63498875 Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor

DESAIN SISTEM TRANSMISI-ELEMEN MESIN I

Yuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088 of 28

Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor

Pada tugas ini akan didesain sistem transmisi pada Electric Air

Compressor dengan menggunakan V-belt untuk meneruskan daya dari electric

motor ke kompresor. Gambar sebuah Electric Air Compressor secara umum

ditunjukkan pada gambar 1.

Gambar 1 Electric Air Compressor

Dengan mengetahui spesifikasi dari kompresor yang akan dianalisa

terlebih dahulu, maka dapat didesain sistem transmisinya. Spesifikasi dari

kompresor tersebut adalah

Merk : SWAN

P = 3 PS = 2.208 kW

Dimensi dari kompresor : P x L x T = 1000 x 150 x 900 (mm)



Karena hanya spesifikasi umum ini yang dapat digunakan untuk

mendesain sistem transmisi, maka spesifikasi desain yang lain akan dipilih dengan

perkiraan, yaitu

Putaran poros kompresor (N2) = 300 rpm

Putaran poros motor elektrik (N1) = 700 rpm

Diameter Pulley pada kompresor (d2) = 300 mm

Jarak antar pulley (c) = 450 mm

Overload Factor = 1.3

Sabuk

Luas Permukaan dari sabuk (V-belt) = 350 mm2

Dengan memilih leather menjadi bahan sabuk, maka dengan menggunakan

tabel 1 maka didapat density = 1000 kg/m3, dimana kekuatan tarik

maksimumnya adalah 2 MPa.

Tabel 1. Massa Jenis dari beberapa material

(Sumber: Referensi ke-2 halaman 680)

Dan dengan memilih bahan pulley adalah cast iron maka dengan

menggunakan tabel 2, dengan keadaan operasi kering, maka didapat koefisien

gesek antara kedua material ini adalah 0.25.



Tabel 2. Koefisien gesek antara sabuk dan pulley


Pada desain sistem transmisi ini, komponen yang akan didesain adalah belt,

pulley, shaft (poros) dan bearing. Oleh karena itu, pada desain sistem transmisi

ini, pembahasan akan dibagi menjadi 4 komponen ini.

Rancangan desain sistem transmisi awal adalah seperti yang ditunjukkan

pada gambar 2.



Gambar 2 Rancangan desain sistem transmisi awal (semua dimensi dalam mm)

Rancangan ini merupakan rancangan penyederhanaan, karena seharusnya

pada bagian kompresor terdapat bagian poros untuk crankshaft ditunjukkan pada

Kompresor

(Crank Shaft)

Elec

tric

Mo

tor



gambar 3. Namun karena analisa nya menjadi kompleks jika mengikutkan adanya

crankshaft, maka analisa poros disederhanakan dengan tidak mengikutkan adanya

crankshaft, namun tetap mempertimbangkan adanya gaya pada lokasi crankshaft

agar analisa yang dilakukan tetap valid. Jadi pada analisa ini hanya tidak

menghitung konsentrasi tegangan saja (karena adanya crank shaft akibat

perubahan bentuk poros) karena tetap dipertimbangkan adanya gaya pada lokasi

crankshaft. Jadi analisanya dibuat poros bagian lokasi crankshaft dibuat polos

(diameter tetap) namun dipertimbangkan adanya gaya akibat adanya crankshaft

yang terletak di tengah – tengah lokasi crankshaft. Tentu besar dari gaya ini

merupakan perkiraan saja, guna untuk tetap mempertimbangkan adanya

crankshaft.

Gambar 3 Crankshaft

(sumber : Referensi ke-3)



1. Desain Sabuk

Awalnya dicari terlebih dahulu diameter dari pulley motor (d1)

(1)

Lalu dicari besar sudut yang melingkari masing – masing pulley.

(

) (2)

(

)

(

) (3)

(

)

Dengan menggunakan sudut groove dari pulley adalah 34o = 2 , maka o

,

dapat dicari gaya – gaya pada sabuk.

(4)

…..(i)

Kecepatan dari sabuk adalah

(5)



Massa sabuk per panjang

m = luas permukaan panjang density = 350 10-6

)(1)(1000) = 0.35 kg/m

maka gaya sentrifugal pada sabuk adalah

Fc = mv2 = 0.35(4.728)

2 = 7.824 N

Gaya tarik maksimum pada sabuk adalah

F = = 2(350) = 700 N

Maka gaya tarik pada sisi kencang adalah

F1 = F – Fc = 692.176 N

Nilai F1 ini dimasukkan ke persamaan (i) didapat besar F2.

Dan daya yang dapat ditransmisikan melalui sabuk ini adalah

P = (F1 – F2)V = (692.176 – 65.355) 4.728 = 2,963.610 W

Dimana daya desain adalah = 1.3 2.208 kW = 2.807 kW

Karena daya yang dapat ditransmisikan melalui sabuk ini (2.963 kW – untuk 1

sabuk) lebih besar dibanding daya desain, maka sistem ini dapat berjalan dengan

menggunakan 1 sabuk saja.

Panjang sabuk

√

(6)

√



Karena V-belt didesain untuk 2.807 kW, maka dari tabel 3, tipe A belt dapat

digunakan.

Tabel 3. Dimensi dari standard sabuk V menurut IS: 2494 - 1974


Dan dari tabel 3 juga didapat lebar atas sabuk (b) adalah 13 mm dan tebal sabuk

(t) adalah 8 mm.

Dengan mengurangi panjang sabuk ini dengan 36 mm untuk tipe sabuk A,

ditemukan panjang sabuk dalam.

= 1,590.226 – 36 = 1,554.226 mm

Menurut IS: 2494 – 1974, standard panjang dalam yang terdekat adalah 1600 mm.

Maka panjang pitch dari belt adalah

L1 = 1600 + 36 = 1636 mm

Karena panjang belt diambil sesuai dengan standard yang ada, maka jarak antara

kedua pulley akan berubah.

√

√

√

C = 472.49 mm



2. Desain Pulley

Dimensi untuk pulley standard V-grooved dapat dicari dengan menggunakan tabel

4 untuk tipe A.

Gambar 4. V-belt dan V-belt pulley


Tabel 4. Dimensi dari standard Pulley grooved-V menurut IS: 2494 – 1974

(Semua dimensi dalam mm)


Dari tabel 4 didapat dimensi pulley adalah sebagai berikut

w = 11 mm a = 3.3 mm f = 10 mm

d = 12 mm c = 8.7 mm

n = 1 Face Width (B) = (n-1)e +2f = 2f = 20 mm



Karena diameter pulley untuk kompresor = 300 mm, maka pulley akan dibuat

berlengan dengan jumlah lengan adalah 4. Sedangkan untuk pulley motor = 129

mm, karena kurang dari 200 mm, maka pulley dibuat solid (tidak berlengan).

Gambar 5 Cast Iron Pulley untuk flat belt

Oleh karena itu, sekarang akan dicari dimensi dari lengan pulley kompresor.

Umumnya penampang dari pulley berbentuk elips dengan sumbu major a1 bernilai

2 kali lebih besar dibanding sumbu minor b1. Untuk cast iron pulley, tegangan

bending maksimum adalah 15 MPa. Torsi yang ditransmisikan adalah

(7)

Momen bending maksimum per lengan pada ujung hub adalah



Dan section modulus

Dimana a1 = 2b1

Dimana tegangan bending adalah

b1 = 19.648 mm

a1 = 2b1 = 39. 297 mm

3. Desain Shaft

Seperti yang telah dijelaskan pada bagian sebelumnya bahwa karena

sambungan shaft crankshaft cukup kompleks untuk diikutkan analisis, maka

dalam analisa ini disederhanakan dengan cara tidak mengikutkan adanya

crankshaft, dan hanya memberi ruang untuk tempat crankshaft dan perkiraan gaya

yang ada pada titik M (titik di mana direncanakan adanya crankshaft), yaitu My =

250 N dan Mz = 500 N.



Gambar 6 Shaft Layout. (dimensi dalam mm)

D1 D2

D3

D4 D5



Gambar 7 Diagram Gaya Dalam

Rcy My Rfy

Rcz

z

x

y

W

Mz Rfz

Free Body

Diagam

T

V

M

V

M

Mtot

x-z plane

x-y plane

116

570 70 -773

24 27

-10

-103

147

-4 2

24 27

10



W pada pulley adalah total gaya horizontal yang ada pada pulley, yaitu

W = F1 + F2 + 2Fc = 773.178 N

Dari DBB yang ada dicari gaya – gaya reaksi yang ada pada bearing. Rcy , Rfy, .

Rcz dan Rfz.

Untuk arah Z.

∑

-Mz + Rcz + Rfz + W = 0

Rcz + Rfz = -273.178……(ii)

Untuk bidang x-z

∑

-Mz(60) + Rfz(102) + W(150) = 0

Nilai dimasukan ke persamaan (ii), maka didapat besar Rcz.

Rcz = 569.731 N

Untuk arah y.

∑

-My + Rcy + Rfy = 0

Rcy + Rfy = 250……(iii)

Untuk bidang x-y

∑

My(60) - Rfy(102) = 0

Nilai dimasukan ke persamaan (iii), maka didapat besar Rcy.

Rcy = 102.941 N



Dari ∑ torsi yang terjadi adalah T = W(dpulley/2) = 115.977 Nm 116Nm

Diagram momen dan gaya geser dari 2 bidang

Bidang x-z

0 x < 0.042

0.042 x < 0.084

V = -Rcz +Mz = -69.731 N

M = -Rcz(x) + Mz(x – 0.042)

= -Rcz(x) + Mz x – 0.042Mz

= (-Rcz + Mz) x – 0.042Mz

Untuk x = 0.042 M = -23.929 Nm

x=0.084 M = -26.857 Nm

C

x V

M

N

Rcz

V = -Rcz = -569.731 N

M = -Rcz(x)

Untuk x = 0 M = 0

x=0.042 M = -23.929 Nm

C

x V

M

N

Rcz

M

Mz

0.042



0.084 x < 0.132

V = -Rcz +Mz + Rfz = 773.178 N

M = -Rcz(x) + Mz(x – 0.042) + Rfz (x – 0.084)

= -Rcz(x) + Mz x – 0.042Mz + Rfz x – 0.084Rfz

= (-Rcz + Mz + Rfz) x – 91.804 = 773.178x – 91.804

Untuk x = 0.084 M = -26.857 Nm

x=0.132 M = 10.255Nm

Bidang x-y

0 x < 0.042

0.042 x < 0.084

C

x V

M

N

Rcz

M

Mz

0.042 f

Rfz

0.042

C

x V

M

N

Rcy

V = Rcz = 102.941 N

M = Rcy(x)

Untuk x = 0 M = 0

x=0.042 M = 4.324 Nm

C

x V

M

N

Rcy

M

My

0.042



V = Rcy -My = -147.059 N

M = Rcy(x) - My(x – 0.042)

= Rcz(x) - My x + 0.042My

= -147.059 x +10.5

Untuk x = 0.042 M = 4.324 Nm

x=0.084 M = -1.853 Nm

0.084 x < 0.132

V = Rcy - My + Rfy = 0

M = Rcy(x) - My(x – 0.042) + Rfy (x – 0.084)

= Rcy(x) - My x +10.5 + Rfy x – 12.353

= -1.853 Nm

Mtot pada titik M = √

Mtot pada titik f = √

Mtot pada titik J = √

Analisa diameter D1, D2, D3, D4 dan D5 dengan minimum factor safety 1.5.

mulai pada titik I, dimana terdapat konsentrasi tegangan pada shoulder dan torsi

yang ada pada I, Ma = 13.859 Nm , Tm = 116 Nm; Mm = Ta = 0.

C

x V

M

N

Rcy

M

My

0.042 f

Rfy

0.042



Dari Tabel 5, diestimasikan menggunakan shoulder fillet – well rounded (r/d =

0.1) Kt = 1.7 untuk bending. Kts = 1.5 (torsional)

Tabel 5 Estimasi iterasi pertama untuk konsentrasi tegangan Kt


Untuk awalnya, diasumsikan Kf = Kt, dan Kfs = Kts.

Dipilih menggunakan material yang tidak mahal, yaitu 1020 CD dengan Sut = 469

MPa. Maka Se adalah

ka = a = 4.51(469)

-.0265 = 0.883

ditebak harga kb = 0.9, namun akan dicek setelah mengetahui diameternya.

kc = kd = ke = 1

Se = ka kb kc kd ke kf (Se’) = 0.883(0.9)(0.5)469 = 186 MPa.

Untuk estimasi awal diameter kecil pada shoulder di titik I, dapat

digunakan kriteria DE- Goodman, karena kriteria ini bagus untuk desain awal,

karena kemudahannya dan bersigfat konservatif. Dengan Mm dan Ta = 0, maka

didapat besar d.



{

(

[ ]

)}

(8)

,

(

[ ]

)-

d = 0.01898 m = 18.987 mm

Karena semua estimasi bersifat konservatif, maka dipilih ukuran standard dibawah

18.987 mm, dan dipilih d = 18 mm.

Rasio umum D/d untuk pendukung shoulder adalah 1.2, jadi D = 1.2 x 18 = 21.6

mm. dipilih D = 22 mm sebagai nominal shaft diameter.

Mengecek apakah estimasi dapat diterima

D/d = 22/18 = 1.22

Asumsikan fillet radius adalah r = d/10 1.8 = 2 mm. Jadi r/d = 0.11

Dengan menggunakan gambar A-13-9 dan gambar 6-20 dari referensi pertama,

didapat

Kt = 1.61 (gambar A-13-9) , q = 0.75 ( gambar 6-20)

Kf = 1 + q(Kt – 1)

Kf = 1 + 0.75(1.61 – 1) = 1.458

Kts = 1.34 (gambar A-13-8) , qs = 0.93 ( gambar 6-21)

Kfs = 1 + q(Kts – 1)

Kf = 1 + 0.93(1.34 – 1) = 1.316

Ka = 0.883 (tidak ada perubahan)

Kb = (

)

Se = 0.883(0.912)(0.5)469 = 188.868 MPa.

(9)



[ (

)

]

(10)

* (

)

+

Menggunakan kriteria Goodman

(11)

nf = 1.47

Mengecek yielding

Karena kriteria Goodman bersifat konservatif, n =1.47 ini masih dapat

diterima, karena dekat dengan 1.5 ( yang diharapkan).

Lalu dicek juga pada ujung keyway, sebelah kanan titik I dan groove pada

titik K. dari diagram momen, diestimasi pada titik N pada ujung keyway dengan

M = 9 Nm.

Asumsikan radius pada bagian bawah keyway dengan nilai standard.

r/d = 0.02 , r = 0.02d = 0.02(18) = 0.36 mm



Kt = 2.14 (grafik 5.1, referensi ke3, halaman 430) q = 0.56

Kf = 1 + q(Kt – 1)

Kf = 1 + 0.56(2.14 – 1) = 1.639

Kts = 3 (grafik 5.2, referensi ke3, halaman 431) , qs = 0.68

Kfs = 1 + q(Kts – 1)

Kf = 1 + 0.68(3 – 1) = 2.36

* (

)

+

* (

)

+

Menggunakan kriteria Goodman

nf = 14.88

Cek juga pada groove di titik K, karena Kt untuk groove flat-bottomed sering

paling tinggi. Dari diagram torsi, didapat bahwa tidak ada torsi yang ada pada

groove di titik K ini. Dari diagram momen, didapat Ma dengan cara ekstrapolasi.



Ma = 6.984 Nm

Mm = Ta = Tm = 0

Untuk estimasi, pada lokasi ini digunakan Kf = Kt = 5 dari tabel 5.

Karena telah dicek pada beberapa lokasi kritis, factor keamanannya masih

melebihi atau sama dengan 1.5, maka diameter = 18 mm, sesuai dengan kriteria.

Dengan mengetahui diameter yang telah dispesifikasikan pada lokasi kritis, kita

dapat mendesain diameter yang lain (perkiraan) dengan juga mempertimbangkan

shoulder height untuk bearing.

D5 = 18 mm

D4 = 28 mm

D3 = D1 = 35 mm

D2 = 45 mm

Setelah mengetahui diameter poros pada pulley, yaitu d = 18 mm, maka dapat

ditambahi desain pada pulley, yaitu diameter dan panjang dari hub nya yang

bergantung dari besar diameter poros ini.



Dimensi dari Hub

(i) Dimana d1 = diameter hub

d = diameter poros

d1 = 1.5d + 25 mm = 1.5(18) + 25 = 52 mm.

karena ada batasan bahwa diameter hub tidak boleh melebihi dari 2d, maka

yang dipilih adalah 2d = 2 (18) = 36 mm.

(ii) Panjang Hub

L =

Karena batas dari panjang hub ini adalah minimum panjang Hub adalah 2/3B

dimana B adalah 20 mm, jadi 13.33 mm (memenuhi), dan panjang maksimum

dari Hub adalah tidak lebih dari B. karena panjang Hub (28.274) melebihi besar

B, maka dipilih panjang Hub adalah 19 mm.

Desain Key

Setelah mengetahui desain poros secara keseluruhan, maka akan didesain

key yang cocok dengan kondisi operasi yang ada dengan menggunakan factor

safety 1.5. Data yang dipakai dalam mendesain adalah

Torsi yang ditransmisikan = 116 Nm

Diameter bore = 18 mm

Panjang hub dari pulley =



Tabel 6 Dimensi inci dari beberapa square dan rectangular key standard

(sumber: Referensi ke 1, halaman 379)

Dari tabel 6, untuk diameter poros 18mm (9/16 – 7/8”), dipilih square key dengan

dimensi :

w = 5 mm (3/16”), h = 5mm (3/16”), keyway depth = 2mm (3/32”)

dipilih material UNS G10450 dengan yield strength = 630 MPa (dari tabel A-18,

referensi pertama). Maka gaya pada permukaan poros adalah

Mengecek untuk kegagalan karena crushing, maka permukaan setengah

dari permukaan digunakan.

Dimana t = 5mm



Maka dicari panjang key l =

Jadi spesifikasi dari poros adalah

Kedua ujung poros dichamper 45o sebesar 1 mm (C1x45

o)

Tempat retaining ring: lebar 1.5 mm, dalam 1.3 mm

Tempat untuk bearing lebar 10 mm

Radius fillet untuk semua groove adalah 0.25 mm

Keyseat : Panjang 12.3 mm, lebar 5 mm, dalam 2 mm

Radius fillet untuk semua poros yang mengalami perubahan diameter

adalah 0.6 mm

4. Pemilihan Bearing

Realibility yang dipilih adalah 99%.

Pemakaian 8 jam sehari, 7 hari dalam 1 minggu dan didesain untuk 5 tahun. Maka

design life nya dapat dicari.

Design life = 8 7 4 5 12 = 13,440 jam

Kecepatan putar poros n = 300 rpm dengan estimasi diameter bore = 35 mm,

dan lebar bearing adalah 24 mm.

Dari diagram benda bebas, didapat

Rcy = 102.941 N Rcz = 569.731 N Rc = 578.956 N

Rfy = 147.059 N Rfz = -842.909 N Rf = 855.641 N

Pada saat kecepatan 300 rpm, design life 13,440 jam berhubungan dengan

LD = 13,440 jam (60 menit/jam) 300 = 2.42 (108) putaran

Dilakukan pemilihan untuk bearing F dulu, karena yang memiliki beban

lebih besar dan memiliki kemungkinan bermasalah tiba – tiba. Maka dengan

menggunakan rumus, didapat besar C10.



[

⁄]

⁄

R 0.9 (12)

Dimana untuk ball bearing a = 3, dan dari referensi pertama halaman 591,

untuk rating life 106 rev, weibull parameter rating livesnya

xo = 0.02; = 4.459; b = 1.483 ; xd =

maka

*

⁄+

⁄

=8,847.18 N = 8.847 kN

Maka dicari bearing dengan ukuran diameter bore 35mm dan dynamic

load rating C10 = 8.847 kN. Desainer menggunakan katalog Timken Company,

dan dipilih bearing yang cocok dengan kriteria yang dibutuhkan. (Katalog yang

dipakai dilampirkan)

Yaitu dipilih yang ultra light 9300K series, dengan spesifikasi sebagai berikut:

Bearing number : 9307K

Bore Diameter (d) = 35 0.012 mm

Outside Diameter (D) = 55 0.013 mm

Tebal bearing = 10 mm

Fillet radius = 0.6 mm

Untuk bearing C, pemilihan dapat dilakukan dengan cara yang sama untuk

memilih bearing F.

*

⁄+

⁄

=5,986.305 N = 5.986 kN

Maka dicari bearing dengan ukuran diameter bore 35mm dan dynamic

load rating C10 = 5.986 kN. Namun karena tidak ada lagi bearing yang ukuran



diameter borenya = 35 mm dengan extended dynamic load rating < 13,300 N.

Oleh karena itu, dipilih bearing yang sama dengan bearing untuk F, karena untuk

untuk bearing dengan diameter bore 35mm, extended dynamic load rating

minimum adalah 13,300 N.

63498875 Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor

Documents

Transcript of 63498875 Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor