Post on 02-Jan-2016
KATA PENGANTAR
Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa yang telah
memberikan rahmat dan hidayah-NYA serta kesehatan kepada penulis sehingga dapat
menyelesaikan “Tugas Rancangan Elemen Mesin”
Berdasarkan kurikulum pada perguruan tinggi Institut Tekhnologi Medan
(ITM), dimana setiap mahasiswa/I Fakultas Tekhnologi Industri khususnya jurusan
Tekhnik Mesin, wajib menyelesaikan tugas rancangan roda gigi. Dalam kesempatan
ini penulis membuat rancangan roda gigi YAMAHA VEGA ZR dengan data sebagai
berikut:
Daya : 6 KW
Putaran : 7500 rpm
Dalam rancangan ini penulis menyajikan perhitungan untuk memperoleh
ukuran-ukuran dan bahan yang akan digunakan pada roda gigi YAMAHA VEGA ZR.
Penulis menyadari masih banyak kekurangan dalam penyusunan laporan ini dan
masih jauh dari yang diharapkan. Untuk itu penulis dengan lapang dada menerima
kritik dan saran dari pembaca yang sifatnya membangun untuk kesempurnaan laporan
ini.
Pada kesempatan ini penulis tidak lupa mengucapkan banyak terimakasih
kepada:
1. Kedua orang tua penulis, atas semua nasihat dan pengorbanan moril dan material
serta do’anya kepada penulis sehingga terselesaikannya tugas ini.
2. Bapak Ir.Nasri pilly,MT selaku dosen pembimbing penulis dalam menyusun tugas
rancangan roda gigi ini
3. Kepada teman-teman mahasiwa yang membantu penulis dalam menyelesaikan
tugas ini
Semoga laporan ini bermanfaat bagi penulis dan sebagai bahan pertimbangan
untuk tugas lainnya. TERIMAKASIH
Medan ,27 mei 2013 Penulis
( DIAN SYAHPUTRA)
Nim : 10 202 067
1
DAFTAR ISI
KATA PENGANTAR ....................................................................................... 1
DAFTAR ISI ..................................................................................................... 2
SKET GAMBAR RODA GIGI ........................................................................ 3
KETERANAGAN GAMBAR ......................................................................... 4
CARA KERJA ……………. ............................................................................ 5
BAB I PENDAHULUAN ............................................................................ 6
1.1 Pengertian Roda Gigi .................................................................. 6
1.2 Jenis-jenis Roda Gigi .................................................................. 6
1.3 Pemilihan Jenis Roda Gigi .......................................................... 11
BAB II POROS ..................................................... ...................................... 12
2.1 Pengertian Poros……………………………………………….. 12
2.2 Perhitungan Poros……………………………………………… 13
2.3 Perhitungan Poros Output……………………………………… 19
BAB III SPLINE DAN NAAF……. ….......................................................... 23
3.1 Spline dan Naaf………................................................................ 23
3.2 Perhitungan Spline dan Naaf ...................................................... 24
BAB IV PERENCANAAN RODA GIGI... .................................................... 34
4.1 Perencanaan Roda Gigi................... ........................................... 34
BAB V BANTALAN…………………….………………………………… 50
5.1 Bantalan……………………………………………………….. 50
5.2 Perencanaan Bantalan…………………………………………. 52
BABVI PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN................... 58
BAB VII PERAWATAN ................................................................................. 63
BABVIII KESIMPULAN DAN SARAN ........................................................ 65
LITERATUR ..................................................................................................... 69
2
3
KETERANGAN GAMBAR
NO NAMA BAGIAN JUMLAH
1 Rumah roda gigi 1
2 Pinion A 1
3 Pinion B 1
4 Pinion C 1
5 Pinion D 1
6 Bantalan input 2
7 Poros input 1
8 Bantalan output 2
9 Poros out put 1
10 Gear F (4) 1
11 Gear G (3) 1
12 Gear H (2) 1
13 Gear I (1) 1
14 Spline 4
15 Baut pengikat 5
4
PRINSIP KERJA RODA GIGI
Pada posisi netral
Putaran dari poros engkol diteruskan melalui sistem transmisi ke poros input.
Pada transmisi , putaran dari poros input diteruskan ke roda gigi yang terdapat pada
poros input. Karena gigi-gigi pada poros input tidak berhubungan dengan gigi-gigi
pada poros output, maka putaran dari poros input tidak dapat diteruskan ke poros
output.
Kecepatan I
Bila pedal pemindah daya (persenelling) ditekan ke depan, maka garpu
pemindah gigi akan menggerakkan pinion B sehingga menyatu dengan pinion A.
Sehinggan putaran dari poros input diteruskan ke gear I dengan perantaraan yang
berlawanan dengan poros input, selanjutnya poros output ditransmisikan ke belakang.
Kecepatan II
Untuk mengubah kecepatan cukup dengan menekan pedal pemindah gigi ke
depan, maka garpu akan menekan pinion B ke kanan. dan akan menggerakan gear I
(1) kekanan menyatu dengan gear H (2). Sehingga putaran dari poros input dapat
diteruskan ke poros output melalui hubungan antara gear H(2) dengan pinion B.
Kecepatan III
Untuk kecepatan III garpu pemindah menggerakkan pinion B kekanan
sehingga menyatu pada pinion C. Dengan berhubungnya pinion ini, maka putaran
dari poros input dapat diteruskan ke poros output melalui roda gigi G (3).
Kecepatan IV
Pada kecepatan IV garpu pemindah gigi akan menggerakan gear G(3)
sehingga berhubungan langsung dengan gear F(4), sehingga putaran dari poros input
dapat diteruskan keporos output melalui pinion D ke gear F(4).
5
BAB I
PENDAHULUAN
1.1 Pengertian Roda Gigi
Roda gigi adalah salah satu mekanisme yang dipergunakan untuk
memindahkan daya putaran dari poros yang satu ke poros yang lain. Pada umumnya
putaran poros yang digerakkan lebih besar putarannya dari pada putaran poros
penggerak, tetapi dapat juga terjadi sebaliknya dan biasanya poros-poros penggerak
dengan poros yang digerakkan mempunyai putaran yang berlawanan.
Sistem pemindahan daya dan putaran tidak hanya dapat dilakukan oleh roda
gigi, tetapi juga dapat dilakukan dengan sabuk dan rantai.
Fungsi transmisi adalah :
Memperbesar momen pada saat momen yang besar diperlukan.
Memperkecil momen pada saat kendaraan berjalan dengan kecepatan tinggi,
hal ini akan mengurangi bahan bakar dan memperkecil suara yang terjadi pada
kendaraan.
Untuk memundurkan jalannya kendaraan dengan adanya perkaitan gigi-gigi
pada transmisi dikarenakan mesin hanya berputar pada satu arah.
1.2 Jenis-jenis Roda Gigi
1.2.1 Roda gigi dengan poros sejajar.
Yaitu dimana roda giginya sejajar pada bidang slinder (bidang jarak bagi),
dimana slinder tersebut saling bersinggungan.
a. Roda gigi lurus.
Roda gigi lurus berfungsi untuk mentransmisikan daya yang positif antara dua
poros yang sejajar dengan sebuah perbandingan kecepatan angular (sudut) yang
konstan.
6
Gambar. 1.1 Roda gigi lurus
b. Roda gigi miring.
Roda gigi miring berbeda dengan roda gigi lurus. Dalam hal ini gigi yang
dibuat tidak sejajar dengan poros slinder, namun mempunyai sudut helix. Jumlah gigi
membentuk kontak serentak pada roda gigi miring.
Roda gigi miring jumlah pasangan gigi yang membentuk kontak serentak lebih
besar dari pada roda gigi lurus, sehingga pemindahan momen dan putaran melalui gigi
tersebut terjadi secara halus. Sifat ini sangat bagus untuk mentransmisikan putaran
yang tinggi dan daya yang besar. Namun roda gigi ini lebih besar karena berbentuk
ulir sehingga menimbulkan gaya reaksi yang sejajar dengan poros.
Gambar. I.2. Roda gigi miring
c. Roda gigi miring ganda.
Roda gigi miring ganda ini mempunyai gaya aksial yang timbul pada gigi
yang mempunyai alur gigi bentuk “V” yang gaya-gayanya akan saling meniadakan.
Roda gigi ini mempunyai perbandingan reduksi kecepatan keliling dan daya yang
diteruskan dapat diperbesar, akan tetapi melihat bentuknya sangatlah sukar dalam
pembentukannya.
7
Gambar.I.3 Roda gigi miring
d. Roda gigi dalam.
Roda gigi ini dipergunakan sebagai alat pemindah daya untuk ukuran-ukuran
kecil dengan perbandingan reduksi yang besar. Sebab roda gigi pinionnya terletak
didalam roda giginya dan biasanya searah.
Gambar. I.4.Roda gigi dalam
e. Batang gigi dan Pinion.
Batang gigi ini merupakan profil dasar pembuatan gigi pasangan. Batang gigi
dari pinion dipergunakan untuk membuat putaran menjadi gerakan halus.
8
1.2.2. Roda gigi dengan poros berpotongan dimana porosnya tidak sejajar dan
tidak segaris.
a. Roda gigi kerucut lurus.
Seperti gambar dibawah ini roda gigi kerucut mempunyai bidang gerak bagi
dan batang kerucut, puncaknya terletak di titik potong sebagai poros.
Roda gigi kerucut adalah yang paling mudah dipakai dan dibuat, tetapi roda gigi ini
menimbulkan suara yang cukup besar ( berisik) diakibatkan perbandingan kontaknya
yang kecil.
Gambar. I.5.Roda gigi kerucut lurus
b. Roda gigi kerucut spiral.
Roda gigi ini mempunyai perbandingan yang besar dan dapat mentransmisikan
daya dan putaran yang tinggi dengan beban yang besar.
Gambar. I.6.Roda gigi kerucut spiral.
9
1.2.3. Roda gigi yang mempunyai poros tegak lurus.
Roda gigi ini dipakai pada poros-poros yang menjulang dan tegak lurus tanpa
adanya slip yang besar, dan merupakan pemindahan daya yang dibutuhkan pada
konstruksi permesinan.
Roda gigi ini dapat digolongkan menjadi:
a. Roda gigi silang.
Roda gigi silang ini mempunyai poros yang menyilang antara poros penggerak
dengan poros yang digerakkan.
Gambar. I.7.Roda gigi miring silang
b. Roda gigi cacing. (worm gear).
Roda gigi cacing fungsinya untuk memindahkan daya yang tidak berpotongan
( tegak lurus). Batang penggerak jenis ulir dipasang pada sebuah atau lebih roda gigi
dan biasanya disebut roda cacing.
Roda gigi cacing ini mempunyai fungsi yang sama, hanya gerakannya saja
yang berbeda. Gerakan roda gigi globoid lebih halus dari pada gigi silindris.
10
Gambar. I.8.Roda gigi cacing slindris
Selain roda gigi yang diuraikan diatas ada lagi roda gigi yang dapat
meneruskan putaran seperti:
1. Roda gigi Hipoid.
2. Roda gigi Permukaan.
I.3. Pemilihan Jenis Roda Gigi.
Dari jenis roda gigi yang penulis ketahui, penulis lebih cenderung memilih
roda gigi lurus.
Alasan penulis memilih roda gigi lurus karena sangat mudah untuk dimengerti,
apalagi fungsinya untuk mentransmisikan daya yang positif antara dua poros yang
sejajar dengan sebuah perbandingan kecepatan angular (sudut) yang konstan.
11
BAB II
POROS
2.1. Pengetian Poros
Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dalam setiap mesin.
Hampir semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran. Putaran
utama dalam transmisi seperti itu dipegang oleh poros.
Macam-macam poros
Poros untuk penerus daya di klasifikasikan menurut pembebanannya sebagai
berikut:
1. Poros Transmisi
Poros semacam ini mendapat beban puntir murni atau puntir lentur. Daya di
transmisikan pada poros ini melalui koling, roda gigi, puli, sabuk atau sprocket
rantai, dan lain-lain.
2. Spindel
Poros transmisi yang relative pendek, sepeti poros utama mesin perkakas, di mana
beban utamanya berupa puntiran, di sebut spindle.
3. Gandar
Poros seperti ini di pasang di antara roda-roda kereta barang, dimana tidak
mendapat beban puntir, bahkan kadang-kadang tidak boleh berputar, di sebut
gandar.
Tata cara perencanaan tersusun dalam sebuah diagram aliran, hal-hal yang perlu di
perhatikan antara lain, yaitu:
Pertama kali ambillah suatu kasus di mana daya P( kW ) harus ditransmisikan dan
putaran poros n ( Rpm ). Dalam hal ini perlu dilakukan pemeriksaan terhadap daya P.
Daya yang besar mungkin terjadi pada saat start atau mungkin beban yang besar
terjadi terus-menerus setelah start, dengan demikian perlu adanya factor koreksi.
Jika p adalah daya nominal yang di keluarkan oleh motor penggerak, maka
berbagai macam factor keamanan yang dapat di ambil. Jika factor koreksi adalah fc,
maka daya rencana Pd ( kW ) sebagai patokan adalah :
.......................................[1]
12
Jika daya di berikan dengan Power Staring ( PS ) maka harus di kalikan
dengan 0,73 untuk mendapatkan daya dalam kW.
Jika momen puntir ( di sebut juga sebagai momen rencana ) adalah T ( Kg.mm )
maka
................ [2]
Tegangan geser yang di izinkan a ( Kg.mm ) untuk pemakaian umum pada
poros dapat di peroleh dengan berbagai cara, dalam hal ini digunakan metode SF.
Dimana harga Sf1 6,0 untuk bahan S-C dengan pengaruh masa dan baja paduan,
sedangkan harga untuk Sf2 yaitu poros ditinjau akan di beri pasak atau di buat
bertangga karena pengaruh kosentrasi tegangan cukup besar, adalah 1,3 sampai 3,0.
Dan kekuatan tarik ( Kg/mm2)
........................ [3]
Untuk mendapatkan diameter poros ds (mm) ada factor Kt yaitu, di pilih 1,0
jika bebab dikenakan secara halus, 1,0-1,5 jika terjadi sedikit kejutan atau tumbukan,
1,5-3,0 jika terjadi beban atau tumbukan yang besar. Dan juga factor Cb diambil 1,2-
2,3 , jika tidak akan terjadi beban lentur cukup di ambil 1,0.
....................[4]
Sedangkan tegangan geser yang terjadi ( Kg/mm2 )di karnakan adanya
momen rencana T (Kg.mm), dan pada suatu diameter poros d (mm), yaitu :
.....................................[5]
2.2. Perhitungan Poros
Dalam merencanakan suatu elemen mesin pasti ada hal-hal yang penting dan
perlu diperhatikan. Begitu pula pada poros. Pada perencanaan poros ini antara lain :
Pemasangan yang mudah dan cepat
Ringkas dan ringan
Aman pada putaran tinggi, getaran dan tumbukan yang kecil
Gerakan aksial pada poros sedikit mungkin sebab pada waktu panas terjadi
pemuaian.
13
Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dalam setiap mesin. Hampir
semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran. Putaran utama dalam
transmisi seperti itu dipegang oleh poros. Dalam bab ini akan di bicarakan adalah
proses penerus daya yang dipakai untuk meneruskan momen.
Oleh karena itu perlu diperhatikan jenis bahan yang dipergunakan biasanya dalam
proses di buat dari baja yang mempunyai sifat-sifat sebagai berikut :
Tahan terhadap momen puntir
Mempunyai elastisitas yang baik
Tidak mudah patah
Dalam tugas rancangan poros pemindahan ini spesifikasi yang dipilih adalah
untuk kendaraan roda dua, yaitu: “VEGA ZR “dengan data-data sebagai berikut:
Daya (P) : 6 kW
Putaran (n) : 7500 rpm
Gigi transmisi : 4 speed
Pola pengoperan : N- 1 - 2 - 3 - 4.
Jika P merupakan daya nominal out put dari motor penggerak, maka daya
rencana pada (kW) adalah daya nominal dikalikan factor keamanan f c maka dapat di
tulis
Pd = P . fc
Table 2.1 harga factor keamanaan
Daya yang di transmisikan fc
Daya rata-rata yang diperlukan
Daya maksimum
Daya nominal
0.8-1,2
1,2-2.0
1,5 – 1,5
Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari table 2.1
fc = 1,5 ( diambil )
Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :
Pd = P . fc
= 6 kW . 1,5
= 9 Kw
14
Momen puntir (T) Poros Input
..................................................[7]
Dimana : T = Momen
Pd = Daya rencana ( 9 kW )
n = Putaran (7500 rpm )
Maka diperoleh
Tin =
= 9,74 x 105
= 1168,8 Kg.mm
Tabel 2.2 Baja karbon untuk kontruksi mesin dan baja batang yang difinis
dingin untuk poros …………[8]
Standart dan
macam
Lambang Perlakuan
panas
Kekuatan tarik
(Kg/mm2)
Keterangan
Baja karbon
konstruksi mesin
(JIS G 4501)
S30C
S35C
S40C
S45C
S50C
S55C
Penormaan
“
“
“
“
“
48
52
55
58
62
66
Batang baja yang
difinis dingin
S35C-D
S45C-D
S55C-D
_
_
_
53
60
72
Ditarik dingin,
digerinda,
dibubut, atau
gabungan
antara hal-hal
terebut.
Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501)
S45C dan kekuatan tarik yaitu 58 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan
dapat dirumuskan sebagai berikut :
15
( Kg/mm2).......... [ 9]
Dimana : a = Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
B = Tegangan patah izin poros 58 Kg/mm2
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC (baja
karbon), 5,6 s/d 6,0 maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar 1,3-
3,0. Maka diambil 1,6 sesuai standart ASME
Maka :
=
= 6.041 Kg/mm2
Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Input (dsin)
ds in = .....................................[10]
Dimana : ds in = diameter poros in put
Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi “1,2 – 2,3”
( diambil 1,8 )
Kt = Faktor keamanan standart ASME, jika beban dikenakan dengan kejutan
atau tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )
T = Momen torsi rencana 1168,8 Kg.mm
Maka : ds in =
=
= 15.98 mm ≈ 16 mm (di ambil dari tabel 2.3 )
Table 2.3 Diameter Poros Standart ( SULARSO 1987)
4 10 *224 40 100 *224 400
(24) (105) 240
11 25 42 110 250 420
16
260 440
4,5 *11,2 28 45 *112 280 450
12 30 120 300 460
*31,5 48 *315 480
5 *12,5 50 125 320 500
130 340 530
35 55
*5,6 14 *35,5 56 140 *3350 560
(15) 150 360
6 16 38 60 160 380 600
17 170
*6,3 18 63 180 630
19 190
20 200
22 65 220
7 70
*7,1 71
75
8 80
85
9 90
95
Keterangan tabel 2.3, yaitu :
1. Tanda * menyatakan bahwa bilangan yang bersangkutan dipilih dari bilangan standart
2. Bilangan dlm kurung ( ) hanya dipakai untuk bagian dimana dipasang bantalan gelinding
3. Bilangan bercetak tebal, miring, dan bergaris bawah merupakan bilangan yang diambil pada
perencanan perhitungan ini.
Dari tabel 2.3 dapat dilihat diameter standart poros berdasarkan hasil
perhitungan diameter poros input maka diambil harga yang terdekat dari diameter
standart yaitu 16 mm. Maka tegangan geser () yang terjadi pada diameter poros
input. Yaitu :
................................................................[12]
17
= 5,1
= 1,45 Kg/mm2
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros input tersebut aman untuk dipakai
karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari tegangan geser
izin ( a )
≤ a
1,45 Kg/mm2 ≤ 6,041 Kg/mm2
2.3 Perhitungan Poros Output
Pada poros output, putaran terjadi berubah-ubah sesuai kecepatan yang di
kehendaki. Untuk itu putaran yang direncanakan adalah putaran ( n ) yang tertinggi
pada poros output yaitu : n out =
Di mana,
n out = putaran poros output
n = putaran poros input
I = Perbandingan poros putaran yang di reduksi, dimana nilai i ≤ 4 untuk
roda gigi lurus .
n out =
=
= 1875 rpm
Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari tabel 2.1
fc = 1,5 ( diambil )
Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :
Pd = P . fc...................................................................[13]
= 6 kW . 1,5
= 9 kW
Momen puntir Poros Output(Tout)
18
.............................................[14]
Dimana : T = Momen
Pd = Daya rencana (9 kW)
n out = Putaran (1875 rpm )
Maka diperoleh
T out = .................................................[15]
= 9,74 x 105
= 4675,2 Kg.mm
Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501) dan
kekuatan tarik yaitu 55 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan dapat
dirumuskan sebagai berikut :
( Kg/mm2)..................................[16]
Dimana : a =Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
B = Tegangan patah izin poros 58 Kg/mm2
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC
(baja karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar
1,3-3,0. Maka diambil 1,9 sesuai standart ASME
Maka :
=
= 5,088 Kg/mm2
Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Output (dsout)
ds out = ..............................[17]
Dimana : ds out = diameter poros in put
Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi “1,2 – 2,3”
( diambil 1,8 )
19
Kt = Faktor keamanan standart ASME, jika beban dikenakan dengan
kejutan atau tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )
Tout = Momen torsi poros output 4787,2 Kg.mm
Maka : ds out =
=
= 26.87 mm ≈ 28 mm (di ambil dari tabel 2.3 )
Dari tabel 2.3 dapat dilihat diameter standart poros berdasarkan hasil
perhitungan diameter poros output maka diambil harga yang terdekat dari diameter
standart yaitu 28 mm. Maka tegangan geser () yang terjadi pada diameter poros
output. Yaitu :
..........................................................[18]
= 5,1
= 1,086 Kg/mm2
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros output tersebut aman untuk
dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari
tegangan geser izin ( a )
≤ a
1,086 Kg/mm2 ≤ Kg/mm2
BAB III
SPLINE DAN NAAF
3.1. Spline Dan Naaf
Spline adalah alur-alur yang terdapat pada poros sebagai tempat dudukan roda
gigi yang memeliki naaf.
20
Spline digunanakan bertujuan untuk meneruskan daya, dan dalam hal ini
putaran poros ke roda gigi. System ini dijumpai pada banyak system permesinan.
Gambar spline terlihat pada
Gambar 3.1. Spline
Untuk mendapatkan suatu nilai dimensi atau ukuran pada rancangan ini ada
beberapa ketentuan-ketentuan untuk medapatkan ukuran-ukuran tersebut:
Ds = Diameter spline
ds = Diameter poros
= 0,810 x Ds
ws = Tebal spline
=0,15 x Ds
Hs = Tinggi spline = 0,095 x Ds
Dalam merancang suatu poros, karna spline ini adalah termasuk dalam poros
maka harus diperhitungkan nilai-nilai keamanannya
Tegangan geser yang di izinkan a ( Kg.mm ) untuk pemakaian umum pada
poros dapat di peroleh dengan berbagai cara, dalam hal ini digunakan metode Sf.
Dimana harga Sf1 6,0 untuk bahan S-C dengan pengaruh masa dan baja paduan,
sedangkan harga untuk Sf2 yaitu poros ditinjau akan di beri pasak atau di buat
bertangga karena pengaruh kosentrasi tegangan cukup besar, adalah 1,3 sampai
3,0. Dan kekuatan tarik ( Kg/mm2)
Sedangkan tegangan geser yang terjadi ( Kg/mm2 )di karenakan adanya
momen rencana T (Kg.mm), dan pada suatu diameter poros d (mm), yaitu :
21
3.2 PERHITUNGAN SPLINE DAN NAAF
Spline adalah alur-alur yang terdapat pada poros sebagai tempat dudukan roda
gigi yang memeliki naaf. Pada perencanaan ini ada dua jenis spline yaitu spline
peros input dan spline pada poros output.
Spline digunanakan bertujuan untuk meneruskan daya, dan dalam hal ini
putaran poros ke roda gigi. Sistem ini dijumpai pada banyak sistem permesinan.
Gambar spline terlihat .
Gambar 3.2. Poros Spline
3.2.1. PERHITUNGAN SPLINE DAN NAAF PADA POROS INPUT
Di ketahui : Daya ( P in ) = 6kW
Putaran ( n in) = 7500 rpm
Torsi ( T in ) = 1168,8 Kg/mm
Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain sebagai
berikut:
Ds in = Dimeter Spline Input
ws in = Tebal Spline Input = 0,15 Ds
hs in = Tinggi Spline Input = 0,095 Ds
ds in = Diameter poros Input = 0,810 Ds
22
Diameter spline Dan Naaf Input (Ds in)
ds in = 0,810 Ds
Ds in =
=
= 19,75 mm( 19 mm untuk spline, 19,75 mm untuk naaf )
Tebal Spline Dan Naaf Input (ws in)
ws in = 0.156 x Ds in
= 0,156 x 19,75 mm
= 3,08 mm (3 mm untuk slpine, 3,08 mm untuk naaf )
Tinggi Spline Dan Naaf Input ( hs in )
hs = 0,095 x Ds in
= 0,095 x 19,75 mm
= 1,87 mm ( 1,87 mm untuk spline, 2 mm untuk naaf )
Panjang Alur Spline Input (Lsin) “untuk poros pejal”.
Ls in = dimana : De = Diameter efektif
De =
=
= 17,8 mm
Ls in = = = 22 mm
Jumlah Spline Dan Naaf Input ( ns in )
ns in =
23
=
= 10 ≈ ( 10 gigi spline = 10 gigi naaf )
Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Input
Diketahui : Diameter Spline Input ( Ds in) = 19,75 mm
Torsi Input ( T in ) = 1168.8kg/mm
Pemeriksaan Tegangan Geser Izin
Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501) dan
kekuatan tarik yaitu 55 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan dapat
dirumuskan sebagai berikut :
( Kg/mm2)
Dimana : a =Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
B = Tegangan patah izin poros 55 Kg/mm2
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC (baja
karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar 1,3-
3,0. Maka diambil 1,6 sesuai standart ASME
Maka :
=
= 5,729 Kg/mm2
Tegangan Geser Yang Terjadi
= 5,1
= 0,77 Kg/mm2
24
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline input tersebut aman untuk
dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari
tegangan geser izin ( a )
≤ a
0,77 Kg/mm2 ≤ 5,729 Kg/mm2
3.2.2 PERHITUNGAN POROS SPLINE DAN NAAF OUTPUT
Di ketahui : Daya ( P out ) = 6 kW
Putaran ( n out ) = 1875 rpm
Torsi ( T out ) = 4675,2 Kg.mm
Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain sebagai
berikut:
Ds out = Dimeter Spline Output
hs out = Tinggi Spline Output = 0,095 Ds
ds out = Diameter poros Output = 0,810 Ds
Diameter Spline Dan Naaf Output (Ds out)
ds out = 0,810 Dsout
Ds out =
=
= 33,43 mm ≈ ( 33 mm umtuk spline, 33,43 untuk naaf )
Tebal Spline Dan Naaf Output (ws out)
ws out = 0.156 x Ds out
= 0,156 x 33,43 mm
= 5,21 mm ( 5 mm untuk spline, 5,21 mm untuk naaf )
Tinggi Spline Dan Naaf Output ( hs out )
hsout = 0,095 x Ds out
25
= 0,095 x 33,43 mm
= 3,17 mm ( 3,17 mm untuk spline, 4 untuk naaf )
Panjang Alur Spline Output (Ls in) “untuk poros pejal”.
Ls out =
dimana : De = Diameter efektif
De =
= = 30,15 mm
Ls out = = = 37.96 mm
Jumlah Spline Dan Naaf Output ( ns out )
ns out =
= gigi
= 18 gigi ≈ ( 18 gigi spline, 18 gigi naaf )
Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Output
Diketahui : Diameter Spline Output ( Ds out) = 33,43 mm
Torsi Input ( T out ) =4675,2 kg.mm
Pemeriksaan Tegangan Geser Izin
26
Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501) dan
kekuatan tarik yaitu 55 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan dapat
dirumuskan sebagai berikut :
( Kg/mm2)
Dimana : a =Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
B = Tegangan patah izin poros 55 Kg/mm2
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC (baja
karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar 1,3-
3,0. Maka diambil 1,9 sesuai standart ASME
Maka :
=
= 4,824 Kg/mm2
Tegangan Geser Yang Terjadi
= 5,1
= 0,638 Kg/mm2
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline output tersebut aman untuk
dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari
tegangan geser izin ( a )
≤ a
0,638Kg/mm2 ≤ 4,824 Kg/mm2
3.2.3 PEMERIKSAAN KEKEUATAN NAAF INPUT
Naaf adalah tempat kedudukan poros spline. Yang berfungsi untuk
menerusankan daya dari poros spline ke roda gigi. Naf terlihat pada gambar 3.3.
Direncanankan adalah sebagai berikut :
27
Gambar 3.3 Naaf
Table 3.1 Nilai Konstanta Bahan ( C )
Bahan B ( Kg/cm2 ) C ( Kg/cm2 )
Besi tuang Bt 18
Besi tuang Bt 26
Besi tuang Bt 52
Baja St 34
Baja St 42
Baja St 50
Baja St 60
Baja St 70
350 - 450
550 – 650
700 – 1000
700 – 900
800 – 950
850 – 1100
950 – 1200
1200 – 1400
25
35
35 – 65
55
65
70
85
100
Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.1 yaitu Tabel Nilai
Konstanta Bahan. Sebagai berikut:
Bahan : Besi tuang Bt 52
Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2
Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik (B) = 70–100
Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser izin (g) pada naaf adalah:
g =
Dimana : Sf1 = 6
Sf2 = 2,1
Maka : B =
=
= 7,93 Kg/mm2
28
Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk menguji
naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :
Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf input
a = → Fb = Fs
Dimana : Fbin = Fsin = gaya pada naaf & spline
Win = lebar spline dan naaf
Lnin = panjang naaf
Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbin)
Fbin =
=
= 65.38Kg
Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsin = Fbin)
Fsin = Zin = Jumlah spline input = 10 buah
=
= 6,538 Kg
Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf sebagai berikut :
ain =
=
= 0,96 Kg/mm2
Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf input ( c in)
cin = Dimana Acin = hsin x Lsin = 2mm x 22mm =44mm2
= = Luas yang mengalami tumbukan
= 1,48 Kg/mm
29
Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini aman
digunakan karena tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada yang melebihi tegangan
geser izin.
3.2.4 PEMERIKSAAN KEKUATAN NAAF OUTPUT
Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.3 yaitu Tabel Nilai
Konstanta Bahan. Sebagai berikut:
Bahan : Besi tuang Bt 52
Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2
Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik (B) = 70–100
Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser ijin (g) pada naaf adalah:
g =
Dimana : Sf1 = 6
Sf2 = 2,1
Maka : g =
=
= 7,93 Kg/mm2
Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk menguji
naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :
Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf output
aout = → Fbout = Fsout
Dimana : Fbout = Fsout = gaya pada naaf & spline output
Wout = lebar spline dan naaf out
Lnout = panjang naaf out
Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbout)
Fbout =
30
=
= 155.06 Kg
Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsout = Fbout)
Fsout = Zout = Jumlah spline output = 10 buah
=
= 15.506Kg
Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf out sebagai berikut :
aout =
=
= 0,0079 Kg/mm2
Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf output ( c out)
cout = Dimana Acout= hsout x Lsout = 4mm x 37,74mm =150,9mm2
= = Luas yang mengalami tumbukan
= 1,03 Kg/mm
Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini aman
digunakan karena tegangan tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada yang melebihi
tegangan geser izin.
BAB IV
PERENCANAAN RODA GIGI
4.1. Perencanaan Roda Gigi
Dalam pembuatan roda gigi terlihat banyaknya variasi roda gigi ini bertujuan
untuk memvariasikan kecepatan putar pada roda gigi. Dengan demikian putaran dapat
di percepat ataupun diperlambat dengan perhitungan besarnya perbandingan diameter
roda gigi. Terlihat pada rangkaian roda gigi pada gambar di bawah ini.
31
a b
Gambar 4.1 Rangkaian roda gigi
Untuk perencanaan roda gigi telah diperoleh data-data sebagai berikut:
Daya ( P ) = 6 kW
Putaran ( n ) = 7500 Rpm
4.1.1. Perencanaan First Gear (Pinion 1)
First gear adalah roda gigi penggerak. Pada perencanaan ini disebut roda gigi 1
pada pemakaiannya. Adapun perhitungan dari roda gigi ini adalah sebagai
berikut :
Table 4.1. Konstanta Bahan ( C )
Bahan ( Kg/cm2) C( Kg/cm2)
Besi tuang Bt 18
Besi tuang Bt 26
Besi tuang Bt 52
350 – 450
550 – 650
700 – 1000
25
35
35 – 65
32
Baja St 34
Baja St 42
Baja St 50
Baja St 60
Baja St 70
700 – 900
800 – 950
850 – 1100
950 – 1200
1200 – 1400
55
65
70
85
100
Table 4.2. Faktor pemasangan ( )
Cara Pemasangan
Dengan kolager dst
Pemasangan teliti
Pemasangan biasa
Sampai 30
Sampai 25
Sampai 15
Jumlah gigi, z = 20
= 25 (untuk pemasangan teliti)
c = konstanta bahan baja St 60, C = 85 kg/cm
Sehingga :
= 0.09 mm = 0.1mm
Besar modul yang di gunakan di sesuaikan dengan harga modul standart JIS
B 1701 –1973.
Table 4.3 Harga modul stsndart ( JIS B 1701 – 1973 )
Seri ke1 Seri ke2 Seri ke3 Seri ke1 Seri ke2 Seri ke3
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,8
0,15
0,25
0,35
0,45
0,55
0,7
0,75
0,65
4
5
6
8
10
12
3,5
4,5
5,5
7
9
11
14
3,75
6,5
33
1,0
1,25
1,50
2,0
2,5
3,0
0,9
1,75
2,25
2,753,25
16
20
25
32
40
50
18
22
28
36
45
Keterangan ;
Dalam pemilihan utamakan seri ke 1, jika terpaksa baru kemudian ke seri 2 dan 3
Maka diameter puncak (Dp) dapat dicari dengan persamaan :
Dp = M . z
= 0.1 x 20
= 2 mm ; d = dp = Diameter puncak.
Maka lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = dp + (2 x m)
= 2 + (2 x 0.1)
= 2.2 mm.
Lingkaran addenum (Da) :
Da =Dp – 2 . 1,25 . M
= 2.2 – (2 x 1,25 x 0.1)
= 1.95 mm.
Tinggi kepala (addendum) Ha :
Ha = m
Ha = 0.1 mm.
Tinggi kaki (dedendum) Hf :
Hf = 1,25 x M
= 1,25 x 0.1
= 0.125 mm.
Tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha.
= 0.125 + 0.1
= 0.225 mm.
Tebal gigi (Tt) :
34
Tt =
=
= 0.157 mm.
Lebar gigi (b) :
b = (G-10) x M
= 8 x 0.1
= 0.8 mm.
a. Pemeriksaan kekuatan gigi pada first gear.
Pada pemeriksaan roda gigi ini banyak sekali fenomena yang terjadi pada gigi
tersebut, mulai dari gaya-gaya yang bekerja pada gigi, tegangan lanjut dan momen
lentur.
Gaya tangensial yang terjadi pada gigi (Ft) :
Ft = (kg)
ν = (m/det)
dimana: Ft = gaya tangensial
Pd = daya rancangan
V = kecepatan keliling
Maka Ft: = .
= 260.1 kg
Sedang momen yang terjadi (M) :
M = Ft . z
= 260.1 x 20
= 5202 kg.mm.
Table 4,4 Faktor bentuk gigi Y.
Jumlah gigi Y Jumlah gigi Y
10 0,201 25 0,339
35
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
23
0,226
0,245
0,261
0,276
0,289
0,295
0,302
0,308
0,314
0,320
0,327
0,333
27
30
34
38
43
50
60
75
100
150
300
Batang gigi
0,349
0,358
0,371
0,383
0,396
0,408
0.421
0,434
0,446
0,459
0,471
0,484
Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :
Ft = Tb . b . M . Y
Tb =
Dimana :
Tb = Tegangan lentur (kg/mm2)
Ft = Gaya tangensial (kg)
b = Lebar gigi (mm)
Y = Faktor bentuk gigi (Tabel 4.4)
Untuk : z = 20
Y = 0,320
Tb =
=
= 10160.2 kg/mm2.
b. Ukuran utama counter main shaft first gear (1).
36
Untuk mencari harga-harga dan diameter roda gigi penggerak (gear) harus
diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi yang berpasangan “i” ,
yaitu jumlah gigi pada gear berbanding jumlah gigi pada pinion.
Harga dan perbandingan transmisi untuk roda gigi biasanya antara 4 – 5, maka
untuk speed satu diambil i = 4 sehingga didapat persamaan dengan rumus : no =
Dimana :
no = Putaran counter gear.
nl = Putaran roda gigi
i = Perbandingan transmisi : 4 (diambil)
Disubstitusikan :
no = = 1875 rpm.
Untuk mencari z2 (jumlah pada gear) maka dapat dilihat dibawah ini :
z2 = z1 . i
Dimana :
z1 = Jumlah gigi pada pinion
i = Perbandingan transmisi (dipilih)
Disubstitusikan ke angka :
z2 = 20 . 4
= 80.
Dalam hal roda gigi berpasangan antara pinion dengan gear, besarnya harga
modul, lebar gigi, tebal gigi, dan tinggi gigi dinilai sama. Maka harga diameter dari
roda gigi (gear) dapat dicari yaitu :
Dp = Lingkaran puncak
= M . z
= 0.1 . 80
= 8 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = dp – 2 . 1,25 . M
= 8 – 2 x (1,25 x 0.1)
= 0.75 mm.
37
Lingkaran addendum (Da) :
= dp + 2 . M
= 8 + 2 .x0.1
= 8.2 mm.
4.1.2. Perencanaan Ukuran utama Main Shaft Second Gear (Pinion 2)
Pada perencanaan pinion 2 roda gigi sama juga dengan perhitungan roda gigi
penggerak pada pinion 2. Dalam hal ini harga modul dan jumlah gigi ditentukan
terlebih dahulu.
Direncanakan jumlah gigi ke 2 (z) : 21 (diambil).
Maka :
M
=0.09 mm = 0.1 mm
Maka diameter puncak dari roda gigi (pinion 2) dapat diketahui :
Dp = M . z
= 0.1 X 21
= 2.1 mm
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 2.1 + 2 X 0.1 = 2.3 mm
Lingkaran addendum (Da) :
Da = Dp – 2 . 1,25 . M
= 2.1 – 2 . (1,25 X0.1)
= 0.53 mm.
Tinggi kepala (addendum) Ha :
Ha = M
= 0.1 mm.
Tinggi kaki (dedendum) Hf :
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0.1
= 0.125 mm.
Tinggi gigi (Ht) :
38
Ht = Hf + Ha
= 0.125 + 0.1
= 0.225 mm.
Tebal gigi (Tt) :
Tt =
=
= 0.157 mm
Lebar gigi (b) :
b = (G – 10) . M
= 8 X 0.1
= 0.8 mm
a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion 2.
Dalam konstruksi roda gigi ini banyak sekali fenomena yang terjadi pada gigi
tersebut, maka gaya-gaya yang bekerja pada gigi : tegangan lentur, momen lentur.
Gaya tangensial yang terjadi pada gigi (Ft) :
Ft =
V = (m/det)
Dimana :
n = momen puntir rancangn
V = kecepatan keliling
Ft = gaya tangensial
Pd = daya rancangsan
Dp = Diameter puncak
Maka :
V =
= 0,83 m/det.
Sehingga harga Ft dapat dicari :
39
Ft =
= 1113.7 kg
Sedangkan momen yang terjadi (M) :
M = Ft . r
= 1113.7 . 21
= 23388.5 kg . mm
Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :
Tb =
Dimana:Y = 0.320
M =momen yang terjadi
Ft =gaya tangensial
Tb=tegangan lentur yang terjadi
Tb =
= 43503.9 kg/mm2.
b. Ukuran utama counter shaft seconder gear (II).
Untuk mencari harga-harga dari diameter roda gigi penggerak (gear) harus
diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi berpasangan (i).
Harga i = 3 diambil untuk speed 2.
no =
=
= 2500 rpm.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) maka dapat dilihat sebagai berikut :
z2 = i . z
= 3 . 21
= 63 mm.
Maka pada roda gigi yang berpasangan antara pinion dan gear dapat dihitung
parameternya yaitu :
Dp = M . z
= 0,1 . 63
= 6.3 mm.
40
Lingkaran addendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25) M
= 6.3 – 2 (1,25) 0.1
= 6.05 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 6.3 + 2 . 0,1
= 6.5 mm.
4.1.3 Perencanaan Utama Main Shaft Gear (Pinion III).
Untuk mengetahui harga- harga dari roda gigi penggerak yang ke 3 harus
terlebih dahulu direncanakan / ditentukan parameternya yaitu modul dan jumlah gigi
yang akan dirancang.
Dalam hal ini jumlah gigi (z) = 22.
Maka diameter puncak dapat dicari :
Dp = M . z
= 0.1 . 22
= 2.2 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 2.2 + 2 . 2
= 6.2 mm.
Lingkaran addendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 2.2 – 2 (1,25 . 0,1)
= 1.95 mm.
Tinggi kepala (addendum) Ha :
Ha = M
= 0.1 mm
Tinggi kaki (dedendum) Hf :
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0,1
= 0.125 mm
Sedangkan tinggi gigi (Ht) :
41
Ht = Hf + Ha
= 2,5 + 0,1
= 0.25 mm
Tebal gigi (Tt) :
Tt = π .
= π .
= 0.05 mm.
Lebar gigi (b) :
b = (G – 10) . M
= 8 . 0,1
= 0.8 mm
a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion ke tiga.
Dalam konstruksi roda gigi ini banyak yang harus di perhatikan, yaitu gaya
yang bekerja pada gigi, tegangan lentur yang terjadi, dan momen lentur.
Gaya tangensial yang terjadi pada gigi (Ft) :
Ft =
V =
=
= 0.29 rad/det.
Maka :
Ft =
=
= 3165,5 g
Sedangkan momen yang terjadi (M):
M = Ft . r
= 3165.5 . 22
= 69641.37 g . mm
b. Ukuran utama counter shaft third gear (III) .
42
Untuk mengetahui harga-harga dan diameter roda gigi yang digerakkan, harus
diketahui terlebih dahulu besarnya perbandingan transmisi (i).
Harga i = 2 untuk speed 3.
Maka :
n2 =
=
= 3750 rpm.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada pinion) dapat dihitung dengan
persamaan sebagai berikut :
z2 = i . z
= 2 . 22
= 44 buah.
Maka pada roda gigi yang berpasangan ini antara gear dan pinion dapat
dihitung parameternya yaitu :
Diameter puncak (Dp) :
Dp = M . z2
= 0,1 . 44
= 4,4 mm.
Lingkaran addendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 4.4 – 2 (1,25 . 0,1)
= 4.15 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 4.4 + 2 . 0,1
= 4.6 mm.
Sedangkan harga dari addendum, dedendum, tinggi gigi, dan tebal gigi sama
dengan pinion 3
4.1.4.Perencanaan Ukuran Utama Main Shaft (Pinion IV)
43
Roda gigi penggerak terakhir adalah pinion 4 dimana akan menggerakkan gigi
empat dan posisinya adalah top speed. Dalam hal ini gigi dan harga modul juga
ditentukan terlebih dahulu. z = 25 buah.
Maka diameter puncak dari roda gigi dapat diketahui :
Dp = M . z
= 0.1 . 25
= 2.5 mm
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 2.5 + 2 . 0,1
= 2.7 mm.
Lingkaran adendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 2.5 – 2 (1,25 . 0,1)
= 2.25 mm.
Tinggi kepala (addendum) Ha :
Ha = M
= 0.1
Tinggi kaki (dedendum) Hf :
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0,1
= 0.125 mm
Tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha
= 0.125 + 0,1
= 0.225 mm
Tebal gigi (Tt) :
Tt = π .
= 3,14 .
= 0,157 mm
Lebar gigi (b) :
44
b = (6-10) . M
= 8 . 0,1
= 0,8 mm
a. Pemeriksaan t erhadap kekuatan gigi pada pinion IV.
Hal-hal yang diperlukan pada konstruksi roda gigi adalah gaya tangensial yang
bekerja seperti tegangan lentur dan momen lentur.
Untuk mengetahui hal diatas akan dihitung dengan cara seperti dibawah ini :
Ft =
V =
=
= 6,98 rad/det.
Maka :
Ft =
= 143,64 m/s.
Sedangkan momen yang terjadi adalah (M) :
M = Ft . r
= 143,64 . 25
= 3591 kg . mm.
Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dipakai persamaan :
Tb =
Dimana :
Y = Faktor bentuk gigi
Y = 0,399
Maka :
Tb =
= 13,24 kg/mm2
b. Ukuran utama counter shaft fourth gear (4).
45
Untuk menghitung parameter pada gear 4 juga harus diketahui perbandingan
transmisi (i) dalam hal ini i = 1,5.
Maka :
no =
=
= 5333,33 rpm.
Dimana :
nl = Putaran lentur shaft fourth gear
no = Putaran roda gigi.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) dapat dihitung dengan
persamaan dibawah ini :
z2 = z1 . i
= 25 . 1,5
= 37,5 mm.
Diambil : 38
Maka diameter puncak (Dp) dapat dihitung :
Dp = M . z
= 2 . 38
= 76 mm.
Lingkaran addendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 76 – 2 (1,25 . 2)
= 71 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = Dp + 2 . M
= 76 + 2 . 2
= 80 mm.
Haga-harga pada addendum, dedendum, tinggi gigi, lebar gigi, dan modul
adalah sama untuk gigi yang berpasangan. Dalam hal ini yaitu pinion 4.
46
BAB V
BANTALAN
5.1 Bantalan
Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga
putaran atau gerakan bolak-baliknya dapat berlangsung secara halus, aman, dan
panjang umur
Klasifikasi Bantalan
Bantalan dapat di klasifikasikan sebagai berikut :
1. Atas dasar gerakan bantalan terhadap poros
a. Bantalan luncur, pada bantalan ini terjadi gesekan luncur antara poros dan
bantalan karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan bantalan dengan
perantara lapisa pelumas.
b. Bantalan gelinding, pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding antara bagian
yang berputar dengan yang diam melalui elemen gelinding seprti bola
(peluru), rol, atau rol jarum, dan rol bulat.
2. Atas dasar beban terhadap poros
47
a. Bantalan radial, arah beban yang di tumpu bantalan ini adalah tegak lurus
sumbu poros.
b. Bantalan aksial, arah beban ini sejajar dengan sumbu poros.
c. Bantalan gelinding khusus, bantalan ini dapat menumpu beban yang arahnya
sejajar dan tegak lurus sumbu poros.
Bagian-bagian bantalan dapat dilihat pada gambar 5.1 di bawah ini:
H
Gambar 2.14. Nama bagian-bagian bantalan
www.bonesbearings.com/gap/maintenance.html
Gambar.5.1 Bantalan
Hal-Hal Penting Dalam Perancangan Bantalan Radial
Dalam perancangan ini diambil bantalan radial karena, roda gigi yang di
gunakan adalah roda gigi lurus secara keseluruhan yang dalam hal ini nilai gaya aksial
Fa dianggap tidak ada. Sebelumnya kita menentukan nilai ekivalen P (Kg)
P = X . Fr + Y . Fa
Dimana :P = Gaya ekivalen (Kg)
X = Faktor Radial
Y = Faktor Aksial
Fr = Gaya Radial
Fa = Gaya Aksial
Dimana : T = Torsi D = Diameter luar bantalan
Beban dinamis spesifik (C) yang tejadi :
Dimana : fh = Life factor
48
fn = Speed factor
Dimana : Lh yaitu umur nominal bantalan bola
Dimana : n = Putaran
5.2. PERENCANAAN BANTALAN ( BEARING )
Bantalan yaitu elemen mesin yang menumpu poros berbeban sehingga putaran
atau gerak bolak-balik dapat berputar secara halus, aman dan tahan lama. Bantalan
harus kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan
baik. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik, maka prestasi seluruh mesin akan
menurun atau tidak bekerja dengan baik. Terlihat gambar bagian-bagian bantalan
radial pada gambar (a) dan bantalan radial utuh pada gambar (b).
a b
Gambar 5.2 Bantalan radial
Dalam perancangan bantalan ini terdapat dua jenis bantalan yaitu, bantalan
pada poros in put dan pada poros out put
Gaya yang menekan bantalan adalah gaya yang bekerja pada roda gigi yang
saling berhubungan, dan dalam perancangan ini di gunakan jenis bantalan radial.
Perhitungan Bantalan Pada Poros Input
Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di peroleh
bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 5.1 yaitu table ukuran bantalan.
49
Table 5.1Ukuran bantalan
Nomor bantalan Ukuran luar(mm) Kapasitas
nominal
dinamis
spesifik
C(Kg)
Kapasitas
nominal
statis
spesifik C0
(Kg)
Jenis terbuka
Dua sekatDua sekat
tanpa kontak
d D B r
6000600160026003*60046005*60066007600860096010
6001ZZ02ZZ
6003ZZ04ZZ05ZZ
6006ZZ07ZZ08ZZ
6009ZZ10ZZ
6001VV02VV
6003VV04VV05VV
6006VV07VV08VV
6009VV10VV
1012151720253035404550
2628323542475562687580
8891012121314151616
0,50,50,50,5111,51,51,51,51,5
36040044047073579010301250131016401710
196229263296465530740915101013201430
62006201620262036204620562066207620862096210
6200ZZ01ZZ02ZZ
6203ZZ04ZZ05ZZ
6206ZZ07ZZ08ZZ
6209ZZ10ZZ
6200VV01V
02VV6203VV
04VV05VV
6206VV07VV08VV
6209VV10VV
1012151720253035404550
3032354047526272808590
910111214151617181920
11111,51,51,52222
4005356007501000110015302010238025702750
23630536046063573010501430165018802100
63006301630263036304630563066307630863096310
6300ZZ01ZZ02ZZ
6303ZZ04ZZ05ZZ
6306ZZ07ZZ08ZZ
6309ZZ10ZZ
6300VV01VV02VV
6303VV04VV05VV
6306VV07VV08VV
6309VV10VV
1012151720253035404550
353742475262728090100110
1112131415171920232527
11,51,51,52222,52,52,53
63576089510701250161020902620320041504850
365450545660785108014401840230031003650
50
* Angka yang bercetak tebal, miring, dan bergaris bawah adalah bantalan yang diambil pada perancangan ini
Maka di peroleh bantalan poros input :
Diameter poros (ds) 16,1 mm
Diameter dalam bantalan (d) 17 mm
Lebar bantalan (B) 10 mm
Diameter luar bantalan (D) 35 mm
Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) 470 Kg
Kapasitas nominal statis (C0) 296 Kg
Nomor bantalan 6003
Dalam rancangan bantalan poros intput ini yang di gunakan adalah bantalan
radial, dimana gaya aksial Fa = 0. Pada bantalan ini gaya ekivalen (P) yang bekerja
adalah
P = X x Fr + Y x Fa
Dimana : X = Faktor radial = 0,56 (untuk baris tunggal) dari table 5.2
Y = Faktor axial = 1,0 dari table 5.2
` Fr = Daya radial
Fa = Gaya aksial = 0
Tabel 5.2 faktor-faktor V, X, Y dan X0, Y0
Jenis bantalan
BebanPutarPada
CincinDalam
BebanPutarPada
Cincinluar
BarisTunggal
Baris Ganda
e
BarisTunggal
BarisGanda
Fa/VFr>e Fa/VFr≤ e Fa/VFr>e
V X Y X Y X Y X0
Y0 X0 Y0
Bantalan
AlurDalam
Fa/C0 = 0,014 = 0,028 = 0,056 = 0,084 = 0,11 = 0,17 = 0,28 = 0,42 = 0,56
1 1,2 0,56
2,301,191,711,551,451,311,151,041,00
1 0 0,56
2,301,901,711,551,451,311,151,041,00
0,190,220,260,280,300,340,380,420,44
0,6 0,5 0,6 0,5
Bantalan
Bola Sudut
= 20o
= 25o
= 30o
= 35o
= 40o
1 1,2
0,430.410,390,370,35
1,000,870,760,660,57
1
1,090,920,780,660,55
0,700,670,630,600,57
1,631,411,241,070,93
0,570,680,800,951,14
0,5
0,420,380,330,290,26
1
0,840,760,660,580,52
51
Untuk bantalan garis tunggal, bila Fa / VFr ≤ e, X = 1, Y = 0
Gaya radial
Dimana :Tin = Torsi input = 1196,8 Kg/mm
= D = Diameter luar bantalan
= 68,38 Kg
Maka: P = X x Fr + Y x Fa
= 0,56 x 68,38 Kg + 1 x 0
= 38,29 Kg
Table 5.3Bantalan untuk permesinan serta umurnya
Umur Lh
Factor beban fw
2000-4000(jam) 5000-15000(jam) 20000-30000(jam) 40000-60000 (jam)
Pemakian jarangPemakaian
sebentar-sebentar (tidak terus-
menerus)
Pemakaian terus-menerus
Pemakaian terus-menerus dengan keandalan tinggi
1-1,1
Kerja halus tanpa tumbukan
Alat listrik rumah
tangga,speda
Konveyor, mesin pengangkat, lift,
tangga jalan
Pompa, poros transmisi, separator,
pengayak , mesin perkakas , pres putar , separator
sentripugal , setrifus pemurni
gula ,motor listrik
Poros transmisi utama yang
memang peranan penting motor-
motor listrik yang penting
1,1-1,3
Kerja biasa Mesin pertanianOtomobil, mesin
jahit
Motor kecil, roda meja, pemegang pinyon, roda gigi reduksi, kereta rel
Pompa penguras, rol kalender, kips angin, penggiling
bola, motor rel kereta listrik
1,2-1,5 Kerja dengan getaran atau tumbukan
Alat-alat besar, unit roda gigi
dengan getaran besar
Penggetar, penghancur
Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :
C = P
Dimana : fh : Life factor
fn : Speed factor
life factor ( fh ) adalah :
52
Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil
pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 5.3
fh =
=
Speed fector ( fh ) adalah : n = putaran poros yaitu 8000 Rpm
fn =
=
= 0,16
Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :
C =
=
Perhitungan Bantalan Pada Poros Output
Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di peroleh
bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 5.1 yaitu table ukuran bantalan.
Maka di peroleh bantalan poros output :
Diameter poros (ds) 27,08 mm
Diameter dalam bantalan (d) 25 mm
Lebar bantalan (B) 12 mm
Diameter luar bantalan (D) 47 mm
Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) 790 Kg
Kapasitas nominal statis (C0) 530 Kg
Nomor bantalan 6005
Dalam rancangan bantalan poros output ini yang di gunakan adalah bantalan
radial, dimana gaya aksial Fa = 0. Pada bantalan ini gaya ekivalen (P) yang bekerja
adalah
P = X . Fr + Y . FaDimana : X = Faktor radial = 0,56 (untuk baris tunggal), dari table 5.2
Y = Faktor axial = 1,0 . Dari table 5.2` Fr = Daya radial
Fa = Gaya aksial = 0
53
Gaya radial
Dimana :Tout = Torsi output = 4878,2 Kg.mm
Fr = D = Diameter luar bantalan
= 207,5 Kg
Maka: P = X .Fr + Y. Fa
= 0,56 x 207,5 Kg + 1 x 0
= 116,2 Kg
Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :
C = P
Dimana : fh : Life factor
fn : Speed factor
life factor ( fh ) adalah :
Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil
pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 5.1
fh = =
Speed fector ( fh ) adalah : nout = putaran poros yaitu 9988,24 Rpm
fn = = Putaran poros output pada kec 4
=
= 0,149
Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :
C =
=
54
BAB VI
PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN
6.1. Pelumasan dan Temperatur Kerja Mesin
Pada perancangan pelumas kali ini disamakan atara pelumas roda gigi dengan
pelumas mesin, karena gear box tercakup dalam klasifikasi mesin pada kendaraan
roda dua ini.
Sifat-sifat Utama Dari Pelumasan Yaitu :
Sebagai Pelumas
Oli melumasi permukaan metal yang bersinggungan dengan cara membentuk
lapisan film. Lapisan oli ( oil film ) tersebut berfungsi untuk mencegah kontak
langsung antara permukaan metal yang membatasi keausan dan kehilangan
tenaga minim. Terlihat pada gambar 6.1
55
Gambar 6,1 Roda Gigi yang Terlapisi Oli ( Oil Film )
Bersifat Pendingin
Pembakaran menimbulkan panas dan komponen mesin menjadi panas sekali.
Hal ini akan menyebabkan keausan yang cepat, bila tidak di turunkan
temperaturnya. Untuk melakukan ini oli perlu di sirkulasikan di sekeliling
komponen agar dapat menyerap panas dan mengeluarkannya dari mesin.
Sebagai Perapat
Oli membentuk semacam selaput oli antara dua roda gigi atau lebih yang
berkaitan. Ini berfungsi sebagai perapat ( seal ) yang dapat mencegah hilangnya
tenaga masin.
Sebagai pembersih
Kotoran akan mengendap dalam komponen-komponen mesin. Ini akan
menambah gesekan dan menyumbat saluran oli. Oli akan membersihkan
kotoran-kotoran yang menempel dan mencegah tertimbunnya kotoran dalam
mesin dengan pergantian oli secara bekala.
sebagai Penyerap Tegangan
Oli menyerap dan menekan tekanan lokal yang beraksi pada komponen
yang di lumasi, serta melindungi agar komponen tersebut tidak menjadi tajam
saat tejadinya gesekan-gesekan pada bagian-bagian yang bersinggungan.
Syarat-Syarat Oli Mesin atau Roda Gigi
Harus mempunyai kekentalan yang tepat
Kekentalan harus relative stabil tanpa terpengaruh adanya perubahan
temperatur
Oli harus sesuai dengan penggunaan metal
Tidak merusak dan anti karat terhadap komponen
Tidak menimbulkan busa
Perhitungan Pelumasan dan Temperatur Kerja Mesin
56
Untuk mecari luas bidang gesek pada roda gigi, dimana luas bidang gesek roda
gigi A ( mm ), lebar gigi b ( mm ), tinggi gigi Ht atau tinggi kepala ditambah tinggi
kaki, jumlah gigi Z ( gigi ).
Maka : A = 2 x b x Ht x Z
Karna dalam hal ini ada empat pasang roda gigi in dan out, maka luas total
yaitu :
Untuk mendapatkan luas total Atot , yaitu:
Atot = Ain + Aout
Diambil diameter linkar jarak bagi rata-rata pada roda gigi input dan out put
pada kecepatan 4 d4 (mm), dengan kecepatan keliling V ( m/s ), dan n4 putaran
kecepatan 4 (Rpm).
Dimana :
din = d1 pada kecepatan 4
dout = d2 pada kecepatan 4
6.2. PERHITUNGAN TEMPERATUR DAN PELUMASAN
Gesekan di sertai tenaga interaksi phisik antara obyek, dan gesekan selalu
mengakibatkan keausan. Permukaan gigi adalah subyek gesekan akibat slip dan
gesekan di karenakan putaran.
Besarnya beban permukaan roda gigi, permukaan yang kasar dan kecepatan
meluncur menghasilkan gesekan yang besar dan bertambah panas yang di
timbulkan.
Untuk alasan tersebut, oli roda gigi diperlukan dengan memenuhi kondisi
berikut :
Kekentalannya harus sesuai
Mempunyai kemampuan memikul beban
Tahan terhadap panas dan oksidasi
57
Telihat pada gambar (a) bantalan yang terlumasi dan (b) roda gigi yang
terlapisi dengan selaput oli:
a b
Gambar 6.2 Bantalan dan Roda Gigi yang Terlumasi
Untuk mengetahui panas pada roda gigi sistem transmisi ini terlebih dahulu di
cari luas penampang luas roda gigi tersebut:
6.2.1. Luas Bidang Gesek Pada Roda Gigi Input
Untuk mencari luas bidang gesek pada roda gigi input di gunakan persamaan
yaitu:
Ain = 2 x b x Ht x Zin
Dimana : Ain = Luas bidang gesek pada roda gigi input (mm2)
b = Lebar gigi keseluruhan (mm)
Ht = Tinggi gigi keseluruhan (mm)
Zin = Jumlah roda gigi input
Maka : Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 1 (Ain1)
Ain1 = 2 x b x Ht x Zin1
= 2 x 30mm x 4,5mm x 18
= 4860 mm2
Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 2 (Ain2)
Ain2 = 2 x b x Ht x Zin2
= 2 x 30mm x 4,5mm x 28
= 7560 mm2
58
Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 3 (Ain3)
Ain3 = 2 x b x Ht x Zin3
= 2 x 30mm x 4,5mm x 37
= 9990mm2
Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 4 (Ain4)
Ain4 = 2 x b x Ht x Zin4
= 2 x 30mm x 4,5mm x 44
= 11880 mm2
Maka laus total bidang gesek roda gigi input ( Ain )
Ain = Ain1 + Ain2 + Ain3 + Ain4
= ( 4860 + 7560 + 9990 + 11880 ) mm2
Ain = 34290 mm2
6.2.2. Luas Bidang Gesek Pada Roda Gigi output
Untuk mencari luas bidang gesek pada roda gigi output di gunakan persamaan
yaitu: Aout = 2 x b x Ht x Zout
Dimana : Aout = Luas bidang gesek pada roda gigi output (mm2)
b = Lebar gigi keseluruhan (mm)
Ht = Tinggi gigi keseluruhan (mm)
Zout = Jumlah roda gigi output
Maka :
Luas bidang gesek roda gigi output pada kecepatan 1 (Aout1)
Aout1 = 2 x b x Ht x Zout1
= 2 x 30mm x 4,5mm x 71
= 19170 mm2
Luas bidang gesek roda gigi output pada kecepatan 2 (Aout2)
Aout2 = 2 x b x Ht x Zout2
= 2 x 30mm x 4,5mm x 61
= 16470 mm2
Luas bidang gesek roda gigi output pada kecepatan 3 (Aout3)
Aout3 = 2 x b x Ht x Zout3
59
= 2 x 30mm x 4,5mm x 52
= 14040 mm2
Luas bidang gesek roda gigi output pada kecepatan 4 (Aout4)
Aout4 = 2 x b x Ht x Zout4
= 2 x 30mm x 4,5mm x 44
= 11880 mm2
Maka laus total bidang gesek roda gigi output ( Aout )
Aout = Aout1 + Aout2 + Aout3 + Aout4
= ( 19170 + 16470 + 14040 + 11880 ) mm2
Aout = 61560 mm2
Luas Total Pada Semua Roda Gigi ( Atot ), Yaitu:
Atot = Ain + Aout
= ( 34290 + 61560) mm2
= 95850 mm2
BAB VII
PERAWATAN
Elemen-elemen mesin yang direncanakan untuk transmisi mesin akan
mengalami pembebanan sesuai dengan penggunaannya. Seiring dengan pembebanan
itu akan mempengaruhi umur dari suatu elemen mesin atau masa pakai dari mesin itu
sendiri.
Terkadang suatu peralatan tidak dapat dioperasikan sampai batas jam operasi
yang ditentukan oleh pabrik pembuat mesin itu sendiri, tetapi terkadang dapat juga
melebihi jam operasi dan peralatan mesin juga baik kondisinya. Hal itulah yang
menjadikan kita mengambil suatu tindakan yaitu peralatan tepat yang harus digunakan
didalam bagian-bagian mesin.
Dalam perencanaan roda gigi analisa yang dilakukan adalah berdasarkan
pembebanan-pembebanan yang terjadi erat hubungannya dengan pemakaian
kendaraan “YAMAHA ZUPITER Z” ini.
Hal ini dibuktikan dengan beban maksimum yang dapat diangkat oleh kendaraan ini.
Jika pada buku petunjuk pemakaian, kendaraan hanya diperbolehkan 2 orang saja,
60
petunjuk ini harus diteliti karena desain peralatan yang digunakan telah dirancang
untuk semaksimal mungkin.
Pada saat mengendarai sepeda motor, yang perlu diperhatikan adalah
pengaturan kecepatan pada saat pengoperasian transmisi kecepatan. Tidak dibenarkan
mengoper gigi pada saat putaran mesin masih tinggi, cara yang benar dalam
mengurangi putaran mesin dari poros engkol sejenak dengan bantuan kopling.
Dalam hal ini kopling yang digunakan adalah kopling basah. Dengan
diturunkannya tarikan mesin, maka secara otomatis kopling dalam pengoperasian gigi
akan terjadi hentakan atau benturan. Semakin sering hal ini dilakukan maka tidak
terutup kemungkinan gigi-gigi akan sompel / rusak.
Pelumasan
Suatu hal yang perlu diperhatikan adalah pelumasan. Dimana pelumasan
fungsinya untuk mengurangi gesekan-gesekan antara dua bahan yang bersinggungan.
Maka dengan adanya pelumasan akan mengurangi keausan dan sekaligus akan
menambah umur dari peralatan, dalam hal ini adalah roda gigi dan bantalan.
Pelumasan diperhitungkan dengan sekian jam operasi atau sekian ribu
kilometer, kemudian pelumas harus diganti dengan yang baru.
Kebersihan
Suatu hal yang tidak boleh luput dari kita adalah kebersihan dari peralatan,
karena peralatan ini adalah paduan-paduan dari logam dan juga berhubungan
langsung dengan udara luar, yang mengakibatkan teroksidasinya peralatan-peralatan
tersebut dan akhirnya menimbulkan korosi pada komponen mesin.
Bagian / komponen mesin yang harus diperhatikan kebersihannya yaitu :
a. Saringan udara, agar udara yang masuk ke slinder bebas dari kotoran-
kotoran, sehingga menghasilkan proses yang baik pada saat pembakaran. Oleh
karena itu saringan udara harus dibersihkan setiap 6000 km.
b. Busi juga harus diperhatikan kebersihannya supaya terjadi proses
pembakaran yang baik.
c. Membersihkan sisa pembakaran yang terlihat pada slinder, penutup
blok dan permukaan atas piston dan saluran-saluran campuran bahan bakar setiap
3000 km.
61
BAB VIII
KESIMPULA DAN SARAN
8.1 KESIMPULAN
Dari hasil analisa mulai dari bab II pada perencanaan roda gigi ini, maka dapat
disimpulkan data-data perencanaan sebuah roda gigi kendaraan roda dua YAMAHA
JUPITER-Z adalah sebagai berikut :
Daya : 88 Hp
Putaran : 8000 rpm
Speed : 4 kecepatan.
Pola pengoperasian : N-1-2-3-4-N (rotari)
1. Hasil perhitungan poros.
Bahan poros baja karbon (JIS G4501) S 45 C yang mempunyai tegangan tarik
(Tb = 58 kg / mm2).
Momen puntir / momen rencana (T) :1196,8 Kg.mm
Diameter poros out put : 28 mm
62
Dimeter poros in put : 16 mm
Tegangan geser yang terjadi : 1,49 Kg/mm
Tegangan geser izin : 6,041 Kg/mm
2. Hasil perhitungan spline.
Panjang spline (L) : 22 mm
Lebar spline (W) :.3,08 mm
Tinggi spline (h) : 1,87 mm
Dimeter spline maksimum (D) :.33,43 mm
Diameter spline minimum (d) : 19,75 mm
Jumlah spline (K) : 10
Tegangan geser yang terjadi pada spline (Tg) : 0,79 Kg/mm
Tegangan geser yang diizinkan pada spline (Tˉg) : 5,729 Kg/mm
3. Hasil perhitungan roda gigi.
Bahan roda gigi yang direncanakan : Baja St 60
3.1.a Bahan shaft first gear
Diameter puncak (Dp) : 40 mm
Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm
Tebal dasar gigi (Tp) : 3,14 mm
Lebar gigi (B) :.16 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Modul (M) : 2
Jumlah gigi (Zl) : 20
Tegangan lentur : 17,5 Kg/mm
3.1.b Counter shaft first gear
Diameter puncak (Dp) : 160 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z2) : 80
63
3.2.a Main shaft second gear
Diameter puncak (Dp) : 42 mm
Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm
Lebar gigi (Tt) : 3,14 mm
Tebal gigi (B) : 16 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Modul (M) : 2
Jumlah gigi (Z) : 21
3.2.b Counter shaft second gear
Diameter puncak (Dp) : 126 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z) : 63
3.3.a Main shaft third gear
Diameter puncak (Dp) : 44 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z) : 22
Modul (M) : 2
Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm
Tebal gigi (Tt) : 3,925 mm
Lebar gigi (B) : 16 mm
3.3.b Counter shaft third gear
Diameter puncak (Dp) : 88 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z) : 44
3.4.a Main shaft fourth gear.
Diameter puncak (Dp) : 50 mm
64
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z) : 25
Modul (M) : 2
Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm
Tebal gigi (Tt) : 3,14 mm
Lebar gigi (B) : 16 mm
3.4.b Counter shaft fourth gear.
Diameter puncak (Dp) : 76 mm
dedendum (hf) :.2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Jumlah gigi (Z) : 38
Modul (M) : 2
4. Hasil perhitungan bantalan
Nomor bantalan : 6003
Diameter dalam bantalan input (d) :.17mm
Diameter luar bantalan input(D) : 35mm
Tebal bantalan (B) : 10mm
Diameter dalam bantalan output : 28 mm
Diameter luar bantalan output : 47 mm
Lebar bantalan : 12 mm
Kapasitas dinamis spesifik (C) : 790Kg
Kapasitas statis spesifik (Co) : 530Kg
5. Pelumasan.
Pelumasan yang dipakai : Hidrodinamika.
Jenis pelumasan : SAE 30.
Absolute (Viscosity) : 3,988 Cp.
8.2 SARAN
65
Dalam hal ini penulis menghimbau kepada pengguna buku ini sebagai
referensi nantinya, hendaklah lebih teliti dalam menyelesaikan tugas rancangan Roda
gigi ataupun tugas-tugas lainnya, sehingga tugas anda jauh lebih baik.
Banyak sekali faedah yang dapat dipetik dari tugas rancangan Roda Gigi ini,
jika dikerjakan sesuai prosedur yang sebagai mana mestinya. Diantaranya:
1. Sebagai pembelajaran untuk membuat skripsi
2. Menambah wawasan dengan banyaknya literatur yang diambil
3. Lebih bertanggung jawab dengan apa yang kita tulis.
Akhirnya penulis mengucapkan terima kasi banyak kepada Bapak Edy
Susanto, ST,MT sebagai pembimbing, kedua orang tua yang telah memebantu baik
moril maupun materil, dan tak terlupakan teman-teman yang tentunya sedikit
banyaknya turut berperan dalam penyelesaian tugas rancangan Roda Gigi ini.
LITERATUR
1. DASAR-DASAR PERENCANAAN DAN PEMILIHAN MESIN, oleh
Ir. Sularso Msc. PT. Pradya Paramita.
Edisi satu 1987, Jakarta.
2. J.S. Sukai, L.D. Michael, Sandi Harahap. PERENCANAAN TEHNIK MESIN.
Edisi IV. Jilid I. Penerbit Erlangga.
Jakarta 1984.
3. Umar Sutrisno, PERENCANAAN TEHNIK MESIN.
Penerbit Erlangga 1986.
66
4. MECHANICAL ENGINEERING AND BOOK, By Kault.
5. DASAR-DASAR PERHITUNGAN KEKUATAN BAHAN.
Penerbit Restu Agung Jakarta, Edisi I tahun 1986.
6. ELEMEN MESIN, Drs. Daryanto.Penerbit Rineke Cipta
67