BAB IV PERENCANAAN PERANCANGAN

95

BAB IV PERENCANAAN PERANCANGAN

4.1 PERENCANAAN CUTTER 4.1.1 Gaya Pemotongan Bagian ini merupakan tempat terjadinya pemotongan asbes. Dalam hal ini yang menjadi perhatian adalah bagaimana agar asbes benar-benar terpotong dalam proses pemotongan. Untuk itu diperlukan perhitungan gaya-gaya yang terjadi. Berdasarkan spesifikasi bahan asbes tebal 3 mm dengan harga kekuatan tarik (tensil strength) 20,7 N/mm2. Dimana: τ g = (0,5 − 0,75) σ t

Maka:

4.48)

τ g = 0,75 × 20,7 N/mm2

τ g = 15,525 N/mm2

4.48)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, P.T Pradnya Paramita, hal: 299

95

96

Cutter mengalami dua bentuk pemotongan yaitu pada saat cutter bergerak turun (I) dan pada saat cutter berputar (II). a. Kondisi I

Pada kondisi ini merupakan proses punching. Sehingga untuk mencari besar gaya punch cutter yaitu dengan menggunakan persamaan : L. t.S s 2000

O

b

a

θ α b’

3 mm

F=

Gambar 4.1 Luasan Geser Pemotongan1

Dimana: L = Panjang pemotongan bahan (in) t = Tebal bahan (in) Ss = Shear Strength/ Kekuatan potong bahan (Psi) F = Gaya (ton)

ob =

1 . d cutter 2

ob = 25 mm oa = ½ d cutter – 3 mm = (25 – 3) mm = 22 mm

97

cos θ =

=

oa ob

22 = 0,88 25

θ = 28,3576o α = 2θ = 56,7152o

Menghitung Panjang Busur bb’ =

=

α 360

2.π .r

56,7153 2 × 3.14 × 25 360

= 24,7342 mm Maka: F =

0,9738 × 0,1181 × 5000 2000

= 0,2875 ton = 2820,5168 N b. Kondisi II Pada kondisi ini berlaku proses shearing (pemotongan). Karena adanya ketajaman cutter dan pengaruh asbes yang dipotong, maka gaya shearing yang direduksi yaitu dengan persamaan : Fs = K.F

4.49)

dengan K =

t.P S

4.49)

H.W Pollack, 1976, Tools Design, New Jersey, Prentise Hall inc, hal: 422

98

Dimana: K = Konstanta P = Penetrasi (%) S = Kedalaman shearing dari cutter (mm) Fs = Gaya shearing (N/mm2) Dari persamaan diatas Fs reduksi dapat diketahui karena “ S “ telah diketahui : S = 10 tan 45o = 10 mm P, diambil 60%

Fs =

t.P ×F S

Fs =

3 × 0,6 × 2820,5168 N 10

S

Maka:

Gambar 4.2 Penetrasi

= 507,693 N Jadi besar gaya pemotongan (Fs) sebesar 507,693 N 4.1.2 Kelonggaran Pemotongan Dirumuskan dengan: US = c.s τ g

4.50)

t

Dimana: Us = Kelonggaran Potong (mm) s = Tebal Asbes (mm) c = Working faktor (diambil 0,01)

4.50)

Us Gambar 4.3 Proses Pemotongan

PMS-ITB, 1984, Tool Design 2, Bandung, hal: 93

99

τ g = Tegangan Geser (N/mm2) Us = 0,01 x 3 15,525 = 0,12 mm 4.1.3 Perencanaan Diameter Poros Cutter Mencari besar torsi (T) yang terjadi pada cutter : T = Fs × rcutter = 507,693 x 25 = 12692,325 Nmm Poros dibuat dari bahan S 45 C dengan kekuatan tarik 568,98 N/mm2 Faktor keamanan, Sf1 = 6 ; Sf2 = 2 Maka tegangan geser poros yang diijinkan (τa ):

τa =

=

σt

4.51)

S f 1 xS f 2 568,98 6× 2

= 47,415 N/mm2 Mencari diameter poros pada cutter:

T=

π 16

d=3

4.51) 4.52)

.τ a .d 3

4.52)

16.T π .τ a

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 8 Ibid, hal: 17

100

16 × 12692,325 = 11,09 mm π × 47,415

d =3

Maka diameter poros cutter diambil : 14 mm

4.2 PERENCANAAN PUTARAN MESIN

Dalam perencanaan mesin ini, harus disesuaikan dengan besarnya tenaga motor penggerak yang digunakan sehingga dapat dioperasikan. Adapun perencanaan putaran mesin adalah : 4.2.1 Mencari Kecepatan dan Waktu Potong Cutter Putaran yang diinginkan : 10 rpm n=

v.60 π .d

Dimana : n = Putaran (rpm) v = Kecepatan cutter (m/s) d = Diameter Cutter (m) v=

=

n.π .d 60 10.π .0,05 = 0,0262 m/s 60

Waktu pemotongan dapat dicari dengan rumus:

t=

l v

Dimana: l = Panjang pemotongan asbes (m)

101

t=

π × 0,7 0,0262

= 83,9 s

Sedangkan, v = ω.r

4.53)

Dimana: ω = Kecepatan Sudut (rad/s) r = Jari-jari Cutter (m)

ω=

v 0,0262 = r 0,025

= 1,048 rad/s

ω 2 = 1,0983 rad 2 / s 2 4.2.2 Mencari Percepatan Sudut

ω 2 = ω 0 + 2.α ..θ

4.54)

Dimana : α = percepatan sudut

θ = Sudut potong cutter pada Packing (rad)

10

α=

2.T

∅ 30

1,0983 = 0,9875 rad/s2 2.0,4948

∅ 14

=

∅ 50

ω2 α= 2.θ

4.55)

W .r Gambar 4.4 Cutter Atas

4.53) 4.54) 4.55)

Halliday Resnick, Jilid 1, 1994, Fisika, Jakarta, Erlangga, hal: 331 Ibid, hal: 320 Ibid, hal: 360

102

Dimana : W = Berat Cutter T = Torsi Mencari W cutter

(

)

⎡π ⎤ ⎡1 2 2 ⎤ V = ⎢ .π .h d1 + d1 .d 2 + d 2 ⎥ − ⎢ .d 2 .h⎥ ⎦ ⎣2 ⎦ ⎣4

⎡1 ⎤ ⎡π ⎤ V = ⎢ .π .10 50 2 + 50.30 + 30 2 ⎥ − ⎢ .14 2.10⎥ ⎣12 ⎦ ⎣4 ⎦

(

)

= 12821,67 – 1538,6 = 11283,07 mm3 = 11,2831 cm3

ρ = density/ masa jenis m =V ×ρ = 11,2831 cm3 x 0.0079 kg/cm3 = 0,0891 kg W cutter = 0,8744 N T =

=

α .W .r 2 0,9875 × 0,8744 × 0,025 2

= 0,0108 Nm Sehingga torsi pada cutter menjadi : T = 12,6923 Nm + 0,0108 Nm = 12,7031 Nm

103

4.2.3 Mencari Gaya Pada Lengan Pulley

F lp =

=

T rpulley

12,7031 Nm = 181,4728 N 0,07 m

4.3 PERENCANAAN RODA GIGI

4.3.1 Mencari Gaya Tangensial Pada Roda Gigi Ft =

2T 2T = Dp m.TG

4.56)

Dimana : T = Torsi pada roda gigi (Nmm) Dp = Diameter Pitch roda gigi (mm)

Ft

Fr

TG = jumlah gigi Fa m = modul gear (Asumsi, Torsi cutter = Torsi pada roda gigi) Ft =

2 x12703,1 334,3 = N m × 76 m

4.3.2 Mengecek Modul Yang Digunakan ⎛ L−b⎞ Ft = (σ a .Cv).b.π .m.Y ' ⎜ ⎟ ⎝ L ⎠

4.56) 4.57)

4.57)

Gambar 4.5 Gaya Pada Roda Gigi

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 1052 Ibid, hal: 1056

104

σa =

σt S f1 × S f 2

Dimana, Faktor keamanan : Sf1 = 6 ; Sf2 = 2

4.58)

σ a = Tegangan tarik yang diizinkan σ t untuk S 45 C adalah 568,98 N/mm2 σa =

4.59)

568,98 = 47,415 N/mm2 6× 2

Kecepatan pitch line, v=

π .m.TG .N G

4.60)

100

Dimana, NG : kecepatan gear (rpm) =

π × m × 76 × 10 100

= 23,864 m meter/s Cv, faktor kecepatan Cv =

=

4.58)

3 3+v

4.61)

3 3 + 23,864 m

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 8 Lampiran 4, hal: 125 4.60) R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 1056 4.61) Ibid, hal: 1047 4.59)

105

Panjang sisi kerucut m.TG 2 sin θ

L=

=

4.62)

m × 76 = 99,3 m 2 sin 22,5

Mencari tebal roda gigi, b=

=

L 3

4.63)

99,3 m = 33,1 m 3

Faktor bentuk gigi, Y = 0,154 −

0,912 T

Y ' = 0,154 −

4.64)

0,912 = 0,142 76

Maka modul yang digunakan, ⎛ L−b⎞ Ft = (σ a × C v ).b.π m.Y ⎜ ⎟ ⎝ L ⎠

4.65)

⎛ 99,3 m − 33,1 m ⎞ 334,3 3 ⎛ ⎞ ⎟⎟ = 47,415⎜ ⎟.17,913m × 3,14 × m × 0,142 ⎜⎜ m 99,3 m ⎝ 3 + 23,864m ⎠ ⎠ ⎝ 334,3 757,79 m 2 = m 3 + 23,864m 4.62)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House , hal: 1056 Ibid, hal: 1056 4.64) Ibid, hal: 1001 4.65) Ibid, hal: 1047 4.63)

106

757,79 m3 = 1002,87 + 7977,5 m Dengan mencoba memasukan angka, maka m = 3,3 atau 3 mm Sehingga sesuai dengan standart yaitu M = 3 mm

4.66)

4.3.3 Memeriksa Roda Gigi Bahan roda gigi S 45 C

σ t = 58 kg / mm 2 = 568,98 N / mm 2 Untuk bahan S 45 C dengan pengaruh massa maka diambil faktor, S ft = 6, S f 2 = 2

σa = σa =

σt S f1 × S f 2

568,98 = 47,415 N/mm2 6× 2

Besarnya faktor dinamis Kv atau Cv = 0,9

4.67)

Besarnya faktor koefesien geometri J = 0,330

4.68)

4.66)

Lampiran 13, hal: 136 Lampiran 14, hal: 137 4.68) Lampiran 14, hal: 137 4.67)

107

Besarnya faktor beban lebih Ko atau Co = 1,50

4.69)

Besarnya faktor ukuran Ks =

(

4

m 2,24

)

4.70)

= 1,08 Besarnya faktor distribusi beban Km = 1,10

4.71)

Mencari W gear

(

)

⎡1 ⎡π ⎤ 2 2 ⎤ V = ⎢ .π .h d1 + d 1 .d 2 + d 2 ⎥ − ⎢ .d 2 .h⎥ ⎣2 ⎦ ⎣4 ⎦ ⎡1 ⎤ ⎡π ⎤ V = ⎢ .π .25 229 2 + 229.198 + 198 2 ⎥ − ⎢ .18 2.20⎥ ⎣12 ⎦ ⎣4 ⎦

(

)

20

= 896123,2917 – 5086,8

∅ 198

M = 891,0365 cm3 x 0.0079 kg/cm3

∅ 229

= 891,0365 cm3

∅18

= 891036,4917 mm3

= 7,0392 kg Maka, W gear = 69,0544 N Gambar 4.6 Gear

4.3.3.1 Menghitung Kekuatan Terhadap Beban Lentur Beban lentur yang diijinkan,

4.69) 4.70) 4.71)

Lampiran 14, hal: 137 Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 271 Lampiran 11, hal: 134

108

Fb =

Fb =

σ a .m.K v .J

4.72)

K o . K s .K m

47,415 × 69,0544 × 0,9 × 0,330 = 545,7 N/mm 1,50 × 1,08 × 1,10

Tegangan kontak yang diijinkan :

σ c = 102 Kg / mm 2 = 1000,62 N / mm 2

4.73)

Besarnya koofesien elastis Cp = 74,2 Kg/mm2 = 730,845 N/mm2

4.74)

Besarnya faktor kondisi permukaan 4.75)

Cf = 1 Besarnya geometri I = 0,09

4.76)

Menghitung beban permukaan:

FH = σ c

d .C v .I

2

4.77)

2

C p .C o .C m .C f

FH = 1000,62 2

231 × 0,9 × 0,09 730,842 2 × 1,5 × 1,2 × 1

= 19,4857 N/mm Harga terkecil dari Fb dan FH akan dijadikan Fmin Maka besar Fmin = 19,4857 N/mm dan Ft = 109,8902 N

4.72)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 270 Ibid, hal: 273 Lampiran 15, hal: 138 4.75) Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita,hal: 273 4.76) Lampiran 16, hal: 139 4.77) Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita,hal: 272 4.73) 4.74)

109

4.3.3.2 Menghitung Lebar Gigi b≥

109,8902 19,4857

4.78)

b ≥ 5,64 mm Maka untuk mengecek keamanannya: b < 10 m =

4.79)

5,64 = 1,88 3

Karena 1,88 < 10, maka aman.

4.4 PERENCANAAN POROS

4.4.1. Poros Bagian Atas 4.4.1.1 Mencari Reaksi Tiap Titik Rb

Tcutter

A

B

15 Ftg

4.78) 4.79)

Wgear

Wpr C

186

WP +Fb E

D

25

Rc Gambar 4.7 Gaya Reaksi Pada Poros Atas


20

110

48

∅ 20

Mencari W bantalan

10

40

20

Gambar 4.8 Bantalan Luncur ⎛π ⎞ V = (30 × 40 × 48) − ⎜ .20 2.30 ⎟ ⎝4 ⎠ = 57600-9424.778 = 48175,222 mm3 = 48.175 cm3 m = 48.175 cm3 x 0.0079 kg/cm3 = 0.3808 kg Maka, Wbantalan = 3,7337 N Diketahui Wporos = 5 N Mencari Wpulley Berat pulley diasumsikan 1,5 kg Maka : Wpulley = 14,715 N Mencari Tegangan Belt Dari perhitungan gaya tegang/ tarikan pada sabuk, maka didapatkan: T1 ( Tegangan belt kencang ) adalah 203,606 N T2 ( Tegangan belt kendor ) adalah 16,178 N Sehingga tegangan belt total: Tb = T1 + T2 = 203,606 N + 16,178 N = 219,784 N

111

Menentukan gaya tangensial pemotongan pada poros cutter:

Dimana θ = 28,36o Ftg = 507,693 N x Sin 28,36o

3 mm

Ftg = Fs Sin θ R

Fs

Fs Sin α

θ

Fs Cos α

= 241,16 N Gambar 4.9 Arah gaya pemotongan pada poros atas Dari data diatas maka dapat diketahui beban tiap titik : Titik D,

RD = W gear = 69,0544

Titik E, RE = WP + Tb = 14,715 N+ 219,784 N = 234,5 N Mencari Rb, Σ MC = 0 RE . 45 + RD . 25 - RB .186 + RA.201 – Wpr.63 + 12703,1 = 0 (234,5 x 45) + (69,0544 x 25) – (186 RB) + (241,16 x 201) – (5 x 63) + 12703,1 = 0 RB = 393,2265 N Mencari RC, Σ FY =0 RA - RB + RC – RD - RE - Wpr = 0 241,16 N – 393,2265 N + RC – 69,0544 N - 234,5 N – 5 = 0 RC = 460,6209 N

112

4.4.1.2 Mencari Harga Momen Lentur Σ MA = 0 Σ MB = RA . 15 = 241,16 x 15 = 3617,4 Nmm Σ MC = RA . 201 - RB . 186 – Wpr . 63 = (241,16 x 201) - (393,2265 x 186) – (5 x 63) = -24981,96 Nmm ΣMD = RA . 226 - RB . 211 + RC . 25 – Wpr . 88 = (241,16 x 226) – (393,2265 x 211) + (460,6209 x 25) – (5 x 88) = -17393,109 Nmm ΣME = 0 Momen lentur maksimum di titik C yaitu 24981,96 Nmm

113

393,2265 N

69,0544 N

5N

234,5 N

12703,1 123

15

25

63

241,16 N

20

460,6209 N

3617,4

A

C

B

D

17393,109

24981,96 Gambar 4.10 Diagram Momen Lentur Poros Atas Beban poros S 45 C, σt = 568,98 N/mm2 Faktor keamanan Sf1 = 6, Sf2 = 2

σa =

4.80) 4.81)

568,96 = 47,415 N/mm2 6x2

Faktor koreksi lenturan, Km = 1,5

4.80)

Faktor koreksi puntiran, Kt = 1

4.81)


E

114

4.4.1.3 Mencari Diameter Poros Atas ⎡⎛ 5,1 ⎞ d s ≥ ⎢⎜⎜ ⎟⎟ ⎣⎝ σ a ⎠

(K m . M )

2

+ (K t . T )

2

⎤ ⎥ ⎦

1

3

4.82)

Dimana : M = Momen lentur maksimum (Nmm) T = Momen puntir ekivalen (Nmm) ⎡⎛ 5,1 ⎞ d s = ⎢⎜ ⎟ (1,5 × 24981,96 ⎣⎝ 47,416 ⎠

)

2

+ (1 × 12703,1 )

2

⎤ ⎥ ⎦

1

3

= 16,2 mm Diameter poros diambil 18 mm berarti aman 4.4.14 Perhitungan Sudut Puntiran (θ) Modulus geser, G = 8,3 x 103 kg/mm2

θ = 584

T .l 4 G . ds

θ = 584

12703,1 x 246 8,3 x 10 3 x 9,81 x 18 4

4.

83)

θ = 0,21o Karena 0,21o < 0,25o berarti aman

82) 83)


115

4.4.2 Poros Bagian Bawah 4.4.2.1 Mencari Reaksi Tiap Titik Fp A B C

Wcutter

D Wgear

Gambar 4.11 Gaya Pada Poros Bawah Mencari Wcutter

(

⎤ ⎡1 ⎤ ⎡π V = 2 ⎢ .π .5 50 2 + 50.40 + 40 2 ⎥ − ⎢ .14 2 .5⎥ ⎣12 ⎦ ⎣4 ⎦

(

= 2(7980,8333-769,3) = 14423,0666 mm3

Gambar 4.12 Cutter Bawah

= 14,4231 cm3

m=Vxρ = 14,4231 cm3 x 0,0079 kg/cm3 = 0,1139 kg Wcutter = 1,1178 N

)

⎡1 ⎤ ⎡π ⎤ 2 V = 2 ⎢ .π .h d1 + d1 . d 2 + d 2 ⎥ − ⎢ .d 2 . h⎥ ⎣12 ⎦ ⎣4 ⎦

∅ 14

∅40

∅ 50

5

)

116

Mencari beban tiap titik: Titik A, RA = Fs cos α + W cutter cos α = 507,693 cos 45 + 1,1178 cos 45 = 266,7023 + 0,5872 = 267,2895 N Titik D, RD = W gear cos α = 69,0544 cos 45 = 48,8288 N RA

Wpr

97

20 RB Mencari RB,

RD

25

92 Rc

∑ MC = 0

RD . 25 + RB . 189 – RA . 219 – Wpr . 52 = 0 (48,8288 x 25) + 189 RB – (267,2895 x 219) – (5 x 92) = 0 RB = 305,6914 N Mencari RC, ∑ FY = 0 RA - RB + RC – RD + Wpr = 0 267,2895 - 305,6914 + RC – 48,8288 +5 = 0 RC = 82,23 N

117

4.4.2.b Mencari Harga Momen Lentur ∑ MA = 0 ∑ MB = -RA . 20 = -267,2895 x 20 = -5345,79 Nmm ∑ MC = RB . 189 - RA . 209 – Wpr . 92 = (305,6914 x 189) - (267,2895 x 209) – (5 x 92) = 1452,1691 N

267,2895

48,8288

5

20

97 305,6914

92

25 82,23 1452,1691 D

A

B

C RD

- 5345,79 Gambar 4.13 Diagram Momen Lentur Poros Bawah

118

Bahan poros S 45 C, σt = 568,98 N/mm2 Faktor keamanan Sf 2 = 2

σt =

568,96 2 = 47,415 N / mm 6x2

Faktor koreksi lenturan, Km = 1,5 Faktor koreksi puntiran, Kt = 1

4.4.2.3 Mencari Diameter Poros ⎡⎛ 5,1 ⎞ d s ≥ ⎢⎜⎜ ⎟⎟ ⎣⎝ σ a ⎠

(K m .M )

2

+ (K t .T )

2

⎤ ⎥ ⎦

1

3

⎡⎛ 5,1 ⎞ 2 d s = ⎢⎜ ⎟ (1,5 x 5345,79 ) + (1 x 12703,1 47 , 415 ⎠ ⎣⎝ = 11,7 mm Diameter poros diambil 18 mm berarti aman 4.4.2.4 Perhitungan Sudut Puntiran (θ) Modulus geser, G = 8,3 x 103 kg/mm2

θ = 584

θ = 584

T .I G . ds

4

12703,1 x 234 8,3 x 10 3 x 9,81 x 18 4

θ = 0,203

0

Karena 0,2030 < 0,250 berarti aman.

)

2

⎤ ⎥ ⎦

1

3

119

4.5 PERENCANAAN PASAK

4.5.1 Mencari Gaya Tangensial Asumsi torsi pada poros sama dengan torsi dicutter. T = 12703,1 Nmm Maka gaya tangensial pada permukaaan poros : F=

F=

b

T ds 2

L

F

12703,2 18 2

= 1411,47 N

Gambar 4.14 Gaya Pada Pasak

Jika bahan pasak St 42 dengan kekuatan tarik 412,02 N/mm2, faktor keamanan Sf = 8 maka tegangan tarik ijin adalah σa =

4.84)

412,02 = 51,5025 N/mm2 8

Maka tegangan geser ijin adalah :

τ g = 0,5 × 51,5025 = 25,7513 N/mm2 Karena diameter poros yang dipakai 20 mm, digunakan pasak ukuran 6 x 6 mm

4.84) 4.85)

Lampiran 4, hal: 125 Lampiran 12, hal: 135

4.85)

120

Tekanan permukaan pasak yang diijinkan, Pa = 8 kg/mm2

4.86)

4.5.2 Mencari Panjang Pasak 4.5.2.1 Mencari panjang pasak dari tegangan geser yang diijinkan.

τg ≥ 25,7513 ≥

F b.l1

4.87)

1411,47 6 × l1

l1 ≥ 9,135 mm 4.5.2.b Mencari Panjang Dari Tekanan Permukaan Yang Diijinkan. Pa ≥

8 × 9,81 ≥

F l2 . c

4.88)

1411,47 l2 . 3

l2 ≥ 6 mm Panjang pasak yang dipilih 18 mm.

4.89)

4.5.3 Pemeriksaan Pasak 6 b = = 0,33 d s 18

4.86)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 27 Ibid, hal: 25 4.88) Ibid, hal: 27 4.89) Lampiran 12, hal: 135 4.87)

121

Syarat:

b terletak diantara 0,25 - 0,35 d

4.90)

Maka 0,25 < 0,33 < 0,35 berarti pasak aman (baik). 18 l = =1 d s 18 l terletak diantara 0,75 sampai 1,5 ds ds

4.91)

Maka 0,75 < 1< 1,5 berarti pasak aman (baik). Pasak yang digunakan ukuran 6 x 6 mm, panjang 1=18 mm, bahan pasak St 42

4.6 PERENCANAAN ULIR PENEKANAN CUTTER

Diketahui beban yang bekerja pada ulir : W0 = 393,2265 N Faktor koreksi ,fs = 1,5 (Lampiran 9, Hal: 126) Sehingga, W = 1,5 x 393,2265 N = 589,84 N Bahan baut St 37

(Lampiran 4, Hal: 119)

RB

σt : 362,97 N/mm

2

Gambar 4.15 Gaya Pada Ulir Penekan Pegas

4.90) 4.91)


122

4.92)

Dengan faktor keamanan, Sf = 4 Maka tegangan lentur yang diijinkan, σa : 90,7425 N/mm2 d1 ≥

4 x 589,84 ≥ 3,6 mm π × 90,7425 × 0,64

Diameter dalam ulir yang diijinkan adalah 3,688 mm (ulir M 4)

4.93)

4.7 PERENCANAAN BANTALAN LUNCUR

4.7.1 Bantalan Luncur Pada Poros Atas 4.7.1.a Bantalan di titik B Beban yang bekerja pada bantalan di titik B adalah RB Diketahui: RB RB = 393,2265 N W0 = RB Faktor koreksi, Fc = 1 Maka :

RC

W = 393,2265 N

Gambar 4.16 Gaya Pada Bantalan Poros Atas

Bahan poros adalah S 45 C, dengan σt = 568,98 N/mm2 Sf1 = 6; Sf2 = 2 Maka: σ a =

4.92) 4.93)

σt S fc + S f 2

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 296 Lampiran 19, hal: 142

123

σa =

568,98 6x2

= 47,415 N/mm2 Mencari harga perbandingan panjang bantalan (d), dengan diameter poros : 1 xσa l ≤ d 5,1 x Pa

Dimana, Pa = Tekanan maksimum yang diijinkan (kg/mm2)

4.94)

4.95)

1 × 47,415 l ≤ d 5,1 x 5,5

l ≤ 1,3 d Agar sesuai dengan standar maka l/d diambil = 1

4.96)

Maka panjang bantalan adalah : 1 x 20 mm = 20 mm

4.97)

Mencari tekanan rata-rata permukaan yang bekerja : p=

W l.d

p=

393,2265 N 20 x 20

= 0,98 N/mm2 = 0,1 kg/mm2 4.94)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 Lampiran 18, hal: 141 4.96) Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 109 4.97) Lampiran 15, hal: 138 4.98) Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 109 4.95)

4.98)

124

Syarat aman : P < 0,7 – 2 kg/mm2

4.99)

Karena 0,1 kg/mm2 < 0,7 – 2 kg/mm2, maka bantalan aman. Mencari kecepatan keliling poros (v) : v=

v=

π .d .n 60 . 1000

π . 20 x 10 60 . 1000

= 0,0105 mm/s Faktor tekanan kecepatan maksimum : Pv = 0,1 kg/mm2 x 0,0105 mm/s = 0,00105 kgmm/mm2 . s = 0,00000105 kgm/mm2 . s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan.

4.100)

4.7.1.2 Bantalan di Titik C Beban yang bekerja di titik C adalah RC Diketahui: W = RC = 460,6209 N Fc = 1

4.99) 4.100)

Lampiran 17, hal: 140 Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110

125

Bahan poros adalah S45 C, dengan σa = 58 kg/mm2 Sf1 = 6 : Sf2 = 2

σa = σa =

σt S f 1 + S ft 568,98 6x2

= 47,415 N/mm2 Maka, mencari harga perbandingan panjang bantalan dengan diameter poros 1σ a l ≤ d 5, 1 . Pa

4.101)

1 x 47,415 l l = ≤ 1,6903 ≤ d d 5,1 x 5,5

Agar sesuai dengan standar maka 1/d diambil = 1 Maka panjang bantalan adalah : 1x 20 mm = 20 mm. Mencari tekanan permukaan yang bekerja: p=

W l.d

p=

460,6209 N 20 x 20

4.102)

= 1,15 N/mm2 = 0,117kg/mm2 Syarat aman : p < 0,7 – 2 kg/mm2, maka bantalan aman.

4.101) 4.102)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal:110 Ibid, hal: 109

126

Mencari kecepatan keliling (v) : v=

v=

π .d .n. 60 . 1000

π x 20 x 10 60 x 1000

= 0,0105 mm/s Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : Pv = 0,117 kg/mm2 x 0,0105 mm/s = 0,00123 kg.mm/mm2.s = 0,00000123 kg.m/mm2.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan.

4.103)

4.103)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110

127

4.7.2 Bantalan Luncur Poros Bawah 4.7.2.1 Bantalan Di Titik B Beban yang bekerja pada di titik B adalah RB

RB

RC Gambar 4.17 Gaya Pada Bantalan Poros Bawah Diketahui : RB = 305,6914 N W

= RB

Faktor koreksi, fc

=1

4.104)

Bahan poros adalah S 45 C, dengan Maka: σ a =

σa =

4.104)

Lampiran 9, hal: 132

σt Sf1 × Sf 2 568,98 = 47,415 N/mm2 6× 2

σ t = 58 Kg / mm 2 . Sf1 = 6 ; Sf 2 = 2

128

Mencari perbandingan panjang bantalan dengan diameter poros : 1× σ a l ≤ 5,1 × pa d

4.105)

l 1 × 47,415 ≤ d 5,1 × 5,5 l ≤ 2,6903 d Agar sesuai dengan standart maka l/d diambil = 1 Maka panjang bantalan adalah 1 x 20 mm = 20 mm Mencari tekanan permukaan yang bekerja : p=

W l.d

p=

305,6914 20 × 20

4.106)

p = 0,76 N/mm2 p = 0,0775 Kg/mm2 Syarat aman : p < 0,7 − 2kg / mm 2

4.107)

Karena 0,0775 Kg/mm2 < 0,7 – 2 kg/mm2

4.105)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 Ibid, hal: 109 4.107) Lampiran 17, hal: 140 4.106)

129

Mencari kecepatan keliling (v) : v=

v=

π .d .n 60.1000

π × 20 × 10 60.1000

= 0,0105 mm/s Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : Pv =0,0775 kg/mm2 x 0,0105 mm/s = 0,00081kg.mm/mm2.s = 0,00000081 kgm/mm2.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan

4.108)

4.7.2.2 Bantalan di Titik C Beban yang bekerja pada bantalan di titik C Rc Diketahui : Rc = 82,23 N W = Rc fc = 1 Beban poros adalah S 45 C, dengan σ t = 58 Kg / mm 2 . Sf1 = 6 ; Sf 2 = 2 Maka: σ a =

568,98 6× 2

= 47,415 N/mm2

4.108)


130

Mencari harga perbandingan panjang bantalan (l), dengan diameter poros (d) :

1× σ a l ≤ 5,1 × pa d

4.109)

l 1× 47,415 ≤ d 5,1× 5,5 l ≤ 1,3 d Agar sesuai dengan standart maka l/d diambil = 1 Maka panjang bantalan adalah : 1 x 20 mm = 20 mm Mencari tekanan permukaan yang bekerja : p=

W l.d

p=

82,23 N 20 × 20

4.110)

= 0,205 N/mm2 = 0,021 kg/mm2 Syarat aman : p < 0,7 − 0,2kg / mm 2

4.111)

Karena 0,021 kg/mm2 < 0,7 – 2 kg/mm2, maka bantalan aman.

4.109) 4.110) 4.111)

Ibid, hal: 110 Ibid, hal: 109 Lampiran 17, hal: 140

131

Mencari kecepatan keliling (V) : v=

v=

π .d .n 60.1000

π × 20 × 10 60.1000

= 0,0105 mm/s

Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : Pv = 0,021 kg/mm2 x 0,0105 mm/s = 0,00022 kg.mm/mm2.s = 0,00000022 kgm/mm2.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan

4.112)

4.8 GAYA PENCEKAMAN

F Permukaan gaya pengencangan pengunci klem :

Dimana, Fg

F

= gaya geser

Gambar 4.18 Gaya pencekaman

fs1 , fs2 = gaya gesek yang terjadi

μ = Koefisien Gesek

4.112) 4.113))

4.113)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 Lampiran 8, hal: 131

132

Dari gambar diatas dapat dicari gaya pengencangan minimal pada klem Fg = fs1 + fs 2 = 2 fs = 2 μ x F pengencangan minimal Dimana, Fg = gaya geser (N)

=

θ 360

π .r 2

28,3576 π × 25 2 360

= 154,5883 mm2 ab = ob 2 − oa 2

=

o O

a

θ b’

3 mm

Luas juring oab’ =

25 2 − 22 2

= 11,8743 mm Luas segitiga

Gambar 4.19 Luasan Geser Pemotongan II

= 1 2 ab x oa = 1 2 x 11,8743 x 22 = 130,6178 mm2

Luas tembereng bb’ = Luas juring – luas segitiga = 154,5883 mm2 - 130,6178 mm2 = 23,9705 mm2 Maka, Fg = τ g × A = 15,525 N/mm2 x 23,9705 mm2 = 372,1426 N

133

Maka: F pengencangan minimal =

=

Fg 2μ

372,1426 2 × 0,74

= 251,4477 N Jadi gaya minimal yang diperlukan untuk pencekaman pelat pada klem agar pelat tidak bergeser pada saat pemotongan adalah sebesar 251,4477 N.

4.9 PERENCANAAN BANTALAN GELINDING

Pada poros yang bekerja adalah gaya aksial, Oleh karena itu digunakan bantalan jenis thrust ball bearing. Untuk menyesuaikan dengan komponen pencekaman yang lain, maka dipilih thrust ball bearing no : 51200 dengan data sebagai berikut :

4.114)

Kapasitas nominal dinamis spesifik, C : 12700 N

F

Kapasitas nominal statis spesifik, Co : 1700 N

Gambar 4.20 Gaya Pada Bantalan Gelinding

4.9.1 Mencari Putaran Bearing Kapasitas minimum mesin potong flange packing ini adalah berdiameter 110 mm, maka jarak pemotongan adalah sebesar keliling dari lingkaran.

4.114)


134

Keliling Asbes = π × d = π × 110 mm = 345,4 mm Diketahui diameter cutter 50 mm, maka keliling cutter : Keliling cutter = π × 50 mm = 157 mm keliling cutter nasbes = keliling asbes ncutter n 157 = asbes 345,4 10

Sehingga , nasbes = 4,55 rpm = 5 rpm 4.9.2 Mencari Beban Ekivalen Dinamis P = X .Fr + Y .Fa

4.115)

Dimana :

4.115)

P

: Beban ekivalen dinamis (N)

Fr

: Beban radial (N)

Fa

: Beban aksial (N)

X

: Faktor beban radial

Y

: Faktor beban aksial


135

Untuk thrust ball Bearing P = Fa Jika Fmin = 251,4477 N, factor beban fw = 1,5 maka Fa = 377,1715 N Fa 377,1715 = = 0,2219 Co 1700

Dari interpolasi data didapat : ( X = 0,56 ; Y = 1,24 ; e = 0,358 ) Sehingga :

Fa >e V .Fr

377,1715 = 0,358 1 × Fr Fr = 1053,5517

P = (0,56 × 1053,5517) + (1,24 × 377,1715) = 1057,6827 N 4.9.3 Perhitungan Umur Bantalan Factor kecepatan : ⎛ 33,3 ⎞ fn = ⎜ ⎟ ⎝ n ⎠

1/ 3

Maka : ⎛ 33,3 ⎞ fn = ⎜ ⎟ ⎝ 5 ⎠

1/ 3

= 1,88

136

Faktor umur : fh = fn ×

C p

f h = 1,88 ×

12700 1057,6827

= 22,57 Umur nominal, Lh : Lh = 500 × f h

3

= 500 x 22,573 = 5748634,296 jam Asumsi : 8 jam/ hari = 40 jam/ minggu berarti 1 tahun = 2080 jam maka umur bearing dalam tahun 5748634,296 2080 = 2764 tahun

137

4.10 PERENCANAAN PEGAS PENCEKAMAN

Diketahui bahwa tenaga manusia yang digunakan untuk unit penekanan adalah : 7-10 kg diambil 8,5 kg

4.116)

Sedangkan perbandingan panjang tuas pada unit penekanan adalah 7 cm : 3 cm, Maka beban yang terjadi pada pegas adalah : 8,5 kg x 7 cm = W x 3 cm W = 19,833 kg = 20 kg = 196,2 N 4.10.1 Mencari Ukuran Pegas Diketahui :

W Gambar 4.21 Gaya Pada Pegas Pencekaman

W = 196,2 N Diameter dalam maksimum = 15 mm = 1,5 cm D = 15 + d W.

D π = .τ g .d 3 2 16

4.117)

⎛ 1,5 + d ⎞ π 3 W .⎜ ⎟ = .τ g .d .9,81 ⎝ 2 ⎠ 16 ⎛ 1,5 + d ⎞ π 3 196,2.⎜ ⎟ = .4830.d .9,81 ⎝ 2 ⎠ 16

4.116)

4.118)

R.K.Jain, 1980, Machine Design, New Delhi, Khanna Publiser, hal: 510 R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 760 4.118) Lampiran 21, hal: 145 4.117)

138

d = 0,325 cm

D = 1,5 + d = 1,5 + 0,325 = 1,825 cm C=

D d

=

1,825 = 5,6154 0,325

K=

4C − 1 0,615 + C 4C − 4

K=

4(5,6154) − 1 0,615 + 4(5,6154) − 4 5,6154

4.120)

4.121)

= 1,2720 d2 =

K .W .8.C π .τ g

d2 =

1,2720 × 196 ,2 × (8 ) × (5,6154 ) 3,14 × (4830 ) × 9,81

4.122)

d = 0,2744 cm

Agar sesuai dengan standart maka d diambil : 0,2946 cm = 2,946 mm

4.120)

4.123)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 761 Ibid, hal: 761 4.122) Ibid, hal: 768 4.123) Ibid, hal: 762 4.121)

139

Sehingga : D = 1,5 + 0,2964 = 1,7946 cm 4.10.2 Mencari Jumlah Lilitan Kawat Pegas n=

δ (d )4 .G

G : Modulus Rigiditas material pegas

8.W .(D )

3

1 × (0,2946) × 8 × 10 5 × 9,81 n= 3 8 × 196,2 × (1,7946) 4

4.124)

= 6,5163 Jadi n = 6,5163 lilitan = 7 lilitan Sehingga jumlah lilitan keseluruhan adalah : N = 2 + 7 = 9 lilitan 4.10.3 Mencari Panjang Pegas (Free Length) l = n . d + δ maks + (n − 1) . 0,1 = 9(0,2946 ) + 1 + (9 − 1) × 0,1

= 4,4514 cm = 4,5 cm 4.10.4 Mencari Picth dari Pegas

4.124)

p=

Free lenght n −1

p=

4,5 = 0,5625 cm 9 −1


140

4.10.5 Mengecek Pegas a. Mengecek perbandingan panjang pegas dengan diameter rata-rata pegas H ≤4 D

4,5 H = = 2,5075 D 1,7946 Karena : 2,5075<4, maka pegas baik b. Mengecek lilitan aktif pegas : n = N + (1,5 sampai 2) 9 = N + 1,5 N = 7.5 Syarat baik : N ≥ 3, Karena 7,5 > 3, maka pegas aman (baik).

4.11 PERENCANAAN ULIR PENCEKAMAN

Diketahui beban yang bekerja pada ulir pencekaman : W = 251,4477 N

Faktor koreksi, FC = 1,5

Sehingga W = 1,5 x 251,4477 = 377,1715 N Bahan baut St 37 dengan

σ t = 362,97 N/mm2 4.125)

Dengan factor keamanan, Sf = 14 Maka tegangan lentur yang diijinkan :

σa =

362,97 = 25,9264 N/mm2 14 W Gambar 4.22 Gaya Pada Ulir Pencekaman

4.125)


141

Sehingga diameter dalam d1 : d1 ≥

4.W π .σ a .0,64

d1 ≥

4 × 377,1715 π × 25,9264 x 0,64

d1 ≥ 5,38 mm

Maka dipilih ulir metris kasar: d1 = 5,917 mm M = 6 mm, p = 1mm

4.126)

Jadi bahan, St 37 baut M6

4.12 PENENTUAN DAYA MOTOR

Daya motor dipengaruhi oleh beban-beban yang bekerja yaitu : berat cutter, berat poros, berat pulley, berat gear, koefisien gesek dari bantalan luncur, gaya pemotongan dan beban gear box (reducer). Beban-beban yang bekerja : 4.12.1 Beban pada poros atas a) Beban karena cutter Beban = [(Berat cutter) x kecepatan linier]

= [(0,8744 N) x

4.126)


π .d .n 60

]

142

= [(0,8744 N) x

.

π × 0,05m × 10 Rpm 60

= 0,0229 Watt

b) Beban karena berat gear Beban = [(Berat gear) x kecepatan linier]

π .d .n

= [(69,0544 N) x

60

]

π × 0,229m × 10 Rpm

= [(69,0544 N) x

60

= 8,2757 Watt c. Beban karena gaya pemotongan Beban = [(gaya pemotongan) x kecepatan linier]

= [(507,693 N) x

= [(507,693 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,05m × 10 Rpm 60

]

= 13,2846 Watt d. Beban karena berat poros Asumsi berat poros : 2 kg = 19,62 N Beban = [(Berat poros) x kecepatan linier]

= [(19,62 N) x

= [(19,62 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,02m × 10 Rpm 60

] = 0,2054 Watt

143

e. Beban karena bantalan Poros yang bekerja pada bagian atas, ditumpu dengan menggunakan dua buah bantalan luncur dari jenis journal bearing dengan koefisien gesek :

μ=

33 ⎛ ZN ⎞⎛ d ⎞ ⎜ ⎟⎜ ⎟ + k 1010 ⎝ P ⎠⎝ c ⎠

4.127)

Dimana :

μ = koefisien gesek Z = absolute viskositas pelumas (centipoises) N = Kecepata putar (Rpm) P = Tekanan bantalan (kg/cm2) d = Diameter jurnal (cm) c = beda ukuran antara diameter bushing dan diameter jurnal (cm) k = Faktor koreksi, 0,002 untuk l/d = 0,75 – 2,8

μ=

33 (700)(0,001) + 0,002 1010

4.128)

= 0,002 Beban yang bekerja pada poros atas adalah : = 0,0229 Watt + 8,2757 Watt + 13,2846 Watt + 0,2054 Watt = 21,7886 Watt

4.127) 4.128)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 933 Lampiran 32, hal: 156

144

Penambahan beban akibat gesekan dari dua buah bantalan adalah : = 2 x μ x beban poros = 2 x 0,002 x 21,7886 Watt = 0,087 Watt Jadi Beban Total pada poros atas adalah : = Beban poros + Beban gesek bantalan = 21,7886 Watt + 0,087 Watt = 21,8757 Watt 4.12.2 Beban Pada Poros Bawah a. Beban karena cutter Beban = [(Berat cutter) x kecepatan linier]

= [(1,1178 N) x

= [(1,1178 N) x

.

π .d .n 60

]

π × 0,05m × 10 Rpm 60

= 0,0292 Watt

b. Beban karena berat gear Beban = [(Berat gear) x kecepatan linier] = [(69,0544 N) x

= [(69,0544 N) x

= 8,2757 Watt

π .d .n 60

]

π × 0,229m × 10 Rpm 60

145

c. Beban karena gaya pemotongan Beban = [(gaya pemotongan) x kecepatan linier]

= [(507,693 N) x

= [(507,693 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,05m × 10 Rpm 60

]

= 13,2846 Watt d. Beban karena berat poros Asumsi berat poros : 2 kg = 19,62 N Beban = [(Berat poros) x kecepatan linier]

= [(19,62 N) x

= [(19,62 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,02m × 10 Rpm 60

]

= 0,2054 Watt e. Beban karena bantalan Beban akibat gesekan dua buah bantalan : = 2 x μ x beban poros bawah = 2 x 0,002 x (0,0292 + 8,2757 + 13,2846 + 0,2054) = 0,0872 Watt

146

Jadi beban total pada poros bawah : = 0,0292 W + 8,2757 W + 0,2054 W + 13,2846 W + 0,0872 W = 21,882 Watt. 4.12.3 Beban Karena Berat Pulley a. Pulley Poros Cutter Atas Asumsi berat poros : 1,5 kg = 14,715 N Beban = [(Berat pulley) x kecepatan linier]

= [(14,715 N) x

= [(14,715 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,14m × 10 Rpm 60

= 1,0781 Watt b. Pulley output reducer Asumsi berat poros : 1 kg = 9,81 N

Beban = [(9,81 N) x

= [(9,81 N) x

= 0,7187 Watt

π .d .n 60

]

π × 0,05m × 28Rpm 60

]

]

147

c. Pulley input Reducer Asumsi berat poros = 2 kg = 19,62 N Beban = [(Berat pulley) x kecepatan linier]

= [(19,62 N) x

π .d .n 60

]

Beban = [(Berat pulley) x kecepatan linier]

= [(19,62 N) x

π × 0,16m × 280 Rpm 60

] = 46 Watt

d. Pulley pada motor Asumsi berat poros : 0,75 kg = 7,3575 N Beban = [(Berat pulley) x kecepatan linier]

= [(7,3575 N) x

= [(7,3575 N) x

π .d .n 60

]

π × 0,03m × 1400 Rpm 60

]

= 16,1718Watt Jadi beban total karena berat pulley: = 1,0781 Watt + 0,7187 Watt + 46 Watt + 16,1718Watt = 63,9686 Watt

148

4.12.4 Beban Karena Gear Box (Reducer) Asumsi berat reducer : 2 kg Berat (kg ) = 8,5 daya (kW )

4.129)

Sehingga beban reducer,

=

2 8,5

= 0,2353 kW = 235,5 W Jadi beban yang harus dikeluarkan oleh motor : = 21,8757 Watt + 21,882 Watt + 46 Watt + 235,3 Watt = 325,0518 Watt Pada perancangan, digunakan transmisi berupa pulley dan sabuk V- Belt yang mempunyai efisiensi daya sebesar 98%. Maka daya yang harus dikeluarkan oleh motor listrik yaitu :

=

100 × 325,0518 Watt 98

= 331,6855 Watt Keterangan : 1 Hp = 746 Wattt

Maka daya motor dalam Hp sebesar : =

4.129)

331,6855 = 0,445 Hp 746

Lampiran 36, hal 160

149

Jadi motor yang digunakan dari table didapat sebesar 0,5 Hp dengan n = 1400 Rpm, efesiensi motor η = 90 %. Daya yang dipindahkan adalah : = 90% x 0,5 Hp = 0,45 Hp Jadi daya motor yang dipindahkan masih lebih besar dari total daya yang dibutuhkan, sehingga rencana pemilihan jenis motor listrik adalah aman.

4.13 PERHITUNGAN PULLEY

4.13.1 Pulley Motor – Input Reducer Dari hasil perhitungan tentang motor listrik didapatkan data sebagai berikut : Daya motor

P = 0,5 Hp

Putaran motor

n = 1400 Rpm

D2 = 160 mm n2 = 280 Rpm

D1 = 30 mm n1 = 1400 Rpm

s 350 Gambar 4.23 Susunan Pulley Motor-Input Reducer

Keterangan : n1 = Putaran motor listrik (Rpm)

150

n2 = Putaran pulley input reducer (Rpm) D1 = diameter poros listrik (mm) D2 = diameter pulley input reducer (mm)

Dalam mesin ini perbandingan transmisi antara putaran motor dengan pulley reducer input adalah sebagai berikut : n1 x D1 = n2 x D2

4.130)

Perbandingan transmisi yang terjadi antar putaran motor listrik dan putaran input reducer adalah =

i=

n1 n2

i=

1400 Rpm 280 Rpm

i = 5,0

4.13.1.1 Menentukan Jarak Pulley Yaitu jarak antara pulley motor listrik dengan pulley input reducer. Jarak maksimal pulley : C max = 2(Dp + dp )

4.131)

= 2 (160 + 30) = 380 mm Dimana : Cmax = jarak maksimal poros (mm) Cmin = jarak minimal poros (mm) Dp = Diameter tusuk pulley yang digerakkan (mm) 4.130) 4.131)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 657 Tashuri dkk, 1998, Tire cutter Machine, Tangerang, hal: 40

151

dp = Diameter tusuk pulley penggerak (mm)

Jarak minimal poros = 4.132)

Cmin = 0,7 (Dp + dp) = 0,7 ( 160 + 30) = 133 mm

4.13.1.2 Menghitung Panjang Sabuk L = 2C +

π 2

(dp + Dp ) +

1 ( Dp − dp) 2 4C

4.133)

Dimana : L = panjang sabuk (mm)

Besarnya C diambil dengan penentuan jarak kombinasi antara pulley motor listrik dengan pulley input reducer tidak bersinggungan yaitu 350 mm. L = 2 x350 +

π 2

(30 + 160) +

1 (160 − 30) 2 4 × 350

L = 1010,3714 mm 4.134)

L = 1016 mm = 40 inch 4.13.1.3 Menentukan Jenis Sabuk Data-data dari sabuk –V

4.132)

•

Berat jenis

= 1,14 kg/m3

•

Jenis sabuk

= Rubber (karet)

•

Koefisien gesek μ

= 0,30

4.135)

4.136)

Tashuri dkk, 1998, Tire cutter Machine, Tangerang, hal: 40 Sularso, 2002, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 170 4.134) Lampiran 26, hal: 150 4.135) Lampiran 30, hal: 154 4.136) Lampiran 27, hal: 151 4.133)

152

•

Putaran motor (n)

= 1400 Rpm

•

Daya motor (P)

= 0, 5 Hp = 0,373 KW

•

Faktor koreksi

= 0,943

Daya rencana: Pd = P x fc

= 0,373 KW x 0,943 = 0,3517 KW •

Tegangan ijin sabuk (f)

= 25 Kg/cm2 = 245,25 N/cm2

Dengan daya 0,3517 KW dan kecepatan putaran pulley 1400 rpm, maka jenis sabuk yang digunakan berdasarkan diagram pemilihan sabuk – V dan daya maka diperoleh sabuk jenis A. Besarnya sudut sabuk – V : 2α = 40o α = 20o 4.13.1.4 Menghitung luas Sabuk-V Luas =

(a + b ) × t 2

b = a – (2 tg α) x t = 12,5 – (2 tg 20o) x 9 = 5,9485 mm Luas =

(12,5 + 5,9485 ) × 9 2

= 83,018 mm2

153

4.13.1.5 Menghitung Kecepatan Linier Kecepatan linier sabuk (m/det): v=

=

π × dp x n

137)

60 x 1000

π x 30 x 1400 60 x 1000

= 2,198 m/det 4.13.1.6 Menentukan Sudut Kontak (θ)

θ = 180 o − = 180 o −

57( D p − dp)

4.138)

C

57(160 − 30) 350

= 158,83o = 158,83o x

π 180

= 2,77 rad 4.13.1.7 Menentukan Gaya Tegang/ Tarikan Pada Sabuk Menghitung berat sabuk per satuan panjang : W=AxLxρ

4.139)

Dimana: W = Berat sabuk persatuan panjang (Kg)

ρ = Berat jenis sabuk (kg/m3)

4.137)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 166 Ibid, hal: 173 4.139) R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 683 4.138)

154

L = Panjang sabuk (m) A = Luas sabuk (m2)

W = 0,00114 kg/cm3 x (0,8302 cm2 x 101,6 cm) = 0,096 kg = 0,9433 N T=f xA

= 245,25 N/cm2 x 0,8302 cm2 = 203,6065 N Gaya yang bekerja pada sabuk TC =

=

W x v2 g

4.140)

0,9433 N x (2,198 m / det) 2 9,81 m / det 2

= 0,2113 N 2,3 log

T1 = μθ cos ecα T2

2,3 log

T1 = 0,3 × 2,77 × cos ec 20 o T2

log

T1 T2

=

4.141)

2,43 2,3

T1 = 11,386 T2 4.140)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 669

4.141)

Ibid, hal: 682

155

T1 = T - TC

4.142)

T1 = 203,6065 N – 0,2113 N T1 = 203,3952 N Sehingga, 203,3952 N 11,386

T2 =

T2 = 17,8636 N

4.13.1.8 Menentukan Jumlah Sabuk Daya yang mampu diterima oleh sabuk: Ps = (T1 – T2) x v

4.143)

= (203,3952 N – 17,8636 N) x 2,198 m/det = 407,7984 Watt Jumlah sabuk yang diperlukan: N=

Daya rencana Daya persabuk

N=

351,7 W 407,7984 Watt

= 0,86 sabuk N ≈ 1 sabuk Jadi jumlah sabuk yang diperlukan untuk mentransmisikan daya yaitu 1 buah. 4.13.2 Pulley Output Reducer – Poros Cutter Atas 4.142)


4.143)

Ibid, hal: 664

156

Dari hasil perhitungan tentang gear box (reducer) dan perbandingan putaran (motor, pulley dan reducer) didapatkan data sebagai berikut : Putaran output reducer (n) = 28 Rpm

350 mm

D1 = 140 mm n1 = 10 Rpm

D1 = 50 mm n1 = 28 Rpm

Gambar 4.24 Susunan Pulley Motor-Input Reducer

Keterangan : n1 = Putaran pulley output reducer (Rpm) n2 = Putaran pulley poros cutter atas (Rpm) D1 = diameter pulley output reducer (mm) D2 = diameter pulley poros cutter atas (mm)

Dalam mesin ini perbandingan transmisi antara putaran pulley output reducer dengan pulley poros atas adalah sebagai berikut :

157

n1 x D1 = n2 x D2

4.144)

Perbandingan transmisi yang terjadi antar putaran pulley output reducer dan putaran pulley poros atas adalah : i=

n1 n2

i=

28 Rpm 10 Rpm

i = 2,8

4.13.2.1 Menentukan Jarak Pulley Yaitu jarak antara pulley output reducer dengan pulley poros cutter atas. Jarak maksimal pulley : C max = 2(Dp + dp )

4.145)

= 2 (140 + 50) mm = 380 mm Dimana : Cmax = jarak maksimal poros (mm) Cmin = jarak minimal poros (mm) Dp = Diameter tusuk pulley yang digerakkan (mm) dp = Diameter tusuk pulley penggerak (mm)

4.144) 4.145)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 657 Tashuri dkk, 1998, Tire Cutter Machine, Tangerang, hal: 40

158

Jarak minimal poros : 4.146)

Cmin = 0,7 (Dp + dp) = 0,7 ( 140 + 50) = 133 mm

4.13.2.2 Menghitung Panjang Sabuk L = 2C +

π 2

(dp + Dp ) +

1 ( Dp − dp) 2 4C

4.147)

Dimana : L = panjang sabuk (mm)

Besarnya C diambil dengan penentuan jarak kombinasi antara pulley output reducer dengan pulley poros cutter atas tidak bersinggungan yaitu 350 mm. L = 2 x350 +

π 2

(50 + 140) +

1 (140 − 50) 2 4 × 350

L = 1004,0857 mm L = 1016 mm = 40 inch

4.148)

4.13.2.3 Menentukan Jenis Sabuk Data-data dari sabuk –V • Berat jenis

4.146)

= 1,14 Kg/m3

4.149)

Tashuri dkk, 1998, Tire Cutter Machine, Tangerang, hal: 40 Sularso, 2002, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 170 4.148) Lampiran 26, hal: 150 4.149) Lampiran 30, hal: 154 4.147)

159

• Jenis sabuk

= Rubber (karet)

• Koefisien gesek μ

= 0,30

4.150)

• Putaran output reducer (n) = 28 Rpm • Daya kerja beban pulley (P) = 1,0781 Watt • Faktor koreksi (fk) = 1,2 • Daya rencana: Pd

= P x fk = 1,0781 Watt x 1,2 = 1,3 Watt

•

Tegangan ijin sabuk (fa) = 25 Kg/cm2 = 245,25 N/cm2 Dengan daya 0,2284 KW dan kecepatan putaran pulley 28 rpm,

maka jenis sabuk yang digunakan berdasarkan diagram pemilihan sabuk – V dan daya maka diperoleh sabuk jenis A. Besarnya sudut sabuk – V : 2α = 40o α = 20o 4.13.2.4 Menghitung luas Sabuk-V Luas =

(a + b ) × t 2

b = a – (2 tg α) x t = 12,5 – (2 tg 20o) x 9 = 5,9485 mm

4.150)


160

Luas =

(12,5 + 5,9485 ) × 9 2

= 83,018 mm2 4.13.2.5 Menghitung Kecepatan Linier Kecepatan linier sabuk (m/det): v=

=

π × dp x n 60 x 1000

π x 50 x 28 60 x 1000

= 0,0733 m/det

4.13.2.6 Menentukan Sudut Kontak (θ)

θ = 180 o − = 180 o −

57( D p − dp )

4.151)

C

57(140 − 50) 350

= 165,343 o = 165,343 o x

π 180

= 2,884 rad 4.13.2.7 Menentukan Gaya Tegang/ Tarikan Pada Sabuk Menghitung berat sabuk per satuan paanjang W=AxLxρ

4.151) 4.152)

4.152)

Sularso, 2002, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 173 R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 683

161

Dimana: W = Berat sabuk persatuan panjang (Kg)

ρ = Berat jenis sabuk (kg/m3) A = Luas sabuk (m2) L = Panjang sabuk (m)

W = 0,00114 kg/cm3 x (0,8302 cm2 x 10,16 cm) = 0,0096 kg = 0,0943 N T = Fa x A

= 245,25 N/cm2 x 0,8302 cm2 = 203,6065 N Gaya yang bekerja pada sabuk TC =

W x v2 g

4.153)

0,0943 N x (0,0733 m / det) 2 = 9,81 m / det 2 = 0,0005 N

4.153) 4.154)

2,3 log

T1 = μθ cos ecα T2

2,3 log

T1 = 0,3 × 2,884 × cos ec 20 o T2

4.154)


162

log

T1 T2

=

2,53 2,3

T1 = 12,585 T2 4.155)

T1 = T - TC T1= 203,6065 N – 0,0005 N T1 = 203,606 N Sehingga T2 =

203,606 N 12,585

T2 = 16,178 N

4.13.2.8 Menentukan Jumlah Sabuk Daya yang mampu diterima oleh sabuk: Ps = (T1 – T2) x v

4.156)

= (203,606 N – 16,178) x 0,0733 m/det = 13,7385 Watt Jumlah sabuk yang diperlukan: N=

4.155) 4.156)

Daya rencana Daya persabuk


163

N=

1,3 Watt 13,7385 Watt

= 0,1 sabuk N ≈ 1 sabuk Jadi jumlah sabuk yang diperlukan untuk mentransmisikan daya yaitu 1 buah.

4.14 ANALISA ERETAN

4.14.1 Analisa Torsi Eretan Torsi eretan adalah gaya puntir dari eretan dikalikan setengah diameter atau jari-jari dari diameter nominal ulir eretan. T=F×

d d = W . tan (α + θ ) 2 2

4.157)

Nilai W adalah gaya dorong reaksi pemotongan. W = F s + Fn

Nilai Gaya Potong (Fs) telah diketahui 507,693 N Sedangkan Gaya Normal (Fn) didapatkan dari: Fn = μ x N

Gaya normal terdiri dari berat material yang terletak diatas silinder berupa rangka pencekam, dudukan pencekam, bantalan penjepit, tuas pengungkit dan pegas. Asumsi berat 7 kg.

4.157)


164

Maka N: N=mxg

= 7 kg x 9,81 m/s2 = 68,67 N Diketahui koefisien gesek antara baja dan kuningan koefisien gesek statiknya µs = 0,53

4.158)

Fn = 0,53 x 68,67 N = 36,4 N

Maka nilai W: W = 507,693 N + 36,4 N = 544,1 N Nilai d adalah diameter nominal ulir. Ulir yang dipakai mempunyai diameter luar 20 mm dan pitch 2 mm. d=

do + dc 2

Dimana; d = diameter efektif (mm) do = diameter luar (mm) dc = diameter minor (mm)

4.158) 4.159)

Lampiran 8, hal: 131 Lampiran 31, hal: 155

4.159)

165

untuk mendapat nilai diameter minor: dc = do – p = 20 mm – 2 mm = 18 mm Dimana: p = pitch d=

20 mm + 18 mm 2

= 19 mm Nilai α adalah sudut helix, jika ditangensialkan: tan α =

p π .d

=

2 π .d

= 0,0335

α = 1,92o

4.160)

Nilai θ adalah sudut gesekan. Jika ditangensialkan: Tan θ = μ Koefisien gesek rata-rata nilai μ adalah 0,12

4.161)

4.162)

tan θ = μ 4.160)


4.161)

Ibid, hal: 599

4.162)


166

= 0,12 Nilai T dapat dicari: T=F x

d d = W . tan (α + θ ) 2 2

⎛ tan α + tan θ = W ⎜⎜ ⎝ 1 − tan α x tan θ

⎞d ⎟⎟ ⎠2

⎛ 0,0335 + 0,12 ⎞ 19 = 544,1 N ⎜ ⎟ ⎝ 1 − 0,0335 x0,12 ⎠ 2 = 796,64 Nmm 4.14.2 Analisa Gaya Tuas Eretan Untuk menggerakkan eretan diperlukan gaya (F) untuk memutar ulir eretan sehingga dapat bergerak. T=FxR

796,64 Nmm 200mm

F=

= 3,98 N 4.14.3 Analisa Tegangan Mampat Maximum Ulir Tegangan mampat adalah yang menyebabkan terjadinya regangan mampat.

fe =

=

W Ac

W

π 4

dc 2

167

=

544,1N

π 4

.18 2 mm 2

= 2,14 N/mm2 Dimana: Ac = Luas minor (mm2) dc = Diameter minor (mm) a. Tegangan Bearing Pada Ulir Untuk mengurangi keausan pada mur dan baut, tekanan bearing pada permukaan ulir harus berada didalam batasan. Pb =

W π .d .t.n

4.163)

Jumlah Ulir Yang Bersinggungan Dengan Baut h p tinggi mur = pitch

n=

n=

100mm 2mm

= 50 ulir

4.163)


168

Lebar Ulir p 2

t=

2 mm = 1 mm 2

=

Sehingga nilai Pb : Pb =

544,1 N π .19mm.1mm.50

= 0,1824 N/mm2 4.14.4 Tegangan Geser Ulir Karena pada ulir diberlakukan momen puntir, maka berlaku tegangan geser puntiran.

τg =

T

π 4

=

dc

3

796,64 Nmm

π 4

× 18 3

= 0,174 N/mm3

169

4.14.5 Analisa Perbandingan Torsi Ideal dan Torsi Aktual dari Eretan

η=

To T

4.164)

η = Efisiensi Torsi Torsi yang dibutuhkan tanpa gesekan To = W . tan α .

d 2

= 544,1 N x 0,0335 x

20 2

= 182,2735 Nmm Nilai η:

η=

182,2735 Nmm 796,64 Nmm

= 0,2288 = 22,88 %

164)

R.S Khurmi, 1982, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal:

615

BAB IV PERENCANAAN PERANCANGAN

Recommend Documents