

= =


= 509,1 mm2 = 0,41 N/mm2

47

Pembebanan akibat momen

Gambar 4.10FBD pembebanan pada lasan

Perhitungan titik berat 3 titik pengelasan sehinggae = 70+33,3 = 103,3 Karena pada segitiga cog terdapat pada 1/3 dari tinggi segitiga sehingga perhitungan jarak titik berat terhadap titik pengelasan r1

=

=

74,46 mm

r2

=

=

137,4 mm

r3

=

=

94,25 mm

Perhitungan inersia polar lasan untuk perhitungan tahanan puntir J

= = =

Inersia terhadap Cog lasan 3 titik

361.984.000 mm4 J2 = [Ip+A.r2]


48

J1

J2

J3

Jtotal

=

[Ip+A.r12]

=

[361.984.000 +509,1 x 74,462]

=

364.806.998,9mm4

=

[Ip+A.r22]

=

[361.984.000+509,1 x 94,252]

=

366.506.767,1mm4

=

[Ip+A.r32]

=

[361.984.000+509,1 x137,42]

=

371.595.576,7mm4

=

J1+J2+J3

=

364.806.998,9+ 366.506.767,1+ 371.595.576,7

=

1.102.909.343mm

Perhitungan pembebanan akibat momen

τ2

=

τ2

= = 2,68 . 10 -3 N/mm2

τ1

=

x r1 =

x 74,46

= 1,45 . 10 -3 N/mm2

τ3

=

x r3

=

x 94,25

= 1,83 .10 -3 N/mm2 Perhitungan sudut antara gaya pembebanan langsung dan pembebanan akibat momen θ1

= tan-1

=

63,4°


49

θ2

= tan-1

=

75,98°

θ3

= (180-α)

=

(180-cos-1

) =

134,93°

pembebanan total

τ a1

= = 0,41N/mm2

τ a2

= = 0,41N/mm2

τ a3

= = 0,41N/mm2 Tegangan kerja tertinggi terjadi pada titik 2 sebesar 0,41N/mm 2< tegangan ijin

lasan 7,9 N/mm2 sehingga lasan rangka termasuk aman. 4.11. Perhitungan Kekuatan Rangka Rangka pada mesin pemotong kerupuk diameter 6 cm terdiri dari rangka kaki, rangka penopang berat komponen mesin dan rangka penopangkontruksi kerja mesin. Berikut pembebanan yang terjadi pada rangka kaki,

Gambar 4.11 pembebanan pada rangka kaki


50

Karena berat komponen yang ditopang oleh rangka kaki sebesar 10,5 kg yang terdiri dari: gear box 5 kg, pulley 2 kg, piringan 1,5 kg, dan poros dan bearing 2 kg. Pada rangka kaki terjadi pembebanan tekan langsung dan pembebanan akibat momen bengkok, Tegangan rangka di reduksi ke empat bagian rangka kaki.

Gambar 4.12 penampang rangka kaki Rangka kaki terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin = 100 N/mm2 Luasan penampang rangka kaki (A)

= 352 – (35-3)2 = 201 mm2 = 10,5 kgf (dikali g = 9,81 m/s2)

Beban rangka kaki (F)

= 103 N Pembebanan langsung

σ1

= =

Momen bengkok pada rangka Mb

= 0,51 N/mm2

= FxL = 103 x 300 = 30 900 N.mm

Tahanan bengkok rangka

Wb

= =

= 2 152,61 mm3


51

Pembebanan akibat momen

σ2

= = = 14,35 N/mm2

Pembebanan total

σ1 + σ2

= 0,51 + 14,35 = 14,86 N/mm2

Karena tegangan ijin bahan rangka 100 N/mm 2> tegangan kerja 14,86 N/mm2 sehingga rangka dikatakan aman. Pembebanan rangka

penopang beban komponen, Rangka penopang berat

komponen terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin

= 100 N/mm2

Gambar 4.13pembebanan rangka penopang berat komponen

Berat komponen mesin (F)

= 10,5 kgf (dikali g = 9,81 m/s2) = 103 N


52

Perhitungan reaksi tumpuan di A dan B Jarak Ay dan By sama sehingga nilai Ay dan By sama. Σ Fy = 0 = F – Ay – By = F – 2Ay Ay

= 103/2 = 51,5 N

By

= 51,5 N

Momen bengkok pada rangka Mb

= Ay x L = 51,5 x 300 = 15 450 N.mm

Gambar 4.14FBD rangka penopang beban komponen

Berikut adalah penampang dari rangka yang digunakan sebagai penopang berat komponen.

Gambar 4.15 penampang rangka penopang berat komponen Tahanan bengkok rangka

Wb

= =


53

= 2 152,61 mm3 Pembebanan akibat momen

σ

= = = 7,18 N/mm2

Karena tegangan ijin bahan rangka penopang 100 N/mm 2> tegangan kerja 7,18 N/mm2 sehingga rangka penopang dikatakan aman. Perhitungan rangka penopang kontruksi kerja mesin.

Gambar 4.16 pembebanan rangka penopang kontruksikerjamesin

Rangka penopang kontruksi kerja mesin terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin = 100 N/mm2 Gaya yang bekerja sebesar F

= T1 + T2=

208,3990 N

Perhitungan reaksi tumpuan di A dan B Σ MA


=0

54

= F x 170 – By x 290 By = Σ Fy

= 180,78 N =0

= Ay + By – F Ay = 308,39 – 180,78 = 127,61 N Momen bengkok pada rangka Mb = By x L = 180,78x 20 = 21 693 N.mm

Gambar 4.17 FBD rangka penopang kontruksi kerja mesin

Berikut adalah penampang dari rangka yang digunakan sebagai penopang kontruksi kerja mesin.

Gambar 4.18 penampang rangka penopang kontruksi kerja mesin Tahanan bengkok rangka

Wb

=


55

=

= 2 152,61 mm3 Pembebanan akibat momen

σ

= = = 10,07 N/mm2

Karena tegangan ijin bahan rangka penopang 100 N/mm 2> tegangan kerja 10,07 N/mm2 sehingga rangka penopang dikatakan aman.


BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN

Recommend Documents