PERANCANGAN DAN PENGEMBANGAN CONNECTING ROD DAN CRANKSHAFT MESIN OTTO SATU SILINDER EMPAT LANGKAH BERKAPASITAS 65 CC. Widiajaya

PERANCANGAN DAN PENGEMBANGAN CONNECTING ROD DAN CRANKSHAFT MESIN OTTO SATU SILINDER EMPAT LANGKAH BERKAPASITAS 65 CC Widiajaya 0906631446 Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknik Universitas Indonesia [email protected]

Abstrak Pada mesin otto empat langkah yang sekarang banyak beredar dipasaran khususnya sepeda motor memiliki konfigurasi bore dan stroke yang hampir sama atau square. Walaupun lebih dominan memiliki langkah (stroke) yang lebih besar. Hal tersebut bertujuan agar torsi yang dimiliki mesin tersebut lebih cepat didapat disaat rotasi atau putaran mesin tidak terlalu tinggi. Dengan torsi yang didapatkan lebih cepat disaat putaran mesin yang tidak terlalu tinggi ini, diharapkan konsumsi bahan bakar yang dibutuhkan tidak terlalu banyak. Agar tercapainya tujuan tersebut yang disesuaikan dengan kebutuhan atau bobot yang akan diterima oleh mesin tersebut, maka didesain mesin otto empat langkah yang berkapasitas 65cc. Digunakannya kapasitas sebesar itu karena bobot kendaraan yang akan ditopangnya sebesar 90kg termasuk pengendaranya. Sebab mesin sepeda motor yang beredar dipasaran sebagian besar berkapasitas 110cc atau lebih dan torsi maksimum yang dimilikinya baru akan didapat pada saat putaran mesin yang cukup tinggi. Sehingga konsumsi bahan bakar yang dibutuhkan hingga keluarnya torsi maksimum yang dimiliki mesin tersebut tinggi. Untuk tercapainya konfigurasi mesin tersebut, maka didesain connecting rod dan crankshaft yang sesuai. Dimensi dari connecting rod tersebut memiliki diameter dari small end sebesar 12mm dan memiliki ketebalan 3mm, big end memiliki diameter sebesar 30mm dan memiliki ketebalan 5mm, untuk shank dari batang connecting rod tersebut memiliki lebar 8mm dan ketebalan 10mm. Untuk dimensi dari crankshaft, ketebalan dari crankweb sebesar 12mm dan untuk kelebaran dari crankweb sebesar 34,14mm. Dan untuk counter weight dari crankshaft memilki massa sebesar 408,4 gram. Keywords : square, stroke, connecting rod, crankshaft, small end, big end, shank, crankweb, counter weight

1.

Pendahuluan

Pemilihan kapasitas mesin otto empat langkah ini berdasarkan konfigurasi dari bore sebesar 36mm dan memiliki langkah sepanjang 63,5mm. Diameter 36mm merupakan diameter yang tersedia dipasaran untuk ukuran terkecil. Dengan konfigurasi mesin tersebut torsi yang dimiliki sebesar 2,97 kW disaat putaran mesin berada pada 5000 rpm. Dengan putaran mesin yang tidak terlalu tinggi tersebut, torsi yang dibutuhkan untuk menggerakkan kendaraan seberat 90kg tersebut dapat digerakkan hingga mencapai kecepatan yang optimum dengan jarak 100m. Dengan panjangnya langkah yang dimiliki mesin ini maka panjang connecting rod yang ideal ialah sepanjang 127mm. Tidak hanya panjang dari connecting rod tersebut yang ditentukan namun dimensi serta ukuran ketebalan baik dari small end, big end dan long shank juga dipertimbangkan dengan diameter dari piston yang digunakan. Dan

desain crankshaft yang sesuai dengan stroke yang diinginkan. 2.

Metodologi

Perancangan connecting rod dan crankshaft ini telah dibatasi oleh beberapa ukuran yang telah ditentukan sebagai standar dari komponen pelengkap yang akan digunakan sebagai pendukung dari connecting rod dan crankshaft yang akan dibuat. Standar dari komponen itulah yang menjadi dasar dari perancangan connecting rod dan crankshaft ini. Ukuran standar yang telah dimiliki antara lain : • • • • • •

Small end = 12mm Lebar small end = 12mm Big end = 30mm Lebar big end = 14mm Crankpin = 25mm Diameter shaft pada crankshaft = 22mm

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

Dari ukuran komponen-komponen tersebut dimulailah pengihtungan untuk menentukan dimensi dari connecting rod dan crankshaft yang akan dibuat. Material yang digunakan untuk connecting rod dan crankshaft adalah steel 4340. Dipilihnya material tersebut karena mudah didapatkan dipasaran dan memiliki Ultimate Tensile strenght sebesar 1110 Mpa, Yield strenght sebesar 710 Mpa dan mempunyai density 7,85 g/cc. Berdasarkan material yang digunakan tersebut, dapat ditentukan dimensi yang dibutuhkan untuk dapat menerima beban akibat proses pembakaran dari ruang bakar dan massa yang harus digerakkan oleh mesin ini akibat kendaraan itu sendiri dan pengendaranya. Dimensi yang dapat ditentukan antara lain :

Gambar. 3. Big end

Gambar. 4. FBD big end

2.1 Thickness Small End

P   =  

Gambar. 1. Small end

Gambar. 2. FBD small end !   =  

!! !

!! !

...(2)

Untuk menentukan dimensi dari big end connecting rod didapat melalui ilustrasi yang gaya yang diterima oleh big end itu sendiri akibat tekanan dari crank pin. Dari free body diagram yang dibuat gaya yang diterima oleh big end dibagi menjadi dua bagian. Untuk P pada big end ini sama dengan small end yaitu 4285kg/cm2. Untuk F1 merupakan gaya yang diberikan oleh crankpin akibat tahanan yang diberikan crankshaft akibat massa yang harus digerakkan oleh mesin tersebut. Sedangkan untuk A ialah luasan minimum yang dibutuhkan untuk menerima gaya dari crankpin tersebut berdasarkan material yang digunakan.

...(1)

Dimensi dari small end yang akan ditentukan ialah ketebalannya. Sebab lebar dari small end telah dibatasi oleh ruang yang terdapat didalam piston yang digunakan. Kemudian P merupakan tekanan yang diperbolehkan dari material yang digunakan yaitu 4825kg/cm2. Untuk F1 merupakan gaya yang didapat akibat gaya ledakan dalam ruang bakar yang diterima piston. Sedangkan untuk A ialah luasan yang menerima gaya dari piston.

2.3 Dimension of I section connecting rod

Gambar. 5. Connecting rod

2.2 Thickness Big End

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

2.4 Crankshaft dimension Ketebalan dari crank web ini didapatkan dari crank pin yang digunakan sebagai dasar dari desain crankshaft dan kelebaran needle bearing yang digunakan. Sehingga didapat panjang yang tersisa dari crank pin yang digunakan. ! = !"#"$%&%'  !"#$  !"#$%  !"#

!   = Gambar. 6. Section area connecting rod

!"!!"#"$%&%'  !"#  !"#   !

...(8)

2.5 Thickness crankweb

section area connecting rod

...(3) Moment inertia

...(4)

...(5) Gambar.7. crankweb Radius of gyration

...(6) Cross section area merupakan potongan dari luasan connecting rod, karena panjang serta lebarnya belum diketahui, maka diasumsikan menjadi 11t2. Kemudian momen inersia yang belum diketahui pula maka diasumsikan kembali. Untuk radius of gyration merupakan jarak pada sumbu tertentu terhadap titik massa. Rankine’s formula                        !! = buckling formula

!! =

!! ×!!! ! !!!(

! ! ) !!!

...(7)

Kemudian setelah didapatkan buckling formula yang merupakan hasil dari perkalian force yang didapat dengan safety factor. Hasil tersebut dimasukkan ke dalam Rankine’s formula sehingga didapat nilai t melalui proses pengakaran. Sehingga dimensi dari cross section connecting rod didapatkan.

Gambar. 8. FBD crankweb ! =  

!! !

...(9)

Merupakan ketebalan minimum yang dibutuhkan menahan gaya yang diberikan crankpin akibat gerakan piston. Ketebalan tersebut didapat dari A yang merupakan luasan minimun yang dibutuhkan untuk menahan beban atau gaya tersebut. Dari free body diagram tersebut crank web memiliki dua luasan yang menahan gaya tersebut. Untuk F1 merupakan gaya yang diberikan oleh crank pin untuk setiap crank web. Maka F1 pada crank web merupakan setengah dari gaya yang diberikan oleh piston. Dan P merupakan kemampuan material untuk menahan tekanan sebesar 4825  kg/cm2. 2.6 Lebar dari crankweb ! = !"#$%  !"#$  !"#$%  !"#

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

= 2 × thickness crankweb +  !!" ..(10) Formula yang digunakan merupakan penjumlahan dari diameter yang digunakan crankpin dengan thickness atau ketebalan minimum yang diperbolehkan crankweb di kedua sisinya.

bending stress ini didapat dari pembagian bending momen yang diterima dengan section modulus connecting rod. Setelah didapatkannya nilai maksimum dari connecting rod akan dibadingkan dengan stress yang mampu diterima oleh material yang digunakan. 2.10

2.7 Counter weight connecting rod

Bending momen pada connecting rod

Mmax   = (

! !"##

)2 ∗ ɣ ∗ ! ∗ a ∗ l2  ...(14)

•

! = !"##$  !"  !"#$%&ℎ!"# = 5000  !"#

•

ɣ = !"#$%&%$  !"#$ℎ!  !"  !"##$!%&#'  !"# = 0,00785  !"/!"2

Gambar. 9. Connecting rod weight !"# = !! !! + !! ! + • • • •

! !

!" + !! ! ...(11)

Wc’’ = Berat crankshaft yang dipandang terkonsentrasi di R Wc’= Berat connecting rod terpusat di pena crank shaft Wp = Berat piston Wp’= Berat connecting rod terpusat di pena piston

Wc’ didapat dari massa connecting rod dikalikan dengan dua per tiga dari panjang connecting rod dibagi dengan panjang connecting rod. Sedangkan untuk Wp’ didapatkan dari massa connecting rod dikalikan dengan sepertiga jarak connecting rod dibagi dengan panjang connecting rod. 2.8 Gaya maksimum yang diterima connecting rod

•

! = !"#$%  !"#$%&   =  31,75  cm  

• •

 a   =  !"#$$  !"#$%&'  !"##$!%&#'  !"#   =  0,68  !"2  l   =  !"#$ℎ!  !"  !"##$!%&#'  !"#  !!  !" =  12,7  c!

Untuk mendapatkan bending stress yang terjadi pada connecting rod perlu diketahui terlebih dahulu bending momen yang terjadi. Nilai bending momen ini didapatkan melalui formula (14). Satuannya ialah Nmm. 2.11

Section modulus connecting rod W   =  !"#$%&'  !"#$%$&                 =

!"! !

...(15)

Penampang dari geometri ini dibutuhkan untuk mendapatkan bending stress pada connecting rod dari bending momen yang didapatkan sebelumnya. Penampang geometri ini berbeda beda tergantung dengan geometri yang digunakannya. 2.12

Gaya pada dudukan bearing crankshaft

! = !"#$%$%  !"#$%!&!   ! = ! ∗ !...(12) P merupakan compressive stress yang diterima oleh piston sebesar 88,98 kg/cm2. Untuk A merupakan luasan dari piston yang digunakan. Dengan diketahuinya nilai maksimum compressive stress pada connecting rod ini maka dapat dibandingkan nilai tersebut dengan nilai yang mampu diterima oleh material yang digunakan menjadi connecting rod tersebut.

Gambar. 10. crankshaft

2.9 Bending stress pada connecting rod σb = !"#$%#&  !"#$!! σb =

!"#$ !

...(13)

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

jarak dimana gaya tersebut dengan titik tengah crankpin. 2.14 Bending stress di tengah crank pin !! =

! !"

(!! )! !! ...(19)

Dari nilai bending momen yang telah didapatkan, melalui formula ini dapat dicari bending stress yang terjadi pada crank pin menjadi,

!! =

!"  !  !" !  !  !" !

...(20)

Dari formula tersebut didapatkan bending stress yang terjadi pada crank pin akibat transfer gaya dari piston oleh connecting rod. Gambar. 11. Jarak bearing 1 dan 2

2.15 Bending momen pada crank web

!    = jarak antara bearing 1 dan bearing 2 = 2(dudukan bearing) + 2(lebar crank web) + lebar crank web !!  !   !! !

!

!! !!! !

...(17)

H1 merupakan gaya yang diterima salah satu sisi crankshaft.

!! !

−

! !

...(21)

Dimana, • • • •

                 !!  !   ...(16) !! =

! = !! !! −

t = 12 mm !! = 25 mm w = 44 mm !! = 34,89 mm

bending momen ini diperlukan untuk mengetahui bending stress yang akan terjadi pada crank web nantinya. 2.16 Section modulus crank web !

! = ×!×  ! ! ...(22) !

Dimana w merupakan lebar dari crank web dan t adalah tebal dari crank web. 2.17 bending stress pada crank web Setelah didapatkannya nilai bending momen dan section modulus dari crank web, maka nilai bending stress pada crank web dapat ditentukan dengan menggunakan formula : Gambar. 12. Crankweb kiri

                   !! =

2.13 Bending Moment di tengah crank pin !! = !! ×!! ...(18) Bending momen ini didapatkan dari gaya yang diterima sisi crankshaft dikalikan dengan

! !

...(23)

Dimana nilai M telah didapatkan dari formula (21) dan section modulus pada formula (22). Setelah nilai bending stress diketahui, maka dapat dibandingkan dengan yield strenght yang dimiliki oleh material yang digunakan yaitu steel 4340.

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

2.18 Compressive stress pada crank web Nilai ini didapatkan dengan menggunakan persamaan !!

!! =

!  !  !

Force yang diterima connecting rod

...(24)

2.19 Perhitungan analitik von Mises stress connecting rod dan crankshaft Tentukan terlebih dahulu tensile stress yang terjadi,

!=

!  ×! !

...(25)

Shear stress,

Gambar. 14. force Earth gravity

!=

!×! !

...(26)

Principal normal stress, !! , !! =

!! !!! !

±

!!" ! + (

!! !!! ! ) ...(27) !

Von Mises stress,

Gambar. 15. Earth gravity 2

2

0,5

!! =(σ1 + σ2 -σ1 σ2) ...(28)

2.20 Pengujian connecting rod menggunakan software Ansys Dari desain connecting rod yang telah dibuat pada software Autodesk Inventor Profesional 2013, kemudian desain tersebut disimulasikan dengan software Ansys 14.0 melalui metode static structural untuk menguji desain yang telah dibuat sebelumnya. Dalam software Ansys tersebut dimasukkan beberapa data sebagai input untuk melakukan simulasi. Data yang dimasukkan antara lain ;

2.21 Pengujian crankshaft software Ansys

menggunakan

Seperti halnya desain connecting rod, crankshaft yang di desain juga dilakukan pengujian pada software Ansys menggunakan metode static structural untuk mengetahui deformasi yang terjadi pada desain yang dibuat. Untuk melakukan simulasi tersebut diperlukan data yang dibutuhkan sebagai input untuk dilakukannya pengujian. Data yang dimasukkan antara lain : Fixed support dari crankshaft

Fixed support dari desain yang akan diuji

Gambar. 16. Fixed support crankshaft Gambar. 13. Fixed support

Force yang diterima crankshaft

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

Ketebalan yang dimiliki dari crankshaft ini berkaitan dengan crankpin yang digunakan. Crank pin yang digunakan memiliki panjang 38mm, sedangkan berdasarkan perhitungan panjang minimum dari crankpin ialah 34,89mm. Dengan panjang crankpin tersebut didapatkan ketebalan crank web 12mm desain dan 10,89mm minimum. e. Gambar. 17. Force pada crankshaft Earth gravity

Gambar. 18. Earth gravity crankshaft

3. a.

Hasil dan Pembahasan thickness small end

Dari free body diagram yang dibuat dan persamaan (1) didapat thickness small end atau ketebalan minimum dari small end adalah 1,18 mm. Sedangkan desain yang dibuat memiliki thickness sebesar 3mm. b.

thickness big end

Untuk ketebalan big end, bila berdasarkan free body diagram dan persamaan (2), ketebalan minimum yang harus dimiliki ialah 3mm. Untuk desainn yang dibuat memiliki thickness atau ketebalan sebesar 5mm. c.

Dimension of I section connecting rod

Berdasarkan gambar potongan connecting rod, nilai t yang harus dimiliki ialah 6,5mm. Namun nilai t yang ada pada desain shank connecting rod hanya sebesar 3mm. Perbedaan dimensi yang seharusnya dipenuhi sebagai nilai minimum yang harus dimiliki ialah ketersediaan dimensi atau ruang dari silinder liner, diameter piston dan langkah yang diinginkan. d.

Cranshaft dimension

Thickness crankweb

Thickness crank web yang didapat melalui persamaan (9) ialah 1,67mm. Dari desain yang dibuat thickness crank web memiliki nilai 4,57mm. Selisih dari nilai-nilai minimum yang didapat dan dimensi dari desain yang dibuat dapat disatukan dalam tabel menjadi seperti : nilai thickness small end thickness big end nilai t shank connecting rod

minimum 1,18mm 3mm 6,5mm

desain 3mm 5mm 3mm

ketebalan crank web thinkness crank web

10,89mm 1,67mm

12mm 4,57mm

f.

Counter weight connecting rod

Dari persamaan 11 didapat counter weight yang ideal pada crankshaft adalah 408,4 gram. g.

Gaya maksimum yang diterima connecting rod

Dari persamaan 12 gaya yang diterima connecting rod yang berasal dari ledakan dalam ruang bakar ialah 8880,472 N. Nilai tersebut berasal dari compressive stress yang terjadi dikalikan dengan luasan atau cross section dari piston. Besar nilai dari compressive stress itu sendiri sebesar 8,728Mpa. Sedangkan nilai yang diijinkan oleh material itu sendiri sebesar 473,3Mpa. h.

Bending stress pada connecting rod

Nilai ini didapatkan dengan menemukan terlebih dahulu bending momen yang terjadi dengan menggunakan persamaan (21), kemudian mencari nilai section modulus dari connecting rod dengan menggunakan persamaan (22). Lalu setelah didapatkan nilai-nilai tersebut digunakan persamaan (20) untuk mendapatkan nilai bending stress yang terjadi pada connecting rod. Nilai dari bending stress yang terjadi pada connecting rod ini

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

sebesar 2,755Mpa. Dan strenght allowable yang dimiliki material steel 4340 ini sebesar 473,3Mpa. i.

Gaya pada dudukan bearing crankshaft

Dengan menggunakan persamaan (16) dan (17) didapatkan nilai H1 sebesar 4361,4 N. Gaya tersebut didapat sebagai akibat dari gaya yang diterima sebelumnya oleh connecting rod. j.

Bending stress di tengah crank pin

Nilai dari bending stress ini didapat dengan terlebih dahulu menggunakan persamaan (18) sehingga nilai bending momen dapat diketahui. Dengan diketahui nilai tersebut bending stress yang ditemukan dengan menggunakan persamaan (19). Dari rumus tersebut didapatkan nilai bending stress sebesar 93,87 Mpa. k.

Bending stress pada crank web

Seperti halnya mencari bending stress pada crankpin, terlebih dahulu mencari atau menentukan besarnya nilai bending momen yang terjadi. Untuk mendapatkan nilai bending momen yang terjadi digunakan persamaan (21). Setelah mengetahui nilai bending momen tersebut, perlu ditentukan juga section modulus dari crank web tersebut dengan menggunakan persamaan (22). Kemudian setelah kedua nilai tersebut diketahui, digunakanlah persamaan (23) untuk mendapatkan nilai bending stress pada crankweb. Dari rumus tersebut didapatkan nilai sebesar 89,02Mpa. l.

Dengan menggunakan software Ansys dengan metode static structural ini didapatkan von Mises stress pada connecting rod. Walaupun metode yang digunakan ialah static structural. Dengan input atau nilai yang dimasukkan kedalam pengujian ini didapatkan,

Compressive stress pada crank web

Gambar. 19. hasil connecting rod Nilai maximum von Mises stress yang terjadi pada connecting rod berada pada angka 344,42N/mm2. Dimana nilai yield tensile strenght steel 4340 sebesar 710 N/mm2. o.

Pengujian crankshaft software Ansys

menggunakan

Serupa dengan connecting rod, pada crankshaft juga dilakukan pengujian dengan menggunakan software Ansys dengan metode static structural. Pada metode ini nilai atau data yang digunakan sebagai input untuk dilakukannya proses pengujian antara lain; fixed support pada crankshaft, force yang diterima dan earth gravity pada crankshaft. Dari data-data tersebut dilakukan simulasi sehingga menghasilkan nilai maximum von Mises stress,

Untuk mendapatkan nilai dari compressive stress yang terjadi pada crank web digunakan persamaan (24). Setelah itu didapatkan nilai compressive stress sebesar 8,26Mpa. Sedangkan allowable strenght yang dimiliki material steel 4340 ini sebesar 473,3Mpa. m. Perhitungan analitik von Mises stress pada connecting rod dan crankshaft Nilai von Mises stress pada connecting rod adalah 327,267 N/mm2 dan untuk crankshaft didapat 152,5 N/mm2. n.

Pengujian connecting rod menggunakan software Ansys

Gambar. 20. Hasil crankshaft Dari hasil yang diberikan nilai maksimum von Mises stress yang terjadi sebesar 163,78Mpa. Kesimpulan Dimensi yang didapatkan atau minimum yang digunakan pada desain connecting rod dan crankshaft ini memiliki beberapa perbedaan dan

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013

hasil yang didapatkan dengan software Ansys berbeda dengan hasil perhitungan analitik : 1.

2.

3.

4.

5.

4.

Untuk thickness small end dan big end memiliki nilai atau ukuran yang melebihi dari nilai minimum yang dibutuhkan untuk menerima beban atau gaya Sedangkan untuk shank dari connecting rod memilki dimensi yang lebih kecil dibandingkan dengan nilai minimum yang dibutuhkan. Hal tersebut terjadi akibat ukuran dari silinder liner bagian dalam yang memiliki ukuran yang terbatas yaitu 36mm. Dimensi desain dari batang connecting rod merupakan ukuran optimum yang mampu bergerak atau beroperasi di dalam silinder liner tersebut. Untuk crankshaft dikarenakan beberapa ukuran sudah ditetapkan maka lebar dan ketebalan dari crankweb yang masih dapat diubah berdasarkan gaya yang diterimanya. Untuk lebar dan ketebalan dari crank web itu sendiri melebihi dari ukuran minimum yang dibutuhkan. Counter weight pada crankshaft sangat berpengaruh terhadap massa dari connecting rod, piston dan separuh bagian dari crankshaft yang menjadi dudukan crankpin. Pengujian pada software Ansys dihasilkan nilai von Mises stress untuk connecting rod dan crankshaft lebih besar bila dibandingkan dengan perhitungan analitik yang dilakukan.

Holowenko, A.R. (1955). Dynamics of Machinery. Indiana: John Wiley & Sons. Sugiarto, Bambang. Motor Pembakaran Dalam. Jakarta: Universitas Indonesia

Referensi Khovakh, M. (1979). Motor Vehicle Engines. Moscow: MIR Publisher. Petrovsky, M. (1973). Marine Internal Combustion Engine. Moscow: MIR Publisher. R. S. Khurmi dan J. K. Gupta. (2005). A Text Book of Machine Design. India: Eurasia Publishing House. V.L. Maleev. (1945). Internal-combustion Engines. California: McGraw-Hill. Hamrock, B.J., Jacobson, Bo dan Schmid, S.R. (1999). Fundamentals of Machine Elements. Singapore: McGraw-Hill.

Perancangan dan..., Widiajaya, FT UI, 2013