PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL

PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL

Skripsi Diajukan Sebagai Salah Satu Syarat Memperoleh Gelar SARJANA TEKNIK Jenjang Pendidikan Strata Satu (S1) TEKNIK MESIN

Disusun oleh: Nama

: Dhona Iwan Aryanto

NIM

: 0130311 - 021

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI UNIVERSITAS MERCU BUANA JAKARTA 2007

LEMBAR PENGESAHAN

PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL

Diajukan Sebagai Salah Satu Syarat Dalam Meraih Gelar Sarjana Teknik (S1) Pada Fakultas Teknologi Industri Jurusan Teknik Mesin Universitas Mercu Buana

Disetujui untuk diuji, Dosen Pembimbing

DR. Abdul Hamid, M.Eng. .

i

ABSTRAK

Dalam tugas akhir ini penulis merancang mesin bor radial vertikal meliputi sistem transmisi daya, lengan, kolom, meja kerja dan landasan. Juga mekanisme penggerak lengan yang meliputi batang ulir / lead screw dan sistem roda gigi penggerak batang ulir.

Sistem transmisi daya mesin bor radial vertikal ini

menggunakan sistem transmisi roda gigi. Perancangan dilakukan dengan metode ”Kesetaraan” yaitu dengan memodifikasi mesin bor yang ada.

Dari studi diatas dapat ditarik hasil-hasil sebagai berikut: 1. Daya potong teoritis sebesar 3,344 kW, 2. Daya potong actual sebesar 3,7 kW, dan 3. Delapan tingkat kecepatan putaran antara 50 rpm – 1200 rpm.

v.

DAFTAR ISI

HALAMAN PENGESAHAN

i

HALAMAN PERSETUJUAN

ii

HALAMAN PERNYATAAN

iii

HALAMAN PERSEMBAHAN

iv

ABSTRAK

v

KATA PENGANTAR

vi

DAFTAR ISI

viii

DAFTAR GAMBAR

x

DAFTAR TABEL

xi

NOMEN KLATUR

xii

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Pengertian Umum

1

1.2. Cara Kerja Mesin Bor Radial Vertikal

2

1.3. Dasar Perancangan

2

1.4. Batasan Masalah

2

1.5. Sistematika Penulisan

3

BAB II LANDASAN TEORI 2.1. Transmisi Roda Gigi

4

2.2. Kecepatan Potong

4

2.3. Perhitungan Gaya Potong

5

2.4. Perhitungan Daya Motor Listrik Pada Mesin Bor Radial

7

BAB III SISTEM TRANSMISI 3.1. Merencanakan Range Rasio

9

3.2. Merencanakan Putaran Standar

9

3.3. Merencanakan Diagram Struktur Sistem Transmisi

11

3.4. Merencanakan Diagram Ray dan Speed Chart

12

3.5. Merencanakan Roda Gigi untuk Speed Box

14

viii

3.5.1. Perencanaan Jumlah Gigi dari Roda Gigi

14

3.5.2. Sistem Pengubah Tingkat Kecepatan

19

3.5.3. Analisa Gaya Roda Gigi

19

3.5.3.1. Gaya tangensial, gaya radial dan gaya axial

20

3.5.3.2. Beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi 3.5.4. Ukuran Roda Gigi

22 27

3.6. Analisa Gaya –Gaya Tumpuan pada Speed Box

28

3.7. Perhitungan Momen Lengkung Maksimum pada Speed Box

43

3.8. Perencanaan Poros pada Speed Box

44

3.9. Pemilihan Bantalan

49

BAB IV PERENCANAAN STRUKTUR MESIN BOR RADIAL 4.1. Perencanaan Lengan

53

4.2. Perencanaan Meja Kerja

55

4.3. Perencanaan Kolom

56

4.4. Perencanaan Landasan

59

4.5. Perencanaan Batang Ulir

60

4.6. Perencanaan Penggerak Batang Ulir

66

4.6.1. Analisa gaya roda gigi

67

4.6.2. Ukuran roda gigi

71

4.6.3. Analisa gaya-gaya tumpuan

72

4.6.4. Analisa momen lengkung

73

4.6.5. Perencanaan poros

74

4.6.6. Pemilihan bantalan

76

BAB V KESIMPULAN

78

DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN GAMBAR

ix

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1

Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a)

18

Tabel 3.2

Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi

21

Tabel 3.3

Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi

23

Tabel 3.4

Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi

25

Tabel 3.5

Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi

27

Tabel 3.6

Ukuran-ukuran pada Roda Gigi

28

Tabel 3.7

Gaya Reaksi Tumpuan

43

Tabel 3.8

Momen Lengkung

44

Tabel 3.9

Diameter Poros pada Speed Box

45

Tabel 3.10

Diameter Poros Defleksi Puntiran pada Speed Box

46

Tabel 3.11

Alur Pasak Poros pada Speed Box

47

Tabel 3.12

Kecepatan Kritis Poros pada Speed Box

49

Tabel 3.13

Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan

51

Tabel 3.14

Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan

52

Tabel 4.1

Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a)

66

Tabel 4.2

Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi

68

Tabel 4.3

Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi

69

Tabel 4.4

Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi

70

Tabel 4.5

Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi

71

Tabel 4.6

Ukuran-ukuran pada Roda Gigi

72

Tabel 4.7

Diameter Poros

75

Tabel 4.8

Diameter Poros Baru

76

Tabel 4.9

Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan

77

Tabel 4.10

Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan

77

xi

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1

Gaya Potong pada twist drill

5

Gambar 3.1

Diagram Struktur

12

Gambar 3.2

Diagram Ray

13

Gambar 3.3

Speed Chart

14

Gambar 3.4

Diagram Roda Gigi

15

Gambar 3.5

Konstruksi Tumpuan Roda Gigi

29

Gambar 3.6

Reaksi Tumpuan Poros I Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

29

Gambar 3.7

Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

30

Gambar 3.8

Reaksi Tumpuan Poros II Akibat Gaya Tangensial dan Radial

31

Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

31

Gambar 3.10 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Tangensial.

34

Gambar 3.11 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Radial.

35

Gambar 3.12 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Tangensial.

37

Gambar 3.13 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Radial.

38

Gambar 3.9

Gambar 3.14 Reaksi Tumpuan Poros V Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

40

Gambar 3.15 Reaksi Tumpuan Poros Pembalik Putaran

42

Gambar 3.16 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

42

Gambar 4.1

Distribusi Gaya dan Ukuran Lengan

53

Gambar 4.2

Ukuran Meja Kerja

55

Gambar 4.3

Ukuran Kolom

57

Gambar 4.4

Distribusi Gaya dan Ukuran Landasan

59

Gambar 4.5

Diagram Roda Gigi

66

Gambar 4.6

Konstruksi Tumpuan Roda Gigi

72

Gambar 5.1

Mesin Bor Radial Vertikal

78

x

NOMEN KLATUR

-

A

= Luas Penampang Potong

(mm2)

-

Am

= Luas Penampang lead screw

(cm2)

-

b

= Lebar Roda Gigi

(mm)

-

C

= Beban dinamik

(N)

-

C1

= Faktor Koreksi Kecepatan Potong

(m/min)

-

C2

= Faktor Koreksi Jenis Pengerjaan

-

D

= Diameter Alat Potong

(mm)

-

dk

= Diameter Lingkaran Kepala Roda Gigi

(mm)

-

df

= Diameter Lingkaran Kaki Roda Gigi

(mm)

-

E

= Modulus Elastisitas

(N/cm2)

-

fes

= Tegangan Daya Tahan Permukaan

(N/cm2)

-

Fa

= Gaya Aksial

(N)

-

Fc

= Gaya Potong

(N)

-

Fcr

= Beban Kritis

(N)

-

Fd

= Beban Dimanis

(N)

-

Fe

= Beban Ekivalen

(N)

-

Fr

= Gaya Radial

(N)

-

Fs

= Beban Statis

(N)

-

Ft

= Gaya Tangensial

(N)

-

Fw

= Beban Keausan Gigi

(N)

-

G

= Modulus Geser

(N/mm2)

-

h

= Tebal Chip / Tatal

(mm)

-

I

= Momen Inersia

(mm4)

-

k

= Faktor Material Benda Kerja (diperoleh dari tabel)

-

K

= Load Stress Factor

(N/cm2)

-

Kc

= Gaya Potong Spesifik

(N/mm2)

-

L

= Panjang Lengan

(mm)

-

Lh

= Umur pemakaian bantalan

(jam)

-

M

= Momen

(N.mm)

xii

-

m

= Modul Roda Gigi

(mm)

-

N

= Putaran Poros / Spindel

(rpm)

-

Nc

= Putaran Kritis

(rpm)

-

P

= Daya

(kW)

-

p

= Circular Pitch

(π . m)

-

Pm

= Daya pada Motor Penggerak

(kW)

-

Ps

= Daya pada Spindel / Poros

(kW)

-

PE

= Daya Effektif

(kW)

-

Pav

= Tekanan permukaan rata – rata pada batang ulir

(N/cm2)

-

Q

= Faktor Rasio untuk roda gigi luar

-

r

= Range Rasio

-

R

= Resultan Gaya

(N)

-

S

= Kecepatan Suap

(mm/put)

-

T

= Torsi

(N.m)

-

V

= Kecepatan Potong

(m/menit)

-

W

= Berat Benda Kerja

(N)

-

Wkolom = Berat Kolom

(N)

-

Wmeja = Berat Meja

(N)

-

WG

= Berat (Massa)Roda Gigi

(kg)

-

WS

= Berat (Massa) Poros

(kg)

-

y

= Faktor Bentuk Gigi (factor lewis)

-

Z

= Jumlah Gigi Roda Gigi

-

π

= Phi (3,14)

-

β

= Sudut Kemiringan Roda Gigi

(°)

-

α

= Sudut Tekan Roda Gigi

(°)

-

γ

= Berat Jenis Baja

(N/cm2)

-

τ

= Tegangan Geser

(N/cm2)

-

σb

= Kekuatan Tarik

(N/mm2)

-

τijin

= Tegangan Ijin

(N/cm2)

-

∆p

= Kekakuan Lead Screw

(cm)

-

η

= Efesiensi system transmisi

(%)

xiii

1

BAB I PENDAHULUAN

1.1. Pengertian Umum Oleh karena kebutuhan akan proses produksi menjadi bertambah, dan juga akibat adanya persaingan, maka Industri dipaksa berusaha untuk memenuhi kebutuhan tersebut dengan sebaik-baiknya, dengan cara memproduksi barang lebih banyak, lebih baik kualitasnya dan harganya yang murah.

Keinginan

manusia untuk berproduksi lebih cepat, lebih baik dan lebih ekonomis, menjadi dasar untuk pengembangan mesin-mesin perkakas beserta peralatannya. Mesin perkakas adalah mesin yang berfungsi untuk membentuk benda kerja sesuai dengan bentuk yang diminta dan mempunyai ukuran akurat, dengan cara penyayatan/pengirisan yang menghasilkan bentuk tatal. Salah satu dari mesin perkakas adalah mesin bor. Mesin ini berfungsi untuk membuat lubang dan selanjutnya memproses lubang tersebut sesuai dengan keinginan misalnya: membuat lubang presisi, lubang bertingkat, lubang bersudut tertentu, dan ulir. Alat-alat yang sering digunakan di mesin bor adalah: mata bor, reamer, counter bor, countersink, dan Tap. Mesin bor dibuat dalam berbagai bentuk dan ukuran, ada yang berukuran kecil seperti mesin bor tangan. Ada juga mesin bor terpasang pada meja yang sering disebut mesin bor meja. Model yang lain adalah mesin bor yang terpasang di lantai, biasanya mesin bor ini berukuran besar. Dilihat dari arah sumbu spindelnya, mesin bor dapat digolongkan menjadi 2 yaitu: •

Mesin bor vertikal

•

Mesin bor horizontal

Mesin bor radial termasuk mesin bor vertikal.

Diantara mesin bor vertikal

lainnya, hanya mesin bor radial yang sumbu spindelnya bisa digeser menjauhi maupun mendekati sumbu kolom. Selain mesin bor radial vertikal, ada pula mesin bor radial universal dimana sumbu spindelnya dapat diubah menjadi 2 arah yaitu

2

vertikal dan horizontal. Pada pembahasan kali ini, rancangan dititikberatkan pada mesin bor radial vertikal.

1.2. Cara Kerja Mesin Bor Radial Vertikal Mesin bor ini digerakkan oleh motor penggerak berdaya 3,7 kW, terpasang sebagai pengatur penggerak transmisi kecepatan. Pengaturan kecepatan putar spindel diatur oleh roda gigi yang terpasang di dalam kotak roda gigi. Pemindahan kecepatan putar dengan cara memindahkan posisi tuas pengatur kecepatan putar. Posisi tuas dan kecepatan putar yang dihasilkan dapat dilihat pada tabel pengatur kecepatan. Tabel ini biasanya ditempel pada bodi mesin. Pengaturan ketinggian dari pencekam pisau bor dengan cara memutar tuas dan konstruksi ini tidak dilengkapi dengan transmisi penggerak suap. Untuk pengaturan ketinggian lengan selain dengan memutar tuas juga dilengkapi dengan transmisi penggerak suap oleh motor penggerak berdaya 1,5 kW.

1.3. Dasar Perancangan Tugas akhir ini berisi tentang perancangan mesin bor radial vertikal dimana dalam perancangan mesin ini berdasarkan pada peraturan yang umum diterapkan dalam desain dan pemilihan elemen mesin perkakas dan berdasarkan batasan teknis dari berbagai macam literatur.

1.4. Batasan Masalah Dalam perancangan ini, perancang ingin memberikan batasan khusus tentang hal-hal yang akan dibahas. Hal ini disebabkan karena bagian dari mesin bor radial vertikal ini jumlahnya sangat banyak, sehingga perancang tidak akan membahas secara keseluruhan komponennya. Berdasarkan uraian diatas, maka perancang membatasi perancangan yang dititikberatkan pada perancangan yang meliputi pembahasan sistem transmisi dan struktur dari mesin bor radial vertikal dengan mengikutsertakan perhitungan mengenai gaya-gaya yang bekerja didalamnya .

3

1.5. Sistematika Penulisan

BAB I

PENDAHULUAN Dalam bab ini dibahas tentang pengertian umum mesin perkakas yang akan dirancang dan cara kerjanya, dasar perancangan dengan batasan masalah yang dibahas dalam perancangan. Pada bab ini dapat dilihat secara garis besar perancangan yang akan dibuat.

BAB II

LANDASAN TEORI Landasan teori dijabarkan dalam bab ini yang dapat digunakan sebagai dasar perhitungan pada perancangan.

Landasan teori

diuraikan dalam bentuk persamaan matematis.

BAB III

PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI Pada bab ini memuat tentang perencanaan transmisi pengatur tingkat kecepatan putar dalam kotak roda gigi, mekanisme pemindahan roda gigi. Sistem transmisi digunakan untuk mengatur putaran dari motor ke spindle utama.

BAB IV

PERECANAAN STRUKTUR MESIN BOR RADIAL VERTIKAL Isi dari bab ini meliputi lengan (arm), meja kerja, rangka/kolom (column), dan landasan. Juga dibahas mekanisme penggerak lengan yang meliputi batang ulir / lead screw dan sistem roda gigi penggerak batang ulir.

BAB V

KESIMPULAN Kesimpulan dari keseluruhan pembahasan dalam tugas akhir ini akan dibahas pada bab ini.

4

BAB II LANDASAN TEORI

Pada bab ini akan dijabarkan pembahasan yang dapat digunakan sebagai landasan dan tuntunan dalam penyelesaian permasalahan yang ada pada bab-bab berikutnya.

2.1.

Transmisi Roda Gigi Roda gigi mempunyai fungsi utama yaitu meneruskan daya dalam bentuk

putaran. Putaran yang ditransmisikan besarannya tergantung dari jumlah gigi pada roda gigi yang berpasangan, ditentukan dengan rumus : N 2 = N1 ⋅

z1 (rpm) z2

(2.1)

Dimana : N1 = Putaran poros penggerak (rpm) N2 = Putaran poros yang digerakkan (rpm) Z1 = Jumlah gigi roda gigi penggerak Z2 = Jumlah gigi roda gigi yang digerakkan 2.2.

Kecepatan Potong Kecepatan potong adalah panjang lintasan yang ditempuh selama satu menit

oleh sisi potong yang terjauh dari sumbu center alat potong. Besaran kecepatan potong dipengaruhi oleh jenis material alat potong dan jenis material benda kerja. Biasanya kecepatan potong sudah distandarkan dimana nilai kecepatan potong didapat dari hasil percobaan. Secara matematis, kecepatan potong dapat dirumuskan sebagai berikut : V= Dimana :

π ⋅D⋅N 1000

(m/menit)

D = Diameter alat potong (mm) N = Putaran spindel (rpm)

(2.2)

5

Dalam perhitungan pada bab-bab berikutnya, rumus diatas digunakan sebagai dasar perhitungan dalam mencari besaran putaran pada spindel. Rumus menjadi : N=

1000 ⋅ V π ⋅D

(rpm)

(2.3)

Dimana : V = Kecepatan potong (m/menit) D = Diameter alat potong (mm)

2.3.

Perhitungan Gaya Potong Gaya potong merupakan gaya yang dibutuhkan oleh alat potong agar

mampu melakukan proses pemotongan. Besaran gaya potong ini dipengaruhi oleh jenis material benda kerja, luas penampang potong dan kecepatan potong.

Ø

f/2

θ

Fc/2

h Gambar 2.1 Gaya Potong pada twist drill

Untuk menghitung gaya potong diasumsikan material benda kerja yang dikerjakan adalah baja konstruksi mesin St 50. Alat potong terbuat dari baja kecepatan tinggi mempunyai sudut θ = 118°, dengan kecepatan potong 20 m/min, dmax 50 mm, kecepatan suap (S) = 0,25 mm/put

6

Tebal tatal / chip pada proses tersebut adalah : h = S/2 . sin (θ/2) = 0,25/2 . sin (118°/2) = 0,1 mm

Perhitungan gaya potong adalah sebagai berikut: Fc = A⋅ K c

(2.4)

( Heinzler, M., Tabellenbuch Metall, hal. 207) Dimana : A = Luas penampang potong =

=

D⋅S 2

(mm2)

50 ⋅ 0,25 = 6,25 mm2 2

Kc = Gaya potong spesifik = k . C1 . C2 k = Konstanta gaya potong spesifik, dipengaruhi oleh jenis material dan ketebalan tatal / chip (h). Diperoleh dari tabel. (lihat lampiran) = 299,5 N / mm2 C1 = Faktor koreksi kecepatan potong = 1,3 untuk kecepatan potong 10 s/d 30 m/min C2 = Faktor koreksi jenis pengerjaan = 1,2 untuk jenis pengerjaan bor Kc = 299,5 . 1,3 . 1,2 = 467,22 N / mm2 Diperoleh : Fc = 6,25 ⋅ 467,22

= 2920,125 N

7

2.4.

Perhitungan Daya Motor Listrik Pada Mesin Bor Radial

Untuk dapat melakukan penyayatan pada benda kerja, mesin bor memerlukan daya potong.

Daya potong yang disediakan mesin harus sesuai

dengan kebutuhan agar mesin bekerja dengan optimal. Daya potong tersebut sangat berguna untuk menentukan besar tenaga motor penggeraknya. Tenaga motor penggerak dapat dihitung menggunakan persamaan sebagai berikut:

Pm = Ps =

Ps

(2.5)

η 1,25 ⋅ D 2 ⋅ K ⋅ n(0,056 + 1,5S ) 100000

(2.6)

( Machine Tool Design Handbook, hal. 640)

Dimana: Pm = Daya pada motor penggerak (kW) Ps = Daya pada spindel (kW) η = Efisiensi sistem transmisi diambil 80 % D

= Diameter bor (mm)

K = Faktor material benda kerja (Diperoleh dari tabel) n

= Putaran spindel (rpm)

S

= Kecepatan suap (mm/put)

Untuk menghitung daya motor diasumsikan material benda kerja yang dikerjakan adalah baja paduan (St 50) dengan tingkat kekerasan 163 BHN, kecepatan potong 20 m/min, dmax 50 mm kecepatan suap 0,25 mm/put. Mesin menggunakan transmisi roda gigi. berikut: n=

1000 ⋅ V 1000 ⋅ 20 = π ⋅d π ⋅ 50

n = 127,324 rpm

Sehingga diperoleh perhitungan sebagai

8

Didapatkan dari tabel : K = 1,56

Sehingga : Ps =

1,25 ⋅ D 2 ⋅ K ⋅ n(0,056 + 1,5S ) 100000

Ps =

1,25 ⋅ 50 2 ⋅1,56 ⋅ 127,324(0,056 + 1,5 ⋅ 0,25) 100000

= 2,675 kW Pm = =

Ps

η 2,675 0,8

= 3,344 kW (Daya Teoritis)

dan Pm actual setelah pemilihan dari catalog dipilih Pm (actual) = 3,7 kW

9

BAB III PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI

Sistem transmisi merupakan suatu bagian yang penting dari mesin perkakas. Transmisi suatu mesin perkakas berfungsi untuk meneruskan daya yang dihasilkan oleh motor penggerak utama ke spindel utama yang pada akhirnya merupakan pemutar alat potong. Untuk meneruskan daya tersebut bisa melalui sabuk, rantai, kopling maupun melalui serangkaian roda gigi.

3.1. Merencanakan Range Rasio Range rasio merupakan parameter awal yang dibutuhkan untuk merancang tingkatan kecepatan. Range rasio dapat dihitung dengan menggunakan angka putaran tertinggi dan angka putaran terendah dari putaran spindle utama. Pada perancangan disini, angka putaran spindle utama tertinggi adalah 1200 rpm dan terendah adalah 50 rpm. Sehingga dapat dihitung range rasio sebagai berikut:

Rn =

n max ( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 58) n min

(3.1)

Dimana: Rn = range rasio n = putaran spindle Rn =

1200 rpm = 24 50 rpm

3.2. Merencanakan Putaran Standar Pada perencanaan putaran-putaran standar dari mesin bor radial vertikal ini digunakan sistem deret ukur atau sistem progresi geometri. Sistem ini biasa digunakan dalam merencanakan putaran standar pada perancangan mesin perkakas karena mempunyai banyak keuntungan, yaitu antara lain: 1. Kerugian kecepatan pada setiap tingkat adalah konstan. 2. Kerugian produktivitas pada setiap tingkat adalah konstan. 3. Sistem transmisinya menjadi sangat sederhana dan dapat dipertukarkan.

10

Dengan sistem progresi geometri dapat ditentukan putaran-putaran standar menggunakan persamaan sebagai berikut: 1 /( z −1)

⎛ nz ⎞ ⎟ ⎝ n1 ⎠

φ =⎜

(3.2)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 59) Dimana:

φ = konstanta progresi geometri n1 = putaran minimal spindel

= 50 rpm

nz = putaran maksimal spindel

= 1200 rpm

z = jumlah tingkat kecepatan

= 8

Dari data diatas φ dapat dihitung yaitu sebesar: 1 /( 8−1)

⎛ 1200 ⎞ φ =⎜ ⎟ ⎝ 50 ⎠

φ = 1,5746 Setelah φ didapatkan, putaran-putaran standar dapat dicari dengan persamaan sebagai berikut: n1 = 50 rpm n2 = n1 x φ = 50 x 1,5746

= 79 rpm

n3 = n1 x φ 2 = 50 x 1, 5746 2 = 124 rpm n4 = n1 x φ 3 = 50 x 1, 5746 3 = 195,2 rpm n5 = n1 x φ 4 = 50 x 1, 5746 4 = 307,37 rpm n6 = n1 x φ 5 = 50 x 1, 5746 5 = 484 rpm n7 = n1 x φ 6 = 50 x 1, 5746 6 = 762,09 rpm n8 = n1 x φ 7 = 50 x 1, 5746 7 = 1200 rpm Setelah didapatkan putaran-putaran hasil perhitungan φ standar diatas, selanjutnya ditentukan putaran-putaran standar yang akan dipergunakan dalam membuat sistem transmisi pada perancancangan mesin bor radial vertikal, yaitu:

11

n1 = 50 rpm

n4 = 200 rpm

n7 = 800 rpm

n2 = 80 rpm

n5 = 315 rpm

n8 = 1200 rpm

n3 = 125 rpm

n6 = 500 rpm

3.3. Merencanakan Diagram Struktur Sistem Transmisi

Diagram struktur berguna untuk memberikan informasi tentang banyaknya poros pada sistem transmisi, jumlah roda gigi pada masing-masing poros tersebut, dan akan diperoleh perbandingan angka transmisi. Mesin bor radial vertikal ini menggunakan motor listrik dengan 1 tingkat kecepatan dan sistem transmisi dengan 8 tingkat kecepatan. Akan didistribusikan pada u buah tingkat kecepatan. Dari data ini dapat dicari kombinasi penyusunan tingkat kecepatan: zu = p1( X 1) p 2( X 2) p 3( X 3)... pu ( Xu )

(3.3)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 65) Dimana: Zu = jumlah tingkat kecepatan pada u buah transmisi Pu = angka tingkat kecepatan pada group transmisi u Xu = karakteristik group transmisi u X1 = 1 X2 = p 1 X3 = p1.p2 Xu = p1.p2.p3…pu-1 Bila dalam perancangan disini ditentukan jumlah pendistribusian tingkat kecepatan = 3, tingkat kecepatan dapat ditulis menjadi: z = p1 × p 2 × p 3 = 2 × 2 × 2 = 8 Dari rumus

zu = p1( X 1) p 2( X 2) p 3( X 3)... pu ( Xu )

Diperoleh salah satu kemungkinan penyusunan kombinasi dari pendistribusian tingkat kecepatan, dengan X1 = 1, X2 = 2, X3 = 2x2 = 4 sehingga:

z 3 = 2(1)2(2)2(4)

12

Analisa diagram struktur adalah sebagai berikut: Antara poros I dan II =

i max = φ ( p1−1) X 1 = φ ( 2−1)1 = φ 1 i min

Antara poros I dan II =

i max = φ ( p 2−1) X 2 = φ ( 2−1) 2 = φ 2 i min

Antara poros I dan II =

i max = φ ( p 3−1) X 3 = φ ( 2−1) 4 = φ 4 i min

Perbandingan transmisi tertinggi adalah φ

Xmax

=φ 4

Batasan dalam menentukan besarnya imax dan imin yaitu: imax ≤ 2 dan imin ≥ 14 imax = 2 = φ 2 imin =

1 1 = 4 4 φ

Diagram strukturnya adalah sebagai berikut: I

II

2 (1) 2 (2)

III

IV

2 (4)

Gambar 3.1 Diagram Struktur

3.4. Merencanakan Diagram Ray dan Speed Chart

Diagram struktur pada pembahasan diatas hanya menggambarkan perbandingan transmisi group tetapi tidak memberikan informasi yang jelas

13

tentang rasio masing-masing transmisi.

Untuk mengetahui semua rasio pada

transmisi dan angka kecepatan masing-maasing poros diperlukan speed chart. Dalam merencanakan diagram Ray dan speed chart selalu berpedoman pada besarnya imax dan imin yang diijinkan. Berdasarkan diagram struktur yang telah ditentukan diatas, maka dapat ditentukan diagram Ray sebagai berikut: Poros / Shaft I

II

III

IV

V 1400 1200 800 500 315

Rpm

200 125 80 50 Gambar 3.2 Diagram Ray

Diagram Ray berguna untuk menentukan putaran standar terendah pada poros yang terakhir dari sistem transmisi.

Berdasarkan diagram Ray dapat

ditentukan speed chart yang menggambarkan putaran standar seluruhnya yang ada dalam sistem transmisi. Speed chart menggambarkan hubungan antara poros terakhir dengan poros motor listrik, hubungan ini dapat dilihat dari speed chart berikut ini:

14

Poros / Shaft I

II

III

IV

V 1400 1200 800 500 315

Rpm

200 125 80 50 Gambar 3.3 Speed Chart

3.5. Merencanakan Roda Gigi untuk Speed Box

Speed box berfungsi sebagai pengubah kecepatan putar pada sebuah mesin. Didalamnya terdapat serangkaian roda gigi dimana masing-masing roda gigi memiliki ukuran dan bentuk yang berbeda-beda. Mesin bor radial vertikal ini direncanakan memiliki 8 tingkat kecepatan sehingga diperlukan sebuah sistem transmisi yang menggunakan roda gigi untuk mengurangi ataupun meningkatkan putaran spindel utama sesuai tingkat yang dikehendaki.

3.5.1. Perencanaan Jumlah Gigi dari Roda Gigi

Setelah menggambar speed chart, jumlah gigi pada roda gigi dapat direncanakan. Hal yang perlu diperhatikan sebelum merencanakan jumlah gigi adalah jumlah minimum dari gigi-gigi pada roda gigi terkecil sebaiknya sesedikit mungkin, supaya perencanaan dimensi roda gigi lainnya yang lebih besar akan menghasilkan ukuran yang tidak besar sekali. Dengan demikian ukuran speed box juga akan menjadi tidak terlalu besar.

15

Diagram roda gigi pada speed box dapat digambarkan sebagai berikut: V

IV

III

II

nin

I

nout

Gambar 3.4 Diagram Roda Gigi

Dari diagram roda gigi dan speed chart dapat ditentukan besar rasio masingmasing roda gigi. Kemudian dari rasio tersebut akan digunakan untuk mencari jumlah gigi pada roda gigi. Poros I ke poros II: Dari speed chart terlihat bahwa poros II berputar dengan n = 1200 rpm, sehingga: i1 =

nporosII 1200 6 = = nporosI 1400 7

Poros II ke poros III: Dari speed chart terlihat bahwa poros III berputar dengan n = 1200 rpm dan juga bisa berputar dengan n = 500 rpm, sehingga: i2 =

nporosIII 1200 = =1 nporosII 1200

i3 =

nporosIII 500 5 = = nporosII 1200 12

16

Poros III ke poros IV: Dari speed chart terlihat bahwa poros IV berputar dengan n = 800 atau 500 rpm dari putaran 1200 rpm. Selain itu juga dapat berputar n = 315 atau 200 rpm dari putaran 500 rpm. Kita tinjau pada n = 500 rpm menjadi n = 315 atau 200 rpm: i4 =

nporosIV 315 63 = = nporosIII 500 100

i5 =

nporosIV 200 2 = = nporosIII 500 5

Poros IV ke poros V: Dari speed chart terlihat bahwa poros V berputar 8 tingkat putaran.

Untuk

mencari rasio kecepatan pada poros V, kita tinjau n = 200 rpm dari poros IV menjadi n = 50 rpm atau 315 rpm pada poros V: i6 =

nporosV 315 63 = = nporosIV 200 40

i7 =

nporosIV 50 1 = = nporosIII 200 4

Dari rasio diatas dapat dicari jumlah gigi pada roda gigi: 6 z1 = i1 = 7 z2

z4 = i2 = 1 z8

z3 5 = i3 = z5 12

z7 63 = i4 = z9 100

z12 63 = i6 = z13 40

z11 1 = i7 = z14 4

z4 = z8 z6 2 = i5 = z10 5

Dengan ketentuan bahwa: z3 + z5

= z4 + z8

z7 + z9

= z6 + z10

z12 + z13 = z11 + z14 Diperoleh: z1 = 24

z2 = 28

z3 = 20

z4 = 34

z5 = 48

z6 = 28

z7 = 38

z8 = 34

z9 = 60

z10 = 70

z11 = 24

z12 = 73

z13 = 47

z14 = 96

17

Selain roda gigi dengan jumlah gigi seperti diatas, ada juga roda gigi tambahan yang berfungsi untuk membalik putaran spindel utama sekaligus mempercepat putaran saat spindel utama berputar balik.

Putaran balik ini

biasanya digunakan pada saat pembuatan ulir dengan menggunakan tap. Setelah proses penguliran, tap harus diputar balik supaya keluar dari lubang ulir. Pada proses ini tidak terjadi penyayatan. Oleh karena itu putaran balik dirancang lebih cepat agar spindel kembali ke posisi semula secepat mungkin sehingga waktu pemakaian semakin berkurang dan biaya mesin ikut berkurang. Diasumsikan bahwa kecepatan putar balik adalah 1,5 kali putaran normal. Maka: ir = 1,5 ×

1200 6 9 = 1,5 × = 1400 7 7

Dari rasio diatas dapat dicari jumlah gigi pada roda gigi pembalik: zr1 9 = ir = zr 3 7 Untuk menghindari zr1 dan zr3 bertautan saat z1dan z2 berputar, maka dihitung: zr1 + zr3 = 0,8 ( z1 + z2 ) zr1 + zr3 = 0,8 ( 24 + 28 ) ≈ 42 Diperoleh: zr1 = 24 zr3 = 18 Jumlah roda gigi zr2 dapat dipilih secara bebas, karena zr2 berfungsi hanya sebagai pembalik putaran saja. Jumlah roda gigi zr2 dipilih 18. Dari data-data diatas diperoleh putaran baru yaitu: n1 =

24 20 28 24 z1 z 3 z 6 z11 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 50 rpm z 2 z 5 z10 z14 28 48 70 96

n2 =

24 20 38 24 z1 z 3 z 7 z11 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 79 rpm z 2 z 5 z 9 z14 28 48 60 96

n3 =

24 34 28 24 z1 z 4 z 6 z11 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 120 rpm z 2 z 8 z10 z14 28 34 70 96

n4 =

24 34 38 24 z1 z 4 z 7 z11 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 190 rpm z 2 z 8 z 9 z14 28 34 60 96

18

n5 =

24 20 28 73 z1 z 3 z 6 z12 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 311 rpm z 2 z 5 z10 z13 28 48 70 47

n6 =

24 20 38 73 z1 z 3 z 7 z12 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 492 rpm z 2 z 5 z 9 z13 28 48 60 47

n7 =

24 34 28 73 z1 z 4 z 6 z12 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 746 rpm z 2 z 8 z10 z13 28 34 70 47

n8 =

24 34 38 73 z1 z 4 z 7 z12 ⋅ ⋅ ⋅ ⋅1400 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 1400 = 1180 rpm z 2 z 8 z 9 z13 28 34 60 47

Kemudian menentukan diameter lingkaran jarak bagi (d) dan jarak poros (a) dihitung dengan rumus: d = m × z (mm)

(3.4a)

a=

dan

( d 1 + d 2) (mm) 2

(3.4b)

Diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel dibawah ini:

Tabel 3.1 Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a) Rasio Kecepatan

z1

z2

m

D1

D2

a

i1

24

28

3

72

84

78

i2

34

34

3

102

102

102

i3

20

48

3

60

144

102

i4

38

60

3

114

180

147

i5

28

70

3

84

210

147

i6

73

47

3

219

141

180

i7

24

96

3

72

288

180

24

18

3

72

54

63

18

18

3

54

54

54

ir1 ir2

19

3.5.2. Sistem Pengubah Tingkat Kecepatan

Pada suatu transmisi diperlukan metode untuk mengubah tingkat kecepatan putaran.

Metode yang digunakan adalah metode roda gigi geser

(sliding gear) yaitu metode yang menggunakan beberapa roda gigi yang posisinya dapat digeser untuk dipasangkan pada roda gigi yang mempunyai rasio kecepatan berlainan.

Metode ini sering digunakan dalam perancangan mesin perkakas

karena mempunyai banyak keuntungan, diantaranya: •

Dimensi radial yang relatif kecil.

•

Mampu mentransmisikan daya dan torsi yang besar.

•

Tingkat keausan roda gigi relatif kecil karena roda gigi yang tidak berpasangan pada suatu tingkat transmisi tertentu tidak bergesekan.

Metode ini juga memiliki kelemahan, antara lain: •

Dimensi aksial yang relatif besar.

•

Penggantian kecepatan putar hanya dilakukan pada saat spindel dalam keadaan berhenti.

•

Memerlukan alat pengunci / interlocking supaya roda gigi geser berada posisi yang tepat dan tidak tejadi benturan tingkat kecepatan.

•

Hanya roda gigi geser berbentuk lurus / spur gear yang cocok.

•

Diperlukan gaya yang besar untuk memindahkan roda gigi geser, sehingga penggeseran secara manual tidak bisa digunakan pada mesin beban berat.

3.5.3. Analisa Gaya Roda Gigi

Perhitungan gaya-gaya pada roda gigi berdasarkan pada besar daya yang ditransmisikan dan kecepatan keliling pada roda gigi sehingga dapat ditentukan besar gaya tangensial, gaya radial dan gaya aksial yang terjadi pada pasangan roda gigi. Kemudian dilakukan perhitungan kekuatan pada roda gigi agar mampu menahan beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi. Contoh penerapan rumus dilakukan pada pasangan roda gigi I. Hasil perhitungan gayagaya pada pasangan roda gigi lainnya ditampilkan pada tabel.

20

3.5.3.1. Gaya tangensial, gaya radial dan gaya axial

Kecepatan keliling: V =

π ⋅ d1 ⋅ n1 1000

=

π ⋅ 72 ⋅ 1400 1000

= 316,7 m/min

Gaya tangensial: Ft =

P ⋅ 4500 ⋅ Cs (N) V

(3.5)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal. 1007) Dimana: Cs = Faktor pemakaian/pelayanan = 1,54 (beban kejut medium, 8 – 10 jam/hari) P = Daya; 1 kW = 1,341 hp V = Kecepatan keliling (m/min) Sehingga: Ft =

⎛⎜ ⎝

3,7 × 1,341⎞⎟⎠ ⋅ 4500 316,7

⋅ 1,54

= 108,58 N Gaya radial:

Fr = Ft ⋅ tan α (N)

(3.6)

Dimana: α = sudut tekan roda gigi = 20° Sehingga: Fr = 108,58 . tan 20° = 39,52 N Gaya aksial: Hanya terjadi pada roda gigi miring (helical gear) dengan helix angle β Fa = Ft ⋅ tan β (N) Dimana: β = sudut kemiringan roda gigi = 0° (roda gigi lurus / spur gear)

(3.7)

21

Sehingga: Fa = 108,58 . tan 0° =0 N

Untuk perhitungan gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi lainnya, dilakukan dengan cara yang sama. Tetapi perhitungan kecepatan keliling pada poros lainnya menggunakan putaran paling rendah supaya menghasilkan perhitungan gaya-gaya yang paling besar. Diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini:

Tabel 3.2 Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi Rasio kecepatan i1

i2

i3

i4

i5

i6

i7

ir1

ir2

Pasangan Roda gigi

d (mm) P (kw)

V (m/min)

Ft (N)

Fr (N)

Fa (N)

Z1

72

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

Z2

84

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

Z4

102

3.7

384.5

89.42

32.55

0.00

Z8

102

3.7

384.5

89.42

32.55

0.00

Z3

60

3.7

226.2

152.01

55.33

0.00

Z5

144

3.7

226.2

152.01

55.33

0.00

Z7

114

3.7

179.1

192.02

69.89

0.00

Z9

180

3.7

179.1

192.02

69.89

0.00

Z6

84

3.7

131.9

260.59

94.85

0.00

Z10

210

3.7

131.9

260.59

94.85

0.00

Z12

219

3.7

137.6

249.88

90.95

0.00

Z13

141

3.7

137.6

249.88

90.95

0.00

Z11

72

3.7

45.2

760.07

276.64

0.00

Z14

288

3.7

45.2

760.07

276.64

0.00

Zr 1

72

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

Zr 2

54

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

Zr 2

54

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

Zr 3

54

3.7

316.7

108.58

39.52

0.00

22

3.5.3.2. Beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi

Roda gigi pada saat berputar tidak hanya menimbulkan gaya tangensial tetapi juga menimbulkan beban dinamis, dimana beban ini timbul akibat adanya kecepatan roda gigi yang besar kecilnya dipengaruhi oleh lebar roda gigi dan material roda gigi.

Perhitungan beban dinamis digunakan untuk mengetahui

kekuatan gigi. Selain itu juga diperhitungkan beban statis maupun beban terhadap keausan gigi. Hal ini untuk menghindari kerusakan pada roda gigi, misalnya: patahnya gigi, permukaan tergores. Dan juga mengurangi cepatnya keausan. Beban dinamis: Fd = Ft +

0,11 ⋅ V ⋅ (b ⋅ C + Ft ) (N) 0,11 ⋅ V + (b ⋅ C + Ft )

(3.8)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : Ft = Gaya tangensial (N) =

P ⋅ 4500 V

(menurut Khurmi, pada perhitungan beban dinamis faktor pemakaian Cs diabaikan) V = Kecepatan keliling (m/min) b = Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul C = Deformasi / faktor dinamis (N/cm) =

K ⋅e 1 1 + E1 E 2

(3.9)

K = Faktor bentuk gigi = 0,111 untuk 20° full depth involute e = Kesalahan maksimum yang diijinkan pada roda gigi (cm) Dari tabel dan interpolasi didapatkan e = 0,058 mm = 0,0058 cm E1 = Modulus elastisitas material roda gigi kecil / pinion = 2 x 106 N/cm2 untuk material baja E2 = Modulus elastisitas material roda gigi besar / gear = 2 x 106 N/cm2 untuk material baja

23

Harga faktor deformasi: C=

0,111 ⋅ 0,0058 = 647,49 N/cm 1 1 + 2 ⋅ 10 6 2 ⋅ 10 6

Sehingga: Fd = 70,51 +

0,11 ⋅ 316,7 ⋅ (3 ⋅ 647,49 + 70,51) 0,11 ⋅ 316,7 + (3 ⋅ 647,49 + 70,51)

= 950,31 N

Untuk beban dinamis yang bekerja pada roda gigi lainnya, diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini:

Tabel 3.3 Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi Rasio kecepatan i1

i2

i3

i4

i5

i6

i7

ir1

ir2

Beban statis:

Pasangan V (m/min) Roda gigi

Ft (kg)

b (cm) e (mm)

C (N/cm)

Fd (N)

Z1

316.7

70.51

3

0.058

647.49

950.31

Z2

316.7

70.51

3

0.058

647.49

950.31

Z4

384.5

58.06

3

0.052

575.70

951.14

Z8

384.5

58.06

3

0.052

575.70

951.14

Z3

226.2

98.71

3

0.070

775.23

912.56

Z5

226.2

98.71

3

0.070

775.23

912.56

Z7

179.1

124.69

3

0.076

844.98

859.76

Z9

179.1

124.69

3

0.076

844.98

859.76

Z6

131.9

169.22

3

0.083

921.40

789.18

Z10

131.9

169.22

3

0.083

921.40

789.18

Z12

137.6

162.26

3

0.082

910.94

797.87

Z13

137.6

162.26

3

0.082

910.94

797.87

Z11

45.2

493.55

3

0.093

1026.75

768.18

Z14

45.2

493.55

3

0.093

1026.75

768.18

Zr 1

316.7

70.51

3

0.058

647.49

950.31

Zr 2

316.7

70.51

3

0.058

647.49

950.31

Zr 2

316.7

70.51

3

0.058

647.49

950.31

Zr 3

316.8

70.51

3

0.058

647.35

950.37

24

Fs = f e ⋅ b ⋅ p ⋅ y (N)

(3.10)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : fe = Kekuatan tarik ijin (N/mm2) b = Lebar roda gigi (mm) ; diambil 10 x modul (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) p = Circular pitch = π.m

(3.10a)

y = Faktor bentuk gigi (faktor lewis) = 0,154 −

0,912 (untuk 20° full depth involute system) z

(3.10b)

Data-data yang digunakan untuk perhitungan roda gigi adalah sebagai berikut: •

Bahan roda gigi dari baja SNC22 dengan kekuatan tarik ijin = 100 N/mm2 dan kekerasan pada permukaannya = 600 HB

•

Circular pitch: p = π . 3 = 9,425

•

Harga faktor bentuk gigi adalah: y = 0,154 −

0,912 = 0,116 24

Sehingga: Fs = 100 ⋅ 30 ⋅ 9,425 ⋅ 0,116 = 3279,82 N

Kekuatan terhadap beban statis harus lebih besar dari kekuatan terhadap beban dinamis supaya tidak terjadi patahnya gigi dan juga untuk keamanan. Untuk memenuhi persyaratan ini, Buckhingham memberikan persamaan seperti di bawah ini: (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1006) Fs ≥ 1,25 Fd

untuk pembebanan teratur

Fs ≥ 1,35 Fd

untuk pembebanan berubah-ubah

Fs ≥ 1,5 Fd

untuk pembebanan kejut

25

Mengacu pada persyaratan tersebut, selanjutnya besar beban statis pada masing-masing roda gigi dapat dilihat dalam tabel di bawah ini:

Tabel 3.4 Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi

fe Rasio Pasangan b 2 kecepatan Roda gigi (N/mm ) (mm) Z1 100 30 i1 Z2 100 30 Z4 100 30 i2 Z8 100 30 Z3 100 30 i3 Z5 100 30 Z7 100 30 i4 Z9 100 30 Z6 100 30 i5 Z10 100 30 Z12 100 30 i6 Z13 100 30 Z11 100 30 i7 Z14 100 30 Zr 1 100 30 ir1 Zr 2 100 30 Zr 2 100 30 ir2 Zr 3 100 30

m

p

y

Fs (N)

3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3

9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425 9.425

0.116 0.121 0.127 0.127 0.108 0.135 0.130 0.139 0.121 0.141 0.142 0.135 0.116 0.145 0.116 0.103 0.103 0.103

3279.82 3433.31 3595.83 3595.83 3064.94 3817.04 3675.66 3924.48 3433.31 3985.87 4001.01 3805.61 3279.82 4085.64 3279.82 2921.68 2921.68 2921.68

Beban keausan gigi: Fw = D ⋅ b ⋅ Q ⋅ K (N) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : D = Diameter jarak bagi (cm) b = Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul Q = Faktor rasio

(3.11)

26

=

2 ⋅ z2 (untuk roda gigi luar) (z1 + z 2 )

(3.12)

z1 = Jumlah gigi roda gigi penggerak z2 = Jumlah gigi roda gigi yang digerakkan K = Load stress factor f es sin φ 1,4 2

=

⎡1 1 ⎤ ⎥ ⎢ + ⎣ E1 E 2 ⎦

(3.13)

fes = Tegangan daya tahan permukaan (N/cm2) = (28 x BHN) – 700

φ = Sudut tekan = 20° Faktor rasio pada kecepatan 1: Q=

2 ⋅ 28 = 1,0769 (24 + 28)

Tegangan daya tahan permukaan fes = (28 x 600) – 700 = 16100 N/cm2 Load stress factor: K =

16100 2 sin 20° ⎡ 1 1 ⎤ + 6 ⎢ 1,4 2 × 10 6 ⎥⎦ ⎣ 2 × 10

= 63,33 N/cm2 Sehingga: Fw = 7,2 ⋅ 3 ⋅ 1,077 ⋅ 63,33 = 1473,04 N

Kekuatan terhadap beban keausan gigi harus lebih besar dari kekuatan terhadap beban dinamis.

Dengan cara yang sama diperoleh hasil perhitungan ketahanan roda gigi terhadap keausan dalam tabel berikut ini:

27

Tabel 3.5 Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi Rasio D (cm) b (cm) kecepatan

2

Q

K (N/cm )

Fw (N)

i1

7.2

3

1.077

63.33

1473.038

i2

10.2

3

1

63.33

1937.746

i3

6

3

1.412

63.33

1609.201

i4

11.4

3

1.224

63.33

2651.897

i5

8.4

3

1.429

63.33

2279.701

i6

21.9

3

0.783

63.33

3259.023

i7

7.2

3

1.600

63.33

2188.513

ir1

7.2

3

0.857

63.33

1172.418

ir2

5.4

3

1

63.33

1025.865

3.5.4. Ukuran Roda Gigi

Roda gigi dibuat sedemikian rupa sehingga pada saat bersinggungan tidak menimbulkan suara berisik ataupun gesekan yang besar. Perhitungan ukuran pada roda gigi adalah sebagai berikut: Kelonggaran kepala / puncak (Ck) : Ukuran ini digunakan untuk menghindari sentuhan antara lingkaran kaki roda gigi penggerak dengan lingkaran kepala roda gigi tergerak. Besarnya kelonggaran kepala standar antara 0,1 s/d 0,3 kali modul. Adapun besarnya kelonggaran kepala yang diutamakan adalah 0,17 x modul; 0,25 x modul; 0,3 x modul. Untuk perencanaan kali ini digunakan Ck = 0,25 x modul. Tinggi kepala gigi (hk) : Tinggi kepala untuk roda gigi normal sama dengan besarnya modul. Tinggi kaki gigi (hf) : Tinggi kaki untuk roda gigi besarnya sama dengan tinggi kepala gigi (hk) ditambah dengan kelonggaran kepala (Ck). Atau dengan kata lain besarnya sama dengan 1,25 x modul pada kelonggaran kepala Ck = 0,25 x modul.

28

Diameter lingkaran kepala (dk) : d k = d + 2hk = (m × z ) + 2m

(3.14)

Diameter lingkaran kaki (df) :

d f = d − 2h f = (m × z ) − 2 ⋅ (1,25m)

(3.15)

Selanjutnya ukuran-ukuran roda gigi tiap tingkat kecepatan dapat dilihat pada tabel di bawah ini:

Tabel 3.6 Ukuran-ukuran pada Roda Gigi Jenis roda gigi :

Roda gigi lurus

Bahan roda gigi :

SNC22, σ b = 100 N/mm dengan pengerasan kulit

Rasio Pasangan kecepatan Roda gigi i1 i2 i3 i4 i5 i6 i7 ir1 ir2

Z1 Z2 Z4 Z8 Z3 Z5 Z7 Z9 Z6 Z10 Z12 Z13 Z11 Z14 Zr 1 Zr 2 Zr 2 Zr 3

2

Sudut Jumlah Sudut m b kemiringan Gigi tekan ( α ) (mm) (mm) (β) 24 0° 20° 3 30 28 0° 20° 3 30 34 0° 20° 3 30 34 0° 20° 3 30 20 0° 20° 3 30 48 0° 20° 3 30 38 0° 20° 3 30 60 0° 20° 3 30 28 0° 20° 3 30 70 0° 20° 3 30 73 0° 20° 3 30 47 0° 20° 3 30 24 0° 20° 3 30 96 0° 20° 3 30 24 0° 20° 3 30 18 0° 20° 3 30 18 0° 20° 3 30 18 0° 20° 3 30

Ck (mm) 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75 0.75

dk df (mm) (mm) 78 90 108 108 66 150 120 186 90 216 225 147 78 294 78 60 60 60

64.5 76.5 94.5 94.5 52.5 136.5 106.5 172.5 76.5 202.5 211.5 133.5 64.5 280.5 64.5 46.5 46.5 46.5

3.6. Analisa Gaya –Gaya Tumpuan pada Speed Box

Gaya-gaya yang ditimbulkan oleh roda gigi yang berputar menyebabkan timbulnya gaya-gaya reaksi pada tumpuan.

Gaya-gaya reaksi ini besarnya

tergantung pada posisi roda gigi yang bekerja.

Konstruksi roda gigi yang

29

menggunakan roda gigi geser inilah yang menyebabkan perubahan gaya reaksi pada tumpuan.

Gambar konstruksi tumpuan dibawah ini digunakan untuk

menganalisa gaya-gaya reaksi pada tumpuan :

Gambar 3.5 Konstruksi Tumpuan Roda Gigi

Perhitungan analisa gaya-gaya reaksi berikut dilakukan hanya pada gayagaya reaksi yang terbesar.

Gaya-gaya reaksi terbesar terjadi pada gaya-gaya

terbesar yang ditimbulkan oleh roda gigi, seperti pada tabel 3.2.

Analisa

dilakukan pada setiap poros. Poros I : Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

Ft cos a

Fr cos a

Gambar 3.6 Reaksi Tumpuan Poros I Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

30

Zr3

a

Ft cos a

Zr1 Fr cos a Fr

Zr2 a = 43,43°

Gambar 3.7 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

Reaksi akibat adanya gaya tangensial : Σ MA = 0 0 = (- Ftcos a Zr1 × 50) + (Ft Z1 × 135) − (R Bt × 185) RBt =

(-78,85 × 50) + (108,58 × 135) (-Ft cos a Zr1 × 50) + (Ft Z1 × 135) = 185 185

= 57,92 N Σ MB = 0 RAt =

(Ft cos a Zr1 × 135) − (Ft Z1 × 50) (-78,85 × 135) + (108,58 × 50) = 185 185

= 28,19 N Reaksi akibat adanya gaya radial : Σ MA = 0 RBr =

(Fr cos a Zr1 × 50) + (FrZ1 × 135) (28,7 × 50) + (39,52 × 135) = 185 185

= 31,62 N Σ MB = 0 RAr =

(Fr cos a Zr1 × 135) + (FrZ1 × 50) (28,7 × 135) + (39,52 × 50) = 185 185

= 36,60 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros I : RA =

R At + R Ar

2

=

28,19 2 + 36,6 2

RB =

RBt + RBr

2

=

57,92 2 + 31,62 2 = 65,994 N

2

2

= 46,196 N

31

Poros II : Ada 2 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z3 dan Z5 yang bekerja, atau roda gigi Z4 dan Z8 yang bekerja. Selain itu ada 2 roda gigi tetap yang bekerja yaitu Z1 dan Z2 juga Zr2 dan Zr3. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

Ft cos a

Ft cos a

Fr cos a

Fr cos a

Ft cos a

Gambar 3.8 Reaksi Tumpuan Poros II Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

Ft

Zr2

a

Zr1

Fr

Fr cos a

Zr3 a = 53,33°

Gambar 3.9 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

32

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz3 : Σ MC = 0 RDt = =

(Ft cos a Zr3 × 50) + (Ft Z2 × 135) + (Ft Z3 × 185) 435 (64,85 × 50) + (108,58 × 135) + (152,01 × 185) = 105,8 N 435

Σ MD = 0 RCt = =

(Ft cos a Zr3 × 385) + (Ft Z2 × 300) + (Ft Z3 × 250) 435

(64,85 × 385) + (108,58 × 300) + (152,01 × 250) = 219,64 N 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz3 : Σ MC = 0 RDr = =

(Fr cos a Zr3 × 50) + (FrZ2 × 135) − (FrZ3 × 185) 365

(23,6 × 50) + (39,52 × 135) − (55,33 × 185) = -8,55 N 435

Σ MD = 0 RCr = =

(Fr cos a Zr3 × 385) + (FrZ2 × 300) + (FrZ3 × 250) 365

(23,6 × 385) + (39,52 × 300) + (55,33 × 250) = 16,35 N 435

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz4 : Σ MC = 0 RDt = =

(Ft cos a Zr3 × 50) + (Ft Z2 × 135) + (Ft Z4 × 395) 435

(64,85 × 50) + (108,58 × 135) + (89,42 × 395) = 122,35 N 435

Σ MD = 0 RCt =

(Ft cos a Zr3 × 385) + (Ft Z2 × 300) + (Ft Z4 × 40) 435

33

=

(64,85 × 385) + (108,58 × 300) + (89,42 × 40) = 140,5 N 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz4 : Σ MC = 0 RDr = =

(Fr cos a Zr3 × 50) + (FrZ2 × 135) − (FrZ4 × 395) 435

(23,6 × 50) + (39,52 × 135) − (32,55 × 395) = -14,58 N 435

Σ MD = 0 RCr = =

(Fr cos a Zr3 × 385) + (FrZ2 × 300) − (FrZ4 × 40) 435

(23,6 × 385) + (39,52 × 300) − (32,55 × 40) = 45,15 N 435

Resultan gaya reaksi tumpuan poros II akibat gaya Fzr3 , Fz2 dan Fz3 : RC(zr3,z2&z3) =

RCt + RCr

RD(zr3,z2&z3) =

RDt + RDr

2

2

2

2

=

219,64 2 + 16,35 2 = 220,25 N

=

105,8,86 2 + 8,55 2 = 106,15 N

Resultan gaya reaksi tumpuan poros II akibat gaya Fzr3 , Fz2 dan Fz4 : RC(zr3,z2&z4) =

RCt + RCr

RD(zr3,z2&z4) =

RDt + RDr

2

2

2

2

=

140,5 2 + 45,15 2 = 147,58 N

=

122,35 2 + 14,58 2 = 123,21 N

Poros III : Ada 4 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z4 dan Z8 dengan Z7 dan Z9 atau Z4 dan Z8 dengan Z6 dan Z10 atau Z3 dan Z5 dengan Z7 dan Z9 atau Z3 dan Z5 dengan Z6 dan Z10 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban akibat gaya tangensial dan gaya radial yang ditampilkan secara terpisah dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

34

Gambar 3.10 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Tangensial.

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz7 dan Ftz8 : Σ ME = 0 RFt =

(Ft Z7 ×180) + (Ft Z8 × 260) (192,02 ×180) + (89,42 × 260) = = 192,71 N 300 300

Σ MF = 0 REt =

(Ft Z7 ×120) + (Ft Z8 × 40) (192,02 ×120) + (89,42 × 40) = = 88,73 N 300 300

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz6 dan Ftz8 : Σ ME = 0 RFt =

(Ft Z6 × 90) + (Ft Z8 × 260) (260,59 × 90) + (89,42 × 260) = = 155,68 N 300 300

Σ MF = 0 REt =

(Ft Z6 × 210) + (Ft Z8 × 40) (260,59 × 210) + (89,42 × 40) = 194,34 N = 300 300

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz5 dan Ftz7 : Σ ME = 0 RFt =

(Ft Z5 × 50) + (Ft Z7 × 180) (152,01× 50) + (192,02 × 180) = = 140,55 N 300 300

35

Σ MF = 0 REt =

(Ft Z5 × 250) + (Ft Z7 × 120) (152,01× 250) + (192,02 ×120) = = 203,48 N 300 300

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz5 dan Ftz6 : Σ ME = 0 RFt =

(Ft Z5 × 50) + (Ft Z6 × 90) (152,01× 50) + (260,59 × 90) = 103,51 N = 300 300

Σ MF = 0 REt =

(Ft Z5 × 250) + (Ft Z6 × 210) (152,01× 250) + (260,59 × 210) = 309,09 N = 300 300

Gambar 3.11 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Radial.

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz7 dan Frz8 : Σ ME = 0 RFr =

(FrZ7 ×180) − (FrZ8 × 260) (69,89 × 180) − (32,55 × 260) = 13,73 N = 300 300

Σ MF = 0 REr =

(FrZ7 × 120) − (FrZ8 × 40) (69,89 × 120) − (32,55 × 40) = 23,62 N = 300 300

36

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz6 dan Frz8 : Σ ME = 0 RFr =

(FrZ6 × 90) − (FrZ8 × 260) (94,85 × 90) − (32,55 × 260) = 0,25 N = 300 300

Σ MF = 0 REr =

(FrZ6 × 210) − (FrZ8 × 40) (94,85 × 210) − (32,55 × 40) = 62,05 N = 300 300

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz5 dan Frz7 : Σ ME = 0 RFr =

(-FrZ5 × 50) + (FrZ7 × 180) (-55,33 × 50) + (69,89 ×180) = = 32,71 N 300 300

Σ MF = 0 REr =

(FrZ5 × 250) − (FrZ7 × 120) (55,33 × 250) − (69,89 × 120) = = 18,15 N 300 300

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz5 dan Frz6 : Σ ME = 0 RFr =

(FrZ5 × 50) + (FrZ6 × 90) (55,33 × 50) + (94,85 × 90) = = 19,23 N 300 300

Σ MF = 0 REr =

(FrZ5 × 250) + (FrZ6 × 210) (55,33 × 250) + (94,85 × 210) = = 20,29 N 300 300

Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya Fz7 dan Fz8 : RE(z7&z8) =

REt + REr

2

=

88,732 + 23,62 2 = 91,82 N

RF(z7&z8) =

RFt + RFr

2

=

192,712 + 13,732 = 193,2 N

2

2

Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya Fz6 dan Fz8 : RE(z6&z8) =

REt + REr

2

=

194,34 2 + 62,05 2 = 204,01 N

RF(z6&z8) =

RFt + RFr

2

=

155,68 2 + 0,25 2 = 155,68 N

2

2

Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya Fz5 dan Fz7 : RE(z5&z7) =

REt + REr 2

2

=

203,48 2 + 18,15 2 = 204,29 N

37

RF(z5&z7) =

RFt + RFr 2

2

=

140,55 2 + 32,712 = 144,3 N

Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya Fz5 dan Fz6 : RE(z5&z6) =

REt + REr

2

=

309,09 2 + 20,29 2 = 309,76 N

RF(z5&z6) =

RFt + RFr

2

=

103,512 + 19,232 = 105,29 N

2

2

Poros IV : Seperti terlihat pada gambar 3.5 bahwa ada 4 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z7 dan Z9 dengan Z11 dan Z14 atau Z7 dan Z9 dengan Z12 dan Z13 atau Z6 dan Z10 dengan Z11 dan Z14 atau Z6 dan Z10 dengan Z12 dan Z13 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban akibat gaya tangensial dan gaya radial yang ditampilkan secara terpisah dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

Gambar 3.12 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Tangensial.

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz9 dan Ftz11 : Σ MG = 0 RHt =

(Ft Z11 × 140) + (Ft Z9 × 315) (760,07 × 140) + (192,02 × 315) = = 383,67 N 435 435

Σ MH = 0 RGt =

(Ft Z11 × 295) + (Ft Z9 × 120) (760,07 × 295) + (192,02 × 120) = = 568,42 N 435 435

38

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz9 dan Ftz12 : Σ MG = 0 RHt =

(Ft Z12 × 50) + (Ft Z9 × 315) (249,88 × 50) + (192,02 × 315) = 167,77 N = 435 435

Σ MH = 0 RGt =

(Ft Z12 × 385) + (Ft Z9 × 120) (249,88 × 385) + (192,02 × 120) = 274,13 N = 435 435

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz10 dan Ftz11 : Σ MG = 0 RHt =

(Ft Z11 × 140) + (Ft Z10 × 225) (760,07 × 140) + (260,59 × 225) = = 379,41 N 435 435

Σ MH = 0 RGt =

(Ft Z11 × 295) + (Ft Z10 × 210) (760,07 × 295) + (260,59 × 210) = = 641,25 N 435 435

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz10 dan Ftz12 : Σ MG = 0 RHt =

(Ft Z12 × 50) + (Ft Z10 × 225) (249,88 × 50) + (260,59 × 225) = 163,51 N = 435 435

Σ MH = 0 RGt =

(Ft Z12 × 385) + (Ft Z10 × 210) (249,88 × 385) + (260,59 × 210) = 346,97 N = 435 435

Gambar 3.13 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Radial.

39

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz9 dan Frz11 : Σ MG = 0 RHr =

(FrZ11 × 140) − (FrZ9 × 315) (276,64 × 140) − (69,89 × 315) = 38,42 N = 435 435

Σ MH = 0 RGr =

(FrZ11 × 295) − (FrZ9 × 120) (276,64 × 295) − (69,89 × 120) = 168,33 N = 435 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz9 dan Frz12 : Σ MG = 0 RHr =

(-FrZ12 × 50) + (FrZ9 × 315) (-90,95 × 50) + (69,89 × 315) = = 40,15 N 435 435

Σ MH = 0 RGr =

(FrZ12 × 385) − (FrZ9 × 120) (90,95 × 385) − (69,89 × 120) = = 61,22 N 435 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz10 dan Frz11 : Σ MG = 0 RHr =

(FrZ11 × 140) − (FrZ10 × 225) (276,64 × 140) − (94,85 × 225) = 39,97 N = 435 435

Σ MH = 0 RGr =

(FrZ11 × 295) − (FrZ10 × 210) (276,64 × 295) − (94,85 × 210) = 141,82 N = 435 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz10 dan Frz12 : Σ MG = 0 RHr =

(-FrZ12 × 50) + (FrZ10 × 225) (-90,95 × 50) + (94,85 × 225) = = 38,61 N 435 435

Σ MH = 0 RGr =

(FrZ12 × 385) − (FrZ10 × 210) (90,95 × 385) − (94,85 × 210) = = 34,71 N 435 435

Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya Fz9 dan Fz11 : RG(z9&z11) =

RGt + RGr 2

2

=

568,42 2 + 168,33 2 = 592,82 N

40

RH(z9&z11) =

RHt + RHr 2

2

=

383,67 2 + 38,43 2 = 385,59 N

Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya Fz9 dan Fz12 : RG(z9&z12) =

RGt + RGr

2

=

274,13 2 + 61,22 2 = 280,88 N

RH(z9&z12) =

RHt + RHr

2

=

167,77 2 + 40,15 2 = 172,51 N

2

2

Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya Fz10 dan Fz11 : RG(z10&z11) =

RGt + RGr

2

=

641,25 2 + 141,82 2 = 656,75 N

RH(z10&z11) =

RHt + RHr

2

=

379,412 + 39,97 2 = 381,51 N

2

2

Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya Fz10 dan Fz12 : RG(z10&z12) =

RGt + RGr

2

=

346,97 2 + 34,712 = 348,7 N

RH(z10&z12) =

RHt + RHr

2

=

163,512 + 38,612 = 168 N

2

2

Poros V : Ada 2 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z12 dan Z13 yang bekerja, atau roda gigi Z11 dan Z14 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar di bawah ini :

Z12 dan Z13 yang bekerja

Z11 dan Z14 yang bekerja

Gambar 3.14 Reaksi Tumpuan Poros V Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

41

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz13 : Σ MI = 0 RJt =

Ft Z13 × 50 249,88 × 50 = 28,72 N = 435 435

Σ MJ = 0 RIt =

Ft Z13 × 385 249,88 × 385 = 221,16 N = 435 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz13 : Σ MI = 0 RJr =

FrZ13 × 50 90,95 × 50 = = 10,45 N 435 435

Σ MJ = 0 RIr =

FrZ13 × 385 90,95 × 385 = = 80,5 N 435 435

Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ftz14 : Σ MI = 0 RJt =

Ft Z14 × 140 760,07 × 140 = 244,62 N = 435 435

Σ MJ = 0 RIt =

Ft Z14 × 295 760,07 × 295 = 515,45 N = 435 435

Reaksi akibat adanya gaya radial Frz14 : Σ MI = 0 RJr =

FrZ14 × 140 276,64 × 140 = = 89,03 N 435 435

Σ MJ = 0 RIr =

FrZ14 × 295 276,64 × 295 = 187,61 N = 435 435

Resultan gaya reaksi tumpuan poros V akibat gaya Fz13 : RI(z13) =

RIt + RIr 2

2

=

221,16 2 + 80,5 2 = 235,36 N

42

RJ(z13) =

RJt + RJr 2

2

=

28,72 2 + 10,45 2 = 30,57 N

Resultan gaya reaksi tumpuan poros V akibat gaya Fz14 : RI(z14) =

RIt + RIr

RJ(z14) =

RJt + RJr

2

2

2

2

=

515,45 2 + 187,612 = 548,53 N

=

244,62 2 + 89,03 2 = 260,32 N

Poros pembalik putaran : Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

Gambar 3.15 Reaksi Tumpuan Poros Pembalik Putaran Ft

Zr3 co

Zr1

sa

Fr

Fr

Fr

Ft

co

sa

Ft

Zr2

a

a = 6,76°

Gambar 3.16 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

Dari gambar proyeksi ini terlihat bahwa ada 2 pasangan komponen gaya yang berpengaruh yaitu (Ft2.3 – Fr2.1cos a) dan (Fr2.3 + Ft2.1cos a) sehingga : Reaksi akibat adanya gaya (Ft2.3 – Fr2.1cos a) : RK1 = RL1 =

( Ft 2.3 − Fr2.1 cos a ) (108,58 − 39,52 cos a ) = = 34,67 N 2 2

43

Reaksi akibat adanya gaya (Fr2.3 + Ft2.1cos a) : RK2 = RL2 =

( Fr2.3 + Ft 2.1 cos a ) (39,52 + 108,58 cos a ) = = 73,67 N 2 2

Resultan gaya reaksi tumpuan poros pembalik putaran : RK = RL =

34,67 2 + 73,67 2 = 81,42 N

Tabel 3.7 Gaya Reaksi Tumpuan Resultan Reaksi Tumpuan ( N ) Poros

Tumpuan

I II III IV V Pembalik

A B C D E F G H I J K L

1

2

3

4

Maksimum

46.20 65.99 220.25 106.15 91.82 193.20 592.82 385.58 235.36 30.57 81.42 81.42

147.58 123.21 204.01 155.68 280.88 172.51 548.53 260.32 -

204.29 144.30 656.75 381.51 -

309.76 105.29 348.70 168.01 -

46.20 65.99 220.25 123.21 309.76 193.20 656.75 385.58 548.53 260.32 81.42 81.42

3.7. Perhitungan Momen Lengkung Maksimum pada Speed Box

Perhitungan pada momen lengkung diperoleh dari perkalian gaya reaksi dengan jarak. Perhitungan momen lengkung maksimum ini akan digunakan untuk perhitungan poros pada pembahasan berikutnya.

Sebagai contoh perhitungan

poros I momen lengkung maksimum terletak pada posisi roda gigi Z1 yang besarnya 3299,71 N.mm. Pada poros I besar momen lengkung akibat gaya-gaya dapat ditentukan sebagai berikut : MA = 0 MzR1 = RA x 50 = 81,33 x 50 = 2309,82 N.mm Mz1 = RB x 50 = 113,45 x 50 = 3299,71 N.mm MB = 0

44

Hasil perhitungan momen lengkung pada poros yang lain dengan beberapa kemungkinan posisi roda gigi ditampilkan dalam tabel berikut ini :

Tabel 3.8 Momen Lengkung Momen Lengkung ( N.mm ) Poros

I

II

III IV V Pembalik

1

2

3

4

Maksimum

2309.82

-

-

-

2309.82

3299.71

-

-

-

3299.71

11012.40

7378.80

-

-

11012.40

21017.65

11206.94

-

-

21017.65

26536.40

4928.54

-

-

26536.40

16527.29

18360.49

10214.62

15487.93

18360.49

7727.81

6227.01

17316.26

22109.93

22109.93

82994.43

14044.23

91944.47

17434.90

91944.47

46270.19

20700.90

80116.90

35281.69

80116.90

11767.80

76793.83

-

-

76793.83

11767.80

76793.83

-

-

76793.83

2442.66 2442.66

-

-

-

2442.66 2442.66

3.8. Perencanaan Poros pada Speed Box

Pada poros transmisi yang meneruskan daya melalui roda gigi, poros tersebut selain mendapat momen lengkung juga mendapat momen puntir (torsi). Besar torsi pada poros I adalah:

T=

4500 ⋅ P (N.m) 2 ⋅π ⋅ N

Dimana : P = Daya (kW); dimana 1 kW = 1,341 hp N = Kecepatan putaran (rpm) Sehingga: T =

4500 ⋅ (3,7 × 1,341) = 2,5383 N.m = 253,83 N.cm 2 ⋅ π ⋅1400

(3.16)

45

Besar momen lengkung pada poros I diambil momen lengkung maksimum yaitu 3299,71 N.mm = 329,97 N.cm. Material ditentukan SNCM25 dengan kekuatan tarik 120 N/mm2 , sehingga diameter poros dapat dihitung :

⎛ 16 ds = ⎜⎜ ⎝ π ⋅τ s

⎞ ( K m ⋅ M ) 2 + ( K t ⋅ T ) 2 ⎟⎟ ⎠

1/ 3

(mm)

(3.17)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 447) Dimana : Km = Faktor koreksi untuk momen lengkung, diambil 1,5 Kt = Faktor koreksi untuk momen punter, diambil 1,5 τs

= σb / (Sf1 . Sf2) Sf1 = Faktor keamanan terhadap kelelahan puntir. Untuk material SNCM25, Sf1 = 6 Sf2 = Faktor keamanan terhadap konsentrasi tegangan, dipilih 2 = 120 / (6 . 2 ) = 10 N /mm2 = 1000 N / cm2

Didapatkan : 1/ 3

⎛ 16 ⎞ ds = ⎜ (1,5 ⋅ 329,97) 2 + (1,5 ⋅ 253,83) 2 ⎟ = 1,471 cm = 14,7 mm ⋅ 1000 π ⎠ ⎝

Untuk perhitungan diameter poros lainnya, dilakukan dengan cara yang sama tetapi putaran poros yang digunakan adalah putaran poros terendah. Hasil dari perhitungan dapat dilihat pada tabel berikut ini :

Tabel 3.9 Diameter Poros pada Speed Box Poros

P (kW)

N (rpm)

M (N.cm)

T (N.cm)

Diameter poros (mm)

I

3.7

1400

329.97

253.83

14.71

II

3.7

1200

2653.64

296.13

27.32

III

3.7

500

2210.99

710.71

26.08

IV

3.7

200

9194.45

1776.78

41.51

V

3.7

50

7679.38

7107.11

43.08

Pembalik

3.7

1866.67

244.27

190.37

13.32

46

Defleksi puntiran (θ) suatu poros dibatasi sampai dengan 0,25° untuk setiap meter panjang poros. Pemeriksaan θ pada poros menggunakan rumus : dθ T ≤ 0,25 °/meter = 584 4 dL G ⋅ ds

Dimana : T = Momen puntir (N.mm) G = Modulus geser, untuk baja = 8,3 x 103 N / mm2 Sehingga diameter poros agar defleksi puntiran tidak melebihi 0,25° adalah : d s = 4,1 ⋅ 4 T

(mm)

(3.18)

(Sularso, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Eleman Mesin, hal. 18)

Pada poros I didapatkan diameter poros baru sebesar : d s = 4,1 ⋅ 4 2538,3 = 29,1 mm

Dengan memperhitungkan defleksi puntiran, diameter poros yang lainnya dihitung dengan cara yang sama. Hasil perhitungan dapat dilihat pada tabel berikut ini :

Tabel 3.10 Diameter Poros Defleksi Puntiran pada Speed Box Poros

T (N.cm)

ds baru (mm)

ds diambil (mm)

I

253.825

29.102

30

II

296.130

30.245

32

III

710.711

37.645

38

IV

1776.778

47.336

48

V

7107.112

66.943

70

Pembalik

190.369

27.082

30

Poros dengan menggunakan transmisi roda gigi perlu dibuat alur pasak pada poros tersebut. Perencanaan pada poros I dengan ds = 30 mm, dibuat alur pasak dengan ukuran 10 x 5 x radius fillet 0,6. Konsentrasi tegangan pada poros dengan alur pasak memenuhi ketentuan :

47

τs . Sf2 ≥ τ . α

r 0,6 = = 0,02 30 ds

Dimana : α = Faktor konsentrasi tegangan.

sehingga dari diagram R.E. Peterson didapatkan α = 2,65 τ =

=

16

π ⋅ ds

(K m ⋅ M ) 2 + (Kt ⋅ T ) 2

3

(3.19)

16 (1,5 ⋅ 329,97) 2 + (1,5 ⋅ 253,83) 2 = 117,79 N/cm2 3 π ⋅3

Diperoleh 1000 . 2 > 117,79 . 2,65

Ukuran alur pasak pada masing-masing poros ditampilkan pada tabel dibawah ini:

Tabel 3.11 Alur Pasak Poros pada Speed Box

I

Ukuran alur pasak 10 x 5 x 0,6

II III

10 x 5 x 0,6 12 x 5 x 0,6

Poros

Poros IV

Ukuran alur pasak 14 x 5,5 x 1,0

V 20 x 7,5 x 1,0 Pembalik 8 x 4 x 0,4

Hal yang tidak kalah penting dari perancangan sebuah poros adalah kecepatan kritis, khususnya pada poros putaran tinggi. Bila poros berputar pada kecepatan kritisnya maka akan terjadi getaran yang besar. Oleh karena itu diambil pedoman bahwa putaran poros maksimum demi keamanan tidak boleh melebihi 80 % putaran kritisnya. Putaran kritis pada poros I adalah sebagai berikut: 2

d Nc = 52700 s l1 ⋅ l 2

L (rpm) W

(Sularso, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Eleman Mesin, hal. 19) Dimana :

ds

= Diameter poros (mm)

l1 , l2 = Jarak titik beban ke bantalan (mm) L

= Jarak antar bantalan (mm)

W

= Berat beban (N), berat poros dan berat roda gigi

(3.20)

48

Berat poros : Ws =

π 4

d s ⋅ L ⋅ γ (N) 2

(3.21)

Dimana : γ = berat jenis baja = 7,86 . 10-3 (N/cm3) Berat roda gigi : WG = 0,118 . z . b . m2 (N)

(3.22)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1020) Dimana : z = jumlah gigi roda gigi b = Lebar roda gigi (cm) m = modul roda gigi (cm) Sehingga diperoleh : Ws =

π 4

32 ⋅18,5 ⋅ 7,86 .10 -3 = 1,028 N

(Setengah dari berat poros ini dianggap sebagai beban terpusat di tengah.) Wzr1 = 0,118 . 24 . 3 . 0,32 = 0,76464 N Wz1 = 0,118 . 24 . 3 . 0,32 = 0,76464 N

Kecepatan kritis dari masing-masing benda yang berputar pada poros I : Nc1 = 52700

30 2 185 = 109296,6 rpm 50 ⋅135 0,765

Nc2 = 52700

30 2 185 = 109296,6 rpm 135 ⋅ 50 0,765

Nc3 = 52700

35 2 185 = 105173,7 rpm 92,5 ⋅ 92,5 0,514

Maka: 1 Nc

2

=

=

1 N c1

2

+

1 N c2

2

+

1 N c3

2

1 1 1 + + 2 2 109296,6 109296,6 105173,7 2

(3.23)

49

Nc2 = 3,88 . 109 Nc

= 62278,15 rpm

Kecepatan kritis ini jauh diatas putaran aktual sehingga putaran kerjanya aman.

Untuk perhitungan kecepatan kritis pada poros lainnya, dilakukan dengan cara yang sama. Hasil dari perhitungan dapat dilihat pada tabel berikut ini :

Tabel 3.12 Kecepatan Kritis Poros pada Speed Box Poros

Nc1

Nc2

Nc3

Nc4

Nc5

Nc

80% Nc

-

-

62278,15

49822,52

I

109296,61 109296,61 105173,71

II

77208,54

29423,77

30486,36

38078,03

20290,88

13462,87

10770,30

III

85267,77

73837,12

53478,07

121770,69 44719,89

28419,91

22735,93

IV

53480,05

70122,79

35889,22

48455,98

30436,32

18782,00

15025,60

V

228638,19

74566,33

44386,30

-

-

37620,62

30096,50

-

-

-

272733,07 218186,46

Pembalik 539047,58 316190,01

3.9. Pemilihan Bantalan

Poros yang berputar disertai pembebanan memerlukan media penumpu yang tepat supaya poros tetap berputar dengan halus dan gesekan yang terjadi tidak terlalu besar. Pemilihan bantalan pada prinsipnya bertujuan agar beban yang timbul dapat ditahan oleh kedua bantalan. Bantalan yang digunakan dalam perancangan disini adalah bantalan gelinding. Jenisnya dipilih bantalan bola radial alur dalam baris tunggal dan bantalan bola kontak sudut baris ganda. Pemilihan bantalan untuk tumpuan A dan B adalah sebagai berikut : • Umur bantalan direncanakan 5 tahun. • Mesin bekerja rata-rata 8 jam per hari. Dengan asumsi bahwa ada 300 hari kerja dalam setahun. • Jika poros berputar pada 1400 rpm, maka :

50

Umur pemakaian bantalan: Lh = 5 x 300 x 8 = 12000 jam L = 60 x N x Lh = 60 x 1400 x 12000 = 1008 x 106 putaran

Beban ekivalen : Fe = (Xr . V . Fr + Yt . Fa) Ks

(N)

(3.24)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 969) Dimana : Xr = Faktor radial = 1 V = Faktor rotasi = 1 Yt = Faktor aksial = 0 Ks = Faktor pelayanan = 1 Sehingga : Fe = (1 . 1 . Fr + 0 . Fa) 1 = Fr Pada tumpuan A: Fe = 46,196 N Pada tumpuan B: Fe = 65,994 N Besarnya beban dinamik adalah : ⎛ L ⎞ C = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ k

(N)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 975) Dimana : Fe = Beban ekivalen (N) k = 3 = 10/3

untuk bantalan bola untuk bantalan rol

(3.25)

51

Sehingga : ⎛ L ⎞ CA = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ 3

1/ 3

⎛ 1008 × 10 6 ⎞ ⎟⎟ = 46,196 ⋅ ⎜⎜ 6 ⎝ 10 ⎠ ⎛ L ⎞ CB = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

= 463,19 N

1/ 3

1/ 3

⎛ 1008 × 10 6 ⎞ ⎟⎟ = 65,994 ⋅ ⎜⎜ 6 ⎝ 10 ⎠

= 661,7 N

Dipilih bantalan bola radial alur dalam baris tunggal nomor 6005 pada tumpuan A dengan C = 790 N dan Co = 530 N dan nomor 6005 pada tumpuan B dengan C = 790 N dan Co = 530 N. Besarnya beban dinamik dan pemilihan bantalan ditampilkan pada tabel berikut ini :

Tabel 3.13 Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan Poros I II III IV V Pembalik

-6

Tumpuan

Fmax

nmax

L x 10

C (N)

A

46.196

1400

1008

B

65.994

1400

C

220.248

D

Bantalan Nomor

C (N)

Co (N)

463.19

6005

790

530

1008

661.70

6005

790

530

1200

864

2097.73

6306

2200

1460

123.213

1200

864

1173.53

6206

1530

1000

E

309.759

1200

864

2354.93

6307

2600

1760

F

193.195

1200

864

1468.76

6207

2000

1370

G

656.746

800

576

4421.04

6409

6000

4400

H

385.585

800

576

3208.20

6309

4150

3000

I

548.527

1200

864

5224.40

6313

7200

5500

J

260.318

1200

864

2479.38

6213

4400

3550

K

81.422

1866.667

1344

898.55

6205

1100

710

L

81.422

1866.667

1344

898.55

6205

1100

710

52

Tabel 3.14 Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan Nomor

Tipe bantalan

Diameter d Diameter D (mm) (mm)

Lebar (mm)

25

47

12

6205

25

52

15

30

62

16

30

72

19

35

72

17

35

80

21

45

100

25

45

120

29

6213

65

120

23

6313

65

140

33

6206 6306 6207 6307 6309 6409

Alur dalam baris tunggal

6005

53

BAB IV PERENCANAAN STRUKTUR MESIN BOR RADIAL

Bagian dari mesin bor radial yang termasuk dalam perencanaan struktur kali ini meliputi lengan / arm, meja kerja, kolom dan landasan. Struktur ini berfungsi untuk menahan gaya-gaya yang terjadi selama proses pemotongan, juga menahan gaya berat dari mesin itu sendiri. Oleh karena itu diperlukan pemilihan material yang tepat. Perhitungan gaya-gaya yang ada sangat komplek dan perhitungan matematis secara eksak tidaklah mudah, sehingga analisa dilakukan dengan cara asumsi dan penyederhanaan.

4.1. Perencanaan Lengan Lengan merupakan bagian dari mesin bor radial yang berfungsi sebagai dudukan kotak sistem transmisi.

Dengan adanya lengan maka spindel bisa

bergerak secara horisontal, vertikal maupun berputar (kolom

sebagai sumbu

putarnya). Analisa pada lengan mesin bor radial dilakukan seperti pada batang cantilever dimana kolom sebagai tumpuannya.

W

P

200

y

RAx

x M

A

B

1500

50

RAy Gambar 4.1 Distribusi Gaya dan Ukuran Lengan Data-data yang diperlukan untuk perhitungan adalah sebagai berikut : Gaya pembebanan (P)

= 1000 N

Panjang lengan (L)

= 1500 mm

Luas penampang (b x h)

= 50 mm x 200 mm = 10000 mm2

54

Berat jenis besi tuang ( γ )

= 6,95 x 10-3 N / cm3

Berat lengan (W)

= (150 x 20 x 5 ) x 6,95 x 10-3 = 104,25 N

Keseimbangan Gaya: Σ Fx = 0 RAx + 0 = 0 RAx = 0 Σ Fy = 0 Ray – P – W = 0 Ray = P + W = 1000 + 105,25 = 1104,25 N.

1 Σ MA = M − L ⋅ W − L ⋅ P = 0 2 ⎛ L⎞ M = ⎜ W ⎟ + (P ⋅ L ) ⎝ 2⎠

1500 ⎞ ⎛ M = ⎜104,25 ⎟ + (1000 ⋅1500) = 1578187,5 N.mm 2 ⎠ ⎝ Tegangan yang terjadi akibat momen lengkung di titik A :

σ=

M A ⋅c I

( N / cm2 )

(4.1)

(Spotts, M.F., Machine Elements, hal. 28) Dimana : I

= Momen inersia (mm4) =

bh 3 12

untuk penampang persegi panjang

50 ⋅ 200 3 = 33333333,33 mm4 = 12 MA = Momen lengkung di titik A (N.mm) c

= jarak sisi ke titik netral = h / 2 = 100 mm

(4.2)

55

Sehingga :

σ=

1578187,5 ⋅100 = 4,73456 N / mm2 = 473,456 N / cm2 33333333,33

Tegangan yang terjadi akibat gaya geser pada penampang A :

τ=

RA 1104,25 = = 11,0425 N / cm2 A 100

Tegangan yang terjadi akibat gaya geser pada penampang B :

τ=

RB = A

0

Dari hasil perhitungan diatas dipilih material lengan dari bahan FC26 dengan spesifikasi sebagai berikut : σijin = 530 N / cm2 τijin = 200 N / cm2

4.2. Perencanaan Meja Kerja

Meja kerja merupakan tempat untuk meletakkan benda kerja dan pencekam benda kerja selama proses pengeboran benda kerja. Meja kerja pada mesin bor merupakan asesoris tambahan, dan meja kerja ini dapat dipasang pada landasan menggunakan baut. Data-data yang diperlukan untuk perhitungan adalah sebagai berikut : Gaya aksial (Fa)

= 2920,125 N

Dimensi meja kerja Panjang (L)

= 750 mm

Lebar (K)

= 500 mm

Tinggi (H)

= 400 mm

Gambar 4.2 Ukuran Meja Kerja

56

Bila terdapat 3 buah slot dengan lebar slot 12 mm, maka: Luas bidang permukaan kontak pada luasan K x L : A1

= (500x750) – [3.(12x750)] = 348000 mm2

Luas bidang permukaan kontak pada luasan H x L : A2

= (400x750) – [3.(12x750)] = 273000 mm2

Untuk menghitung gaya berat benda kerja diasumsikan material benda kerja yang dikerjakan adalah baja dengan ukuran 750 x 500 x 500 mm. Berat jenis baja ( γ )

= 7,68 x 10-3 N / cm3

Berat benda kerja (W)

= (75 x 50 x 50 ) x 7,68 x 10-3 = 1440 N

Beban total (F)

= Fa + W = 2920,125 + 1440 = 4360,125 N

Tekanan pada permukaan meja horisontal adalah : σ

=

4360,125 F = 3480 A1

= 1,25 N / cm2

Tegangan geser yang terjadi pada permukaan meja vertikal adalah : τ

=

F 4360,125 = 2730 A2

= 1,597 N / cm2

Dari hasil perhitungan diatas dipilih material meja kerja dari bahan FC26 dengan spesifikasi sebagai berikut :

σijin = 530 N / cm2 τijin = 200 N / cm2

4.3. Perencanaan Kolom Kolom merupakan bagian dari mesin bor radial yang berfungsi sebagai penyangga dari gaya-gaya yang terjadi pada mesin. Dalam perencanaan mesin

57

perkakas, kolom harus mempunyai kekakuan yang tinggi agar supaya kepresisian mesin terjaga dengan baik. Penampang kolom mempunyai penampang berbentuk lingkaran. Data-data yang diperlukan adalah sebagai berikut : Luas penampang melintang (A) = = Beban pada kolom (F)

π 4

π 4

(D

2

− Di

(30

2

− 24 2 = 254,469 cm2

o

2

)

(4.3)

)

= 1104,25 N

F

24 0

30

2000

Ø

Ø 300

Gambar 4.3 Ukuran Kolom Beban kritis yang terjadi adalah :

Fcr =

π 2 ⋅ EI 4 ⋅ L2

(N)

(4.4)

(Spotts, M.F., Machine Elements, hal. 41) Dimana : E = Modulus elastis material = 8 x 105 N/cm2 (untuk besi tuang) I = Momen inersia =

π ( Do 4 − Di 4 ) 64

=

π (30 4 − 24 4 ) 64

=23474,7657 cm4

EI = 8 x 105 x 23474,7657 = 18779812565 N.cm2 L = Panjang kolom (cm)

(4.5)

58

Diperoleh :

π 2 ⋅18779812565

Fcr =

4 ⋅ 200 2

= 1158433,255 N

Beban pada kolom jauh dibawah beban kritisnya, sehingga kolom mampu menahan beban yang terjadi pada kolom.

Kolom juga menerima momen lengkung akibat gaya-gaya pada lengan sebesar:

⎛ L⎞ M = (P ⋅ L ) + ⎜ W ⎟ ⎝ 2⎠ 1500 ⎞ ⎛ = (1000 ⋅1500 ) + ⎜104,25 ⎟ = 1578187,5 N.mm 2 ⎠ ⎝

Tegangan akibat momen lengkung tersebut dapat dihitung menggunakan persamaan 4.1 sebagai berikut :

σ=

M ⋅c I

( N / cm2 )

(Spotts, M.F., Machine Elements, hal. 28) =

157818,75 ⋅15 = 100,844 ( N / cm2 ) 23474,7657

Tekanan bidang pada permukaan kolom : P

=

F 1104,25 = = 4,339 N / cm2 A 254,469

Dari hasil perhitungan diatas dipilih material kolom dari bahan FC26 dengan spesifikasi sebagai berikut : Pijin = 66 N / cm2

σijin = 530 N / cm2 τijin = 200 N / cm2

59

4.4. Perencanaan Landasan Landasan merupakan bagian dari mesin bor radial yang berfungsi sebagai penyangga dari gaya-gaya yang terjadi pada mesin. Landasan menahan gaya potong dari alat potong pada saat proses pengeboran benda kerja, gaya berat dari meja kerja dan benda kerja serta gaya berat dari kolom.

Data-data yang diperlukan adalah sebagai berikut : Berat kolom (Wkolom)

⎡π ⎤ = ⎢ 30 2 − 24 2 x 200⎥ x 6,95 x 10-3 ⎣4 ⎦

(

)

= 353,712 N Beban W1

= Fkolom + Wkolom = 1104,25 + 353,712 = 1457,962 N = (75 x 50 x 40) x 6,95 x 10-3

Berat meja (Wmeja)

= 1042,5 N Beban W2

= Fa + Wmeja + Wbk = 2920,125 + 1042,5 + 1440 = 5402,625 N

Gaya-gaya yang bekerja pada landasan digambarkan sebagai berikut: W2

300

200

W1

1200

900

1000

250

2000

Gambar 4.4 Distribusi Gaya dan Ukuran Landasan

60

Momen lengkung yang terjadi adalah : M = (W1 ⋅ 250 ) + (W2 ⋅1450 ) =

(1457,962 ⋅ 250) + (5402,625

⋅1450 )

= 8198296,75 N.mm

Tegangan yang terjadi akibat momen lengkung :

M ⋅c I

σ=

( N / cm2 )

(Spotts, M.F., Machine Elements, hal. 28) Dimana : = Momen inersia (mm4)

I

bh 3 b1h1 = − 12 12 =

3

untuk penampang persegi panjang

(4.6)

1000 ⋅ 300 3 900 ⋅ 200 3 = 1650000000 mm4 − 12 12

M = Momen lengkung (N.mm) c

= jarak sisi ke titik netral = h / 2 = 150 mm

Sehingga :

σ=

8198296,75 ⋅150 = 0,745 N / mm2 = 74,5 N / cm2 1650000000

Dari hasil perhitungan diatas dipilih material landasan dari bahan FC26 dengan spesifikasi sebagai berikut :

σijin = 530 N / cm2 τijin = 200 N / cm2 Pijin = 66 N / cm2

4.5. Perencanaan Batang Ulir Batang ulir / lead screw mempunyai fungsi sebagai poros penggerak lengan dalam arah vertikal

(naik dan turun).

Batang ulir direncanakan dengan

61

mempertimbangkan ketahanan aus, kekuatan kekakuan dan kekuatan terhadap tekuk / buckling stability. Batang ulir direncanakan menggunakan jenis ulir trapesium standar TR 48 x 8 (DIN 103) dimana : Kisar Ulir / pitch (p)

= 8 mm

Panjang ulir (L)

= 850 mm

Diameter mayor ulir (D)

= 48 mm

Diameter minor ulir (dm)

= 39 mm

Data-data yang diperlukan untuk perhitungan antara lain : Gaya aksial (Fa)

= 1104,25 N

Tekanan permukaan rata-rata pada batang ulir sebesar : Pav = =

2 ⋅ Fa (N / cm2) π ⋅D⋅L

(4.7)

2 ⋅1104,25 = 1,723 N / cm2 π ⋅ 4,8 ⋅ 85

Tegangan normal pada batang ulir sebesar :

σ =

4 ⋅ Fa π ⋅ dm2

(N / cm2)

(4.8)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 217) =

4 ⋅1104,25 = 92,438 N / cm2 π ⋅ 3,9 2

Momen puntir pada batang ulir sebesar : T =

Fa ⋅ D cos α ⋅ tan λ + µ 2 cos α − µ tan λ

(N.cm)

(4.9)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 217) Dimana : α = Setengah dari sudut profil = 14,5° λ = Sudut helik ulir = tan −1

p π ⋅D

(4.10)

62

= tan −1

8 = 3,037° π ⋅ 48

µ = Koefisien gesek = 0,1 Diperoleh : T =

1104,25 ⋅ 4,8 cos 14,5 ⋅ tan 3,037 + 0,1 = 416,620 N.cm 2 cos 14,5 − 0,1 tan 3,037

Tegangan geser pada batang ulir sebesar : τ

=

16 ⋅ T (N / cm2) π ⋅ dm3

(4.11)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 217) =

16 ⋅ 416,620 π ⋅ 3,9 3

= 35,77 N / cm 2

Tegangan geser maksimum pada batang ulir sebesar : τmax

=

σ 2 + 4τ 2 2

(N / cm2)

(4.12)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 217) =

92,438 2 + 4 ⋅ 35,77 2 = 58,44 (N / cm2) 2

Material batang ulir direncanakan terbuat dari bahan S35C dengan batas mulur 2900 kg/cm2. Tegangan geser ijin pada batang ulir sebesar : τijin =

σy k

(N / cm2)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 217) Dimana : σy

= Batas mulur material (N / cm2)

k

= koefisien tegangan geser = diambil 7

(4.13)

63

Didapatkan : τijin =

2900 = 414, 2857 N / cm2 7

Dari perhitungan di atas terlihat bahwa τijin > τmax sehingga material tersebut aman untuk digunakan.

Kekakuan dari lead screw dihitung berdasarkan besar deformasi elastisnya terhadap beban arah aksial dengan cara sebagai berikut : ∆p =

Fa ⋅ p (cm) E ⋅ Am

(4.14)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 218) Dimana : ∆p = Perubahan kisar ulir (cm) Fa = Gaya aksial (N) p

= Kisar ulir (cm)

E

= Modulus elastis material 2 x 106 N / cm2 untuk material baja

Am = Luas penampang lead screw = =

π 4

π 4

⋅ dm

2

(cm2)

(4.15)

⋅ 3,9 2 = 11,95 cm 2

Diperoleh : ∆p =

1104.25 ⋅ 0,8 = 3,6975 x 10-5 cm 2 ⋅10 6 ⋅11,95

Panjang batang ulir lebih dari 10 kali diameter minor ulir, sehingga perlu diperhitungkan kondisi kekuatan terhadap tekuk. Kekuatan terhadap tekuk pada batang ulir adalah : Fcr =

π 2 ⋅ EI ( k ⋅ L) 2

(N)

( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 218)

(4.16)

64

Dimana : I = Momen inersia aksial = =

π 64

π 64

⋅ dm

4

(cm4)

(4.17)

⋅ 3,9 4 = 11,356 cm4

k = Koefisien panjang batang ulir untuk tumpuan jepit-sendi = 0,7 L = panjang batang ulir = 85 cm Diperoleh : Fcr =

π 2 ⋅ 2 x10 6 x11,356 (0,7 ⋅ 85) 2

= 63317,555 N

Beban yang diterima oleh batang ulir jauh lebih kecil dari beban kritisnya. Dengan demikian batang ulir aman untuk digunakan.

Pemilihan bantalan untuk tumpuan batang ulir yang menerima beban aksial adalah sebagai berikut : • Umur bantalan direncanakan 5 tahun. • Mesin bekerja rata-rata 8 jam per hari. Dengan asumsi bahwa ada 300 hari kerja dalam setahun. • Jika poros berputar pada 116,67 rpm, maka :

Umur pemakaian bantalan: Lh = 5 x 300 x 8 = 12000 jam L = 60 x N x Lh = 60 x 116,67 x 12000 = 84 x 106 putaran

Beban ekivalen : Fe = (Xr . V . Fr + Yt . Fa) Ks

(N)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 969)

65

Dimana : Xr = Faktor radial = 0 V = Faktor rotasi = 1 Yt = Faktor aksial = 1 Ks = Faktor pelayanan = 1 Sehingga : Fe = (0 . 1 . Fr + 1 . Fa) 1 = Fa Pada batang ulir yang menerima gaya aksial: Fe = 1104,25 N Besarnya beban dinamik adalah : ⎛ L ⎞ C = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ k

(N)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 975) Dimana : Fe = Beban ekivalen (N) L = Umur pemakaian bantalan (putaran) k = 3 = 10/3

untuk bantalan bola untuk bantalan rol

Sehingga :

⎛ L ⎞ C = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ 3

1/ 3

⎛ 84 × 10 6 ⎞ ⎟⎟ = 1104,25 ⋅ ⎜⎜ 6 ⎝ 10 ⎠

= 4836,08 N

Dari perhitungan diatas, maka dipilih bantalan bola aksial nomor 51309 dengan C = 6700 N dan Co = 13700 N.

66

4.6. Perencanaan Penggerak Batang Ulir

Gerakan lengan mesin bor radial oleh batang ulir direncanakan bergerak melalui mekanisme roda gigi dengan menggunakan motor listrik 1,5 kW. Pembahasan berikut ini akan membahas sistem roda gigi sebagai penggerak batang ulir, pemilihan poros dan bantalan.

Diagram roda gigi pada arm lifting dapat digambarkan sebagai berikut:

nin

nout Gambar 4.5 Diagram Roda Gigi

Jumlah gigi roda gigi yang digunakan adalah sebagai berikut : z1 = 20

z3 = 20

z2 = 40

z4 = 60

Diameter lingkaran jarak bagi (d) dan jarak poros (a) dapat dilihat pada tabel berikut ini : Tabel 4.1 Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a) Rasio kecepatan

z1

z2

m

D1

D2

a

i1

20

40

3

60

120

90

i2

20

60

3

60

180

120

Dari data jumlah gigi pada roda gigi maka didapatkan putaran keluaran sebesar : nout =

z1 z 3 20 20 ⋅ ⋅ nin = ⋅ ⋅ 700 = 116,667 rpm 40 60 z2 z4

67

4.6.1. Analisa gaya roda gigi

Analisa gaya-gaya roda gigi dilakukan seperti pada pembahasan sistem transmisi pada bab III. Kecepatan keliling: V =

π ⋅ d1 ⋅ n1 1000

=

π ⋅ 60 ⋅ 700 1000

= 132 m/min

Gaya tangensial: Ft =

P ⋅ 4500 ⋅ Cs (N) V

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal. 1007) Dimana: Cs = Faktor pemakaian = 1,54 (beban kejut medium, 8 – 10 jam/hari) P = Daya (kW); dimana 1 kW = 1,341 hp V = Kecepatan keliling (m/min) Sehingga: ⎛⎜ 1,5 ×1,341⎞⎟⎠ ⋅ 4500 Ft = ⎝ ⋅1,54 = 105,6 N 132

Gaya radial: Fr = Ft ⋅ tan α (N) Dimana: α = sudut tekan roda gigi = 20° Sehingga: Fr = 105,6. tan 20° = 38,44 N

Untuk perhitungan gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi lainnya, dilakukan dengan cara yang sama. Tetapi perhitungan kecepatan keliling pada

68

poros lainnya menggunakan putaran paling rendah supaya menghasilkan perhitungan gaya-gaya yang paling besar. Diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini:

Tabel 4.2 Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi Rasio kecepatan i1 i2

Pasangan Roda gigi Z1 Z2 Z3 Z4

d (mm)

P (kw)

V (m/min)

Ft (N)

Fr (N)

Fa (N)

60 120 60 180

1.5 1.5 1.5 1.5

132.0 132.0 66.0 66.0

105.60 105.60 211.21 211.21

38.44 38.44 76.87 76.87

0.00 0.00 0.00 0.00

Beban dinamis: Fd = Ft +

0,11 ⋅ V ⋅ (b ⋅ C + Ft ) (N) 0,11⋅ V + (b ⋅ C + Ft )

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana: Ft = Gaya tangensial =

P ⋅ 4500 (N) V

(menurut Khurmi, pada perhitungan beban dinamis faktor pemakaian Cs diabaikan) V = Kecepatan keliling (m/min) b = Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul C = Deformasi / faktor dinamis =

K ⋅e (cm) 1 1 + E1 E 2

K = Faktor bentuk gigi = 0,111 untuk 20° full depth involute e = Kesalahan maksimum yang diijinkan pada roda gigi (cm) Dari tabel dan interpolasi didapatkan e = 0,083 mm = 0,0083 cm E1 = Modulus elastisitas material roda gigi kecil / pinion = 2 x 106 N/cm2 untuk material baja E2 = Modulus elastisitas material roda gigi besar / gear = 2 x 106 N/cm2 untuk material baja

69

Harga faktor deformasi: C=

0,111⋅ 0,0083 = 921,3 N/cm 1 1 + 2 ⋅ 10 6 2 ⋅ 10 6

Sehingga: Fd = 68,57 +

0,11 ⋅ 316,8 ⋅ (3 ⋅ 921,3 + 68,57) 0,11 ⋅ 316,8 + (3 ⋅ 921,3 + 68,57)

= 675,7 N

Untuk beban dinamis yang bekerja pada roda gigi lainnya, diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini:

Tabel 4.3 Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi Rasio Pasangan V (m/min) kecepatan Roda gigi

Ft (N)

b (cm)

e (mm)

C (N/cm)

Fd (N)

Z1 Z2 Z3 Z4

68.57 68.57 137.15 137.15

3 3 3 3

0.083 0.083 0.093 0.093

921.30 921.30 1026.75 1026.75

675.70 675.70 502.22 502.22

i1 i2

132.0 132.0 66.0 66.0

Beban statis: Fs = f e ⋅ b ⋅ p ⋅ y (N) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana: fe = Kekuatan tarik ijin (N/mm2) b = Lebar roda gigi (mm) ; diambil 10 x modul p = Circular pitch = π.m y = Faktor bentuk gigi (faktor lewis) = 0,154 −

0,912 (untuk 20° full depth involute system) z

70

Data-data yang digunakan untuk perhitungan roda gigi adalah sebagai berikut: •

Bahan roda gigi dari baja SNC22 dengan kekuatan tarik ijin = 100 N/mm2 dan kekerasan pada permukaannya = 600 HB

•

Circular pitch: p = π . 3 = 9,429

•

Harga faktor bentuk gigi adalah: y = 0,154 −

0,912 = 0,108 20

Sehingga: Fs = 100 ⋅ 30 ⋅ 9,429 ⋅ 0,108 = 3066,17 N

Selanjutnya besar beban statis pada masing-masing roda gigi dapat dilihat dalam tabel di bawah ini :

Tabel 4.4 Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi fe Rasio Pasangan kecepatan Roda gigi (N/mm2) Z1 Z2 Z3 Z4

i1 i2

100 100 100 100

b (mm)

m

p

y

Fs (N)

30 30 30 30

3 3 3 3

9.429 9.429 9.429 9.429

0.108 0.131 0.108 0.139

3066.17 3711.09 3066.17 3926.06

Beban keausan gigi: Fw = D ⋅ b ⋅ Q ⋅ K (N) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : D = Diameter jarak bagi (cm) b = Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul Q = Faktor rasio =

2 ⋅ z2 (untuk roda gigi luar) ( z1 + z 2 )

z1 = Jumlah gigi roda gigi penggerak z2 = Jumlah gigi roda gigi yang digerakkan

71

K = Load stress factor =

2 f es sin φ ⎡ 1 1 ⎤ ⎢ + ⎥ 1,4 ⎣ E1 E 2 ⎦

fes = Tegangan daya tahan permukaan (N/cm2) = (28 x BHN) – 700

φ = Sudut tekan = 20° Faktor rasio pada kecepatan 1: Q=

2 ⋅ 40 = 1,333 (20 + 40)

Tegangan daya tahan permukaan fes = (28 x 600) – 700 = 16100 N/cm2 Load stress factor: K =

16100 2 sin 20° ⎡ 1 1 ⎤ = 63,33 N/cm2 + 6 6 ⎥ ⎢ 1,4 2 × 10 ⎦ ⎣ 2 × 10

Sehingga:

Fw = 6 ⋅ 3 ⋅ 1,333 ⋅ 63,33 = 1519,801 N

Dengan cara yang sama diperoleh hasil perhitungan ketahanan roda gigi terhadap keausan dalam tabel berikut ini:

Tabel 4.5 Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi Rasio kecepatan i1 i2

2

b (cm)

Q

K (N/cm )

Fw (N)

6

3

1.333

63.33

1519.801

6

3

1.5

63.33

1709.776

D (cm)

4.6.2. Ukuran roda gigi

Dari perhitungan diatas, maka dapat diketahui ukuran roda gigi yang digunakan dalam sistem penggerak batang ulir. Ukuran-ukuran roda gigi tiap tingkat kecepatan dapat dilihat pada tabel di bawah ini :

72

Tabel 4.6 Ukuran-ukuran pada Roda Gigi Jenis roda gigi:

Roda gigi lurus

Bahan roda gigi:

SNC22, σb = 100 N/mm dengan pengerasan kulit 2

Rasio Pasangan kecepatan Roda gigi

Jumlah Gigi

Z1 Z2 Z3 Z4

i1 i2

20 40 20 60

Sudut Sudut dk df m b Ck kemiringan tekan (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (α) (β) 0° 20° 3 30 0.75 66 52.5 0° 20° 3 30 0.75 126 112.5 0° 20° 3 30 0.75 66 52.5 0° 20° 3 30 0.75 186 172.5

4.6.3. Analisa gaya-gaya tumpuan

Analisa gaya reaksi pada tumpuan dilakukan pada setiap poros. Gambar konstruksi tumpuan dibawah ini digunakan untuk menganalisa gaya-gaya reaksi

30

45

30

pada tumpuan :

Gambar 4.6 Konstruksi Tumpuan Roda Gigi

Poros I : Reaksi akibat adanya gaya tangensial : RAt = Ftz1 = 105,6 N Reaksi akibat adanya gaya radial : RAr = Frz1 = 38,44 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros I : RA =

R At + R Ar 2

2

=

105,6 2 + 38,44 2 = 112,3812 N

73

Poros II : Reaksi akibat adanya gaya tangensial : Σ MB = 0 RCt =

(Ft Z2 × 30) + (Ft Z3 × 75) (105,6 × 30) + (211,21× 75) = = 181,035 N 105 105

Σ MC = 0 RBt =

(Ft Z2 × 75) + (Ft Z3 × 30) (105,6 × 75) + (211,21× 30) = = 135,776 N 105 105

Reaksi akibat adanya gaya radial : Σ MB = 0 RCr =

(-FrZ2 × 30) + (FrZ3 × 75) (-38,44 × 30) + (76,87 × 75) = = 43,93 N 105 105

Σ MC = 0 RBr =

(FrZ2 × 75) − (FrZ3 × 30) (38,44 × 75) − (76,87 × 30) = = 5,49 N 105 105

Resultan gaya reaksi tumpuan poros II : RB =

RBt + RBr

2

=

135,776 2 + 5,49 2 = 135,887 N

RC =

RCt + RCr

2

=

181,035 2 + 43,932 = 186,29 N

2

2

Poros III : Reaksi akibat adanya gaya tangensial : RDt = Ftz4 = 211,21 N Reaksi akibat adanya gaya radial : RDr = Frz4 = 76,87 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros III : RD =

RDt + RDr 2

2

=

211,212 + 76,87 2 = 224,76 N

4.6.4. Analisa momen lengkung

Momen lengkung pada poros I : MA = Fresz1 x 30 = 112,38 x 30 = 3371,435 N.mm

74

Momen lengkung pada poros II : MB = 0 Mz2 = RB x 30 = 135,887 x 30 = 4076,62 N.mm Mz3 = RC x 30 = 186,29 x 30 = 5588,65 N.mm MC = 0 Momen lengkung pada poros III : MD = Fresz4 x 30 = 224,76 x 30 = 6742,87 N.mm 4.6.5. Perencanaan poros

Besar torsi pada poros I adalah: T=

4500 ⋅ P (N.m) 2 ⋅π ⋅ N

Dimana : P = Daya (kW); dimana 1 kW = 1,341 hp N = Kecepatan putaran (rpm) Sehingga: T =

4500 ⋅ (1,5 ×1,341) = 2,058 N.m = 205,8 N.cm 2 ⋅ π ⋅ 700

Besar momen lengkung pada poros I adalah 3371,435 N.mm = 337,14 N.cm. Material ditentukan SNCM25 dengan kekuatan tarik 120 N/mm2 , sehingga diameter poros dapat dihitung : ⎛ 16 ds = ⎜⎜ ⎝ π ⋅τ s

⎞ ( K m ⋅ M ) + ( K t ⋅ T ) ⎟⎟ ⎠ 2

2

1/ 3

(mm)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 447) Dimana : Km = Faktor koreksi untuk momen lengkung diambil 1,5 Kt = Faktor koreksi untuk momen puntir diambil 1,5

75

τs

= σb / (Sf1 . Sf2) Sf1 = Faktor keamanan terhadap kelelahan puntir. Untuk material SNCM25, Sf1 = 6 Sf2 = Faktor keamanan terhadap konsentrasi tegangan, dipilih 2 = 120 / (6 . 2 ) = 10 N / mm2 = 1000 N / cm2

Didapatkan : 1/ 3

⎛ 16 ⎞ (1,5 ⋅ 337,14) 2 + (1,5 ⋅ 205,8) 2 ⎟ ds = ⎜ ⎝ π ⋅1000 ⎠

= 1,445 cm = 14,45 mm

Hasil dari perhitungan pada poros dapat dilihat pada tabel berikut ini :

Tabel 4.7 Diameter Poros Poros

P (kW)

N (rpm)

M (N.cm)

T (N.cm)

Diameter poros (mm)

I

1.5

700

337.14

205.80

14.45

II

1.5

350

558.86

411.61

17.44

III

1.5

116.6667

674.29

1234.83

22.07

Kemudian dihitung diameter poros agar defleksi puntiran tidak melebihi 0,25° d s = 4,1 ⋅ 4 T

(mm)

Pada poros I didapatkan diameter poros baru sebesar : d s = 4,1 ⋅ 4 2058,044 = 27,62 mm

Dengan memperhitungkan defleksi puntiran, diameter poros yang lainnya dihitung dengan cara yang sama. Hasil perhitungan dapat dilihat pada tabel berikut ini :

76

Tabel 4.8 Diameter Poros Baru Poros

T (N.cm)

ds baru (mm)

ds diambil (mm)

I

377.308

27.62

30

II

440.193

32.84

35

III

1056.463

43.22

45

4.6.6. Pemilihan bantalan

Pemilihan bantalan untuk tumpuan A adalah sebagai berikut : • Umur bantalan direncanakan 5 tahun. • Mesin bekerja rata-rata 8 jam per hari. Dengan asumsi bahwa ada 300 hari kerja dalam setahun. • Jika poros berputar pada 700 rpm, maka : Umur pemakaian bantalan: Lh = 5 x 300 x 8 = 12000 jam L = 60 x N x Lh = 60 x 700 x 12000 = 504 x 106 putaran Beban ekivalen : Fe = (Xr . V . Fr + Yt . Fa) Ks

(N)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 969) Dimana: Xr = Faktor radial = 1 V = Faktor rotasi = 1 Yt = Faktor aksial = 0 Ks = Faktor pelayanan = 1 Sehingga : Fe = (1 . 1 . Fr + 0 . Fa) 1 = Fr Pada tumpuan A: Fe = 112,381 N

77

Besarnya beban dinamik adalah : ⎛ L ⎞ C = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ k

(N)

(Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 975) Dimana : Fe = Beban ekivalen (N) L = Umur pemakaian bantalan (putaran) k = 3

untuk bantalan bola

= 10/3

untuk bantalan rol

Sehingga : ⎛ L ⎞ CA = Fe ⋅ ⎜ 6 ⎟ ⎝ 10 ⎠

1/ 3

1/ 3

⎛ 504 × 10 6 ⎞ ⎟⎟ = 112,381 ⋅ ⎜⎜ 6 ⎝ 10 ⎠

= 894,34 N

Dipilih bantalan bola radial alur dalam baris tunggal nomor 6006 pada tumpuan A dengan C = 1030 N dan Co = 740 N.

Besarnya beban dinamik dan pemilihan bantalan ditampilkan pada tabel berikut ini :

Tabel 4.9 Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan -6

Poros

Tumpuan

Fmax

nmax

L x 10

C (N)

I

A B C D

112.381 135.887 186.288 224.762

700 350 350 116.6667

504 252 252 84

894.34 858.31 1176.66 984.35

II III

Bantalan Nomor C (N) Co (N) 6006 1030 740 6006 1030 740 6206 1530 1000 6209 2550 1830

Tabel 4.10 Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan Nomor

tipe bantalan

6006 6206 6209

alur dalam baris tunggal

Diameter d (mm) 30 30 45

Diameter D (mm) 55 62 85

Lebar (mm) 13 16 19

78

BAB V KESIMPULAN

Karakteristik dari mesin bor radial vertikal ini, dapat disimpulkan sebagai berikut :

Gambar 5.1. Mesin Bor Radial Vertikal ƒ

Mesin Tipe

: Bor radial vertikal

Ukuran kolom Diameter (E)

: 300 mm

Tinggi (F)

: 2000 mm

Ukuran landasan Luas pada lantai (RxS)

: 2000 x 1000 mm

Tinggi (Q)

: 300 mm

Jarak spindel dari kolom Minimum (D)

: 450 mm

Maksimum (D+C)

: 1050 mm

Jarak spindel dari landasan Minimum (B)

: 350 mm

Maksimum (A)

: 950 mm

79

ƒ

Kepala mesin bor / Drilling Head Motor Listrik

: 3∞ ; 3,7 kW ; 1400 rpm

Tipe transmisi

: Roda gigi

Tingkat kecepatan

: 8

Kecepatan spindel

: 50 rpm – 1200 rpm

Spindel Taper

: MT 5