PERANCANGAN ELEMEN MESIN PADA

SISTEM TRANSFER DAYA KOMPRESSOR TORAK

MAKALAH

Disusun untuk memenuhi tugas matakuliah Elemen Mesin 1

oleh :

Muh. Alif Ahsanul Islam 13112033

Sofyan Fajar Hidayat 13112107

Robby Izaty Ramadhan 13112114

FAKULTAS TEKNIK MESIN DAN DIRGANTARA

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN

INSTITUT TEKNOLOGI BANDUNG

BANDUNG

2014

ii

PRAKATA

Alhamdulillah, puji dan syukur penulis dan tim panjatkan setinggi-

tingginya kepada Allah Subhanahu Wa Ta’ala yang karena atas Rahmat dan

Karunia-Nya yang tak terkira penulis dan tim dapat menyelesaikan laporan

analisis Compressor ini. Laporan ini penulis dan tim buat sebagai tugas akhir

mata kuliah Elemen Mesin 1 pada semester 4 di Jurusan Teknik Mesin Institut

Teknologi Bandung. Dalam penulisan laporan kali ini, penulis dan tim

menghimpun data-data yang sesuai baik itu dari buku sumber maupun dengan

observasi langsung. Dalam proses pembuatan laporan ini, penulis dan tim

menemukan beberapa kendala. Diantaranya ialah sulitnya mencari literatur yang

cocok untuk mengkonfirmasi hasil analisis yang telah penulis dan tim lakukan.

Selain itu, kendala juga datang dari kesibukan penulis dan tim yang membuat

susahnya mencari waktu luang untuk menyelesaikan laporan ini.

Ucapan terimakasih penulis dan tim sampaikan secara khusus kepada :

Bapak Sandro Mihradi selaku dosen mata kuliah Elemen Mesin 1, atas

masukan dan koreksinya terhadap tema yang akan kami analisis pada laporan

ini.

Orang Tua penulis dan tim, atas dukungan moril dan kiriman do’a setiap hari

tanpa kenal lelah.

Teman-teman mahasiswa sejurusan, atas masukannya sehingga laporan ini

dapat terselesaikan.

iii

Serta semua pihak yang telah membantu penyelesaian laporan ini yang tidak

mungkin penulis dan tim sebutkan satu-persatu.

Penulis sadar bahwa laporan ini masih jauh dari kata sempurna. Sehingga

karenanya lah penulis dan tim sangat butuh masukan, kritik maupu saran yang

membangun dari pembaca sehingga dapat menjadi pembelajaran bagi penulis dan

tim serta agar penulis dan tim dapat menghasilkan karya tulis yang lebih

berkualitas. Semoga laporan ini dapat bermanfaat bagi pembaca semua dan semua

pihak yang membutuhkan.

Bandung, Mei 2014

Penulis dan Tim

iii

ABSTRAK

Sofyan Fajar Hidayat, dkk. 2013. Analisis system transmisi daya pada

Compressor.

Proses perancangan sangat menentukan kualitas kerja suatu mesin. Suatu

perancangan yang baik akan membuat mesin yang dibuat memiliki efisiensi yang

tinggi serta ekonomis. Efisiensi yang dimaksud adalah daya yang dimasukkan

pada mesin tersebut dapat dimanfaatkan secara maksimal menjadi daya keluaran

mesin.

Compressor merupakan suatu alat yang terdiri dari beberapa komponen-

komponen penyusun, yaitu poros, Pulley, Belt, dan Bearing . Komponen-

komponen tersebut sangat berpengaruh pada efisiensi yang dapat dimiliki oleh

Compressor . Ketika komponen-komponen penyusunnya dirancang dengan

spesifikasi yang baik, maka kinerja Compressor pun akan menjadi baik.

Analisis transmisi daya yang dilakukan pada laporan ini yaitu analisis

transmisi daya poros, bearing, Pulley dan Belt. Jenis penelitian ini tergolong

penelitian deskriptif analisis. Data penelitian ini diperoleh dengan cara melakukan

pengukuran secara langsung pada sistem transmisi daya Compressor terkait

(melalui pengukuran terhadap gambar asli dengan menggunakan skala tertentu)

dan studi pustaka. Data pengukuran yang diperoleh kemudian dianalisis dengan

menggunakan rumusan yang sudah ada.

Studi pustaka dilakukan dengan cara mencari Buku-buku referensi yang

sesuai dapat berupa internet, e-book ataupun buku fisik. Hasil analisis

iv

menunjukkan sistem transmisi daya pada Compressor sudah sangat baik. Sistem

transmisi daya pada Compressor telah memenuhi factor keamanan.

Keywords: transmisi daya, Compressor, bearing, poros, bearing, dan pulley.

v

DAFTAR ISI

Halaman

PRAKATA ............................................................................................................. ii

ABSTRAK ............................................................................................................ iii

DAFTAR ISI ........................................................................................................... iv

BAB I PENDAHULUAN ........................................................................................ 1

1.1 Latar belakang ........................................................................................ 1

1.2 Tujuan .................................................................................................... 2

BAB II LANDASAN TEORI ................................................................................. 3

2.1 Belt dan Puli .......................................................................................... 3

2.2 Poros ...................................................................................................... 8

2.3 Bearing ................................................................................................ 12

BAB III ANALISIS .............................................................................................. 22

3.1 Belt dan Puli ......................................................................................... 22

3.2 Poros .................................................................................................... 29

3.3 Bearing ................................................................................................. 43

BAB IV PENUTUP ............................................................................................... 46

4.1 Simpulan ............................................................................................. 46

4.2 Saran ................................................................................................... 47

DAFTAR PUSTAKA .......................................................................................... 46

LAMPIRAN .......................................................................................................... 47

RIWAYAT HIDUP .............................................................................................. 56

1

BAB I

PENDAHULUAN

1.1 Latar belakang

Pada semester ini mahasiswa teknik mesin 2012 mendapatkan mata kuliah

elemen mesin I. Dalam mata kuliah tersebut mahasiswa diharapkan dapat

memahami teori-teori yang sudah berkembang selama ini mengenai elemen

mesin. Diharapkan dengan mengikuti mata kuliah ini, maka mahasiswa

mendapatkan modal awal untuk mengikuti mata kuliah perancangan selanjutnya.

Mata kuliah tersebut memiliki beban 3 sks, dengan salah satu bobot penilaian

adalah dari tugas perancangan mesin menggunakan teori-teori yang sudah

diajarkan pada saat kuliah. Hal tersebut adalah latar belakang kami membuat

laporan perancangan ini. Untuk memenuhi tugas tersebut kami memilih

kompressor sebagai bahan kajian tugas perancangan.

Kompressor adalah mesin yang sangat banyak ditemukan dikehidupan

sehari-hari. Dari kompressor sebagai pengisi tekanan ban, elemen pada mesin

refrigrasi udara, pengisi tekanan tabung gas LPG yang ada digunakan secara luas

sampai kompresor masif yang digunakan pada pembangkit daya di pabrik-pabrik

besar. Kondisi tersebut membuat banyak desain yang dikeluarkan banyak

perusahaan membanjiri pasar jual-beli kompresor di pasaran. Sebagai seorang

calon insinyur mahasiswa teknik mesin harus mengerti dan memahami bagaimana

proses perancangan kompresor.

2

1.2 Tujuan

1. Merancang ulang sebuah kompresor berdasarkan kompresor yang sudah

ada di pasaran

2. Menentukan spesifikasi dari puli dan belt yang akan digunakan dalam

kompresor rancangan

3. Menentukan spesifikasi dari shaft yang akan digunakan dalam kompresor

rancangan

4. Menentukan spresifikasi dari bering yang akan digunakan dalam

kompresor rancangan

3

BAB II

TEORI DASAR

2.1 Belt dan puli

Elemen fleksibel seperti belt dan rantai sering digunakan untuk transmisi daya

dua poros yang terpisah pada jarak tertentu. Belt relatif tidak bising saat operasi,

kecuali pada timing belt, slip antara belt dan puli menyebabkan rasio kecepatan tidak

presisi. Fleksibilitas dan sifat redaman pada belt mereduksi goncangan dan getaran

yang diteruskan.

V-belt digunakan bersama motor listrik untuk menggerakan sejumlah komponen

seperti blower, kompresor dan machine tools. V-belt mudah dipasang dan dilepas,

tidak bising, perawatan mudah, dan menyerap getaran antara poros penggerak dan

yang digerakkan.

V-belt beroperasi baik jika rasio kecepatan, gr 1 sampai 7, dan memiliki efisiensi

kerja lebih rendah dari flat belt, yakni 90-98%. V Belt inti berupa fiberglas-reinforced

neoprene dan lapisan luar berupa fabric-impregnated neoprene sehingga permukaan

tahan aus dan interior tahan mulur (tidak memerlukan penyetelan secara terus

menerus). V-belt memiliki permukaan melintang trapesoid sehingga belt bekerja pada

4

sisi alur puli. Akan tetapi v-belt tidak dapat digunakan untuk jarak antar puli yang

jauh serta umur v-belt akan lebih pendek dan juga kostruksinya lebih kompleks

dibandingkan dengan flat belt.

Dalam mendesain sistem transmisi daya menggunakan v-belt ditentukan terlebih

dahulu daya yang ditransmisi lalu mencari belt section sesuai yang ada pada tabel,

diameter puli besar (D) dan diameter puli kecil (d) dan juga jarak antar puli (c). Lalu

kita menghitung panjang sabuk L lalu mencocokkan dengan katalog, rumus untuk

mencari L:

LcLpL

c

dD

c

dDcLp

4

)(

22

2

Jika ternyata di katalog tidak ada L yang memenuhi maka lakukan iterasi dengan

mengubah c dengan nilai Lp yang telah didapatkan dari rumus Lp=L+Lc

22 )(2)](

2[)(

24

1dDdDLpdDLpc

Lalu untuk mencari sudut kontak antara belt dan puli

5

c

dD

c

dD

D

d

2sin2

2sin2

1

1

Untuk mendapatkan gaya sentrifugal dibutuhkan kecepatan peripheral (V)

12

dNV

Lalu cari gaya sentrifugal yang bekerja

2

1000

VKF cc

Untuk mendapatkan daya yang dibolehkan per belt diperlukan Htab, K1, dan K2.

taba HKKH 21

Untuk mencari design power diperlukan nominal power, service factor, dan design

factor. Service factor dapat dilihat di tabel 17-15

6

dsnomd nKHH

Dari nilai Hd dan Ha dapat dihitung jumlah belt (Nb) yang diperlukan

a

db

H

HN

Dari data di atas kita dapat menghitung ∆F yaitu selisih gaya pada belt yang kencang

dan kendur, dengan n adalah kecepatan sudut dalam rpm

)2/(

/63025

dn

NHF bd

NFFtotal

Dengan menggunakan data sudut kontak θ, koefisien gesek f=0.5123 (diambil dari

Gates Rubber Company yang menyatakan bahwa koefisien gesek yang efektif adalah

7

0.5123)

1)exp(

)exp(1

f

fFFcF

FFF

FFF

12

21

Hitung safety factor

snom

bafs

KH

NHn

.

.

Analisis Puli

Gaya horizontal yang diberikan oleh belt ke puli dapat dihitung dengan cara berikut

Akan tetapi F1 dan F2 yang digunakan adalah gaya total yang sudah dikali dengan

jumlah belt

8

cos)(

:0

sinsin

:0

21

21

FFF

F

FFF

F

Dx

y

Dy

x

Lalu hitung kecepatan sudut untuk puli yang besar

D

d

n

n

d

D

9

Lalu hitung torsi yang bekerja pada puli besar

)(

)(63000).(

rpmn

hpPftlbfT

Jadi pengaruh dari puli kepada shaft adalah kecepatan sudut output dan torsi serta

gaya vertikal dan gaya horizontal.

2.2 Poros

Poros transmisi (transmission shaft) atau sering hanya disebut poros (shaft)

digunakan pada mesin rotasi untuk mentransmisikan putaran dan torsi dari satu lokasi

ke lokasi yang lain. Poros mentransmisikan torsi dari driver (motor atau engine) ke

driven.

pembebanan pada poros ada 2 macam, yaitu puntiran karena

beban torsi dan bending karena beban transversal pada roda gigi, puli atau sproket.

Beban yang terjadi juga bisa merupakan kombinasi dari keduanya.

Pembebanan pada shaft dapat terjadi secara statik dan dinamik. Pada kedua jenis

pembebanan tersebut dapat dirancang suatu poros sehingga kekuatan yang dimiliki

poros dapat menerima beban kerja yang diberikan oleh input daya sehingga poros

10

tidak mengalami kegagalan.

Tegangan normal maksimum karena beban axial pada shaft dirumuskan dengan

Dan adalah luas penampang shaft. Untuk lingkaran luas penampang dirumuskan

dengan

A d4

Selain karna gaya aksial, tegangan normal juga dapat diakibatkan oleh momen

bending. Dari analisis Hukum Newton pada shaft didapatkan bahwa besarnya

tegangan normal maksimum yang berkaitan dengan momen bending dirumuskan

sebagai

Dengan M adalah momen bending maksimum, didapatkan dari kurva momen

bending terhadap jarak. I adalah momen inersia penampang shaft, dirumuskan dengan

Selain momen tegangan normal. Shaft juga merasakan tegangan geser yang

diakibatkan gaya lintang maupun oleh torsi. Gaya geser maksimum yang diakibatkan

oleh torsi dirumuskan dengan

11

dengan adalah jari-jari shaft. Dan adalah momen inersia polar shaft,

dirumuskan dengan

Setelah diketahui tegangan normal dan geser yang bekerja pada shaft. Dapat

disusun suatu persamaan sehingga diketahui faktor keselamatan dari rancangan shaft

yang telah dibuat. Menurut kriteria energi distorsi (DE), suatu elemen shaft akan

mengalami kegagalan saat persamaan berikut ini terpenuhi

Ssy adalah kekuatan yield geser maksimum. Pada shaft kekuatan yield geser

maksimum dapat dihubungkan dengan kekuatan tarik yield oleh persamaan

Ssy = 0.577 Sy

dan adalah besar tegangan principal dari elemen shaft. Tegangan tersebut dapat

dicari dengan menggunakan metode diagram Lingkaran Mohr.

Untuk mengakomodasi pemasangan komponen seperti bantalan, sproket, roda

gigi dan lain-lain, poros dibagi menjadi beberapa step dengan diameter yang berbeda,

12

seperti ditunjukkan pada gambar dibawah ini

Material baja sering digunakan sebagai poros karena modulus elastisitasnya

tinggi, sehingga ketahannya terhadap defleksi tinggi. Besi cor dan besi nodular

digunakan ketika gear atau komponen lain terintegrasi pada poros. Perunggu dan

stailess steel digunakan di laut atau pada kondisi korisif lainnya. Through atau case

hardened steel sering digunakan pada poros yang digunakan juga sebagai jurnal pada

sleeve bearing.Kebanyakan poros terbuat dari baja karbon rendah dan medium yang

dirol panas (hot rolled) maupun dingin (cold rolled). Ketika diperlukan kekuatan yang

lebih tinggi, bisa digunakan baja paduan. Cold rolled sering digunakan pada poros

diameter kecil (sampai diameter 3 in.), sedangkan hot rolled untuk diameter yang

lebih besar. Untuk material yang sama, sifat mekanik pada cold rolled lebih besar,

tetapi akan terjadi tegangan sisa pada permukaan. Alur pasak, groove dan step akan

melokalisasi adanya tegangan sisa dan akan mengakibatkan „warping‟. Permukaan

13

poros yang di roll panas harus dimesin untuk menghilangkan karburizing pada

permukaan, sedangkan permukaan yang di roll dingin dibiarkan, kecuali pada bagian

dispesifikasikan pada perancangan, seperti untuk tempat bantalan dll.

2.3 Teori Dasar Bearing

Bantalan merupakan salah satu bagian dari elemen mesin yang

memegang peranan cukup penting karena fungsi dari bantalan yaitu untuk

menumpu sebuah poros agar poros dapat berputar tanpa mengalami gesekan

yang berlebihan. Bantalan harus cukup kuat untuk memungkinkan poros serta

elemen mesin lainnya bekerja dengan baik. Berikut ini adalah gambar

jenis-jenis bantalan Deep groove ball bearings dan Angular contact ball

bearing :

14

Gambar 2. Gambar perbedaan antara dua bearing yang dipergunakan

Deep groove ball bearing(1), Angular contact ball bearing (2).

Sumber: www.skf.com

Pada umumya bantalan dapat diklasifikasikan menjadi 2 bagian yaitu.

a. Berdasarkan gerakan bantalan terhadap poros

Bantalan luncur (Sliding Bearing)

Pada bantalan ini terjadi gesekan luncur antara poros dan bantalan karena

permukaan poros ditumpu oleh permukaan bantalan dengan perantaraan

lapisan pelumas.

Bantalan gelinding (Rolling Bearing)

Pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding antara bagian yang berputar

dengan yang diam melalui elemen gelinding seperti bola, rol, dan rol bulat.

b. Berdasarkan arah beban terhadap poros

Bantalan radial

Arah beban yang ditumpu bantalan ini adalah tegak lurus sumbu.

15

Bantalan aksial

Arah beban bantalan ini sejajar dengan sumbu poros.

Bantalan gelinding khusus

Bantalan ini dapat menumpu beban yang arahnya sejajar dan tegak lurus

sumbu poros.

11.4. Bantalan Luncur (Sliding Bearing)

11.4.1. Jenis-jenis sliding bearing

Sliding bearing memerlukan geseran langsung dari elemen yang membawa beban

pada tumpuannya. Hal ini berbeda dengan rolling-element bearings, dimana bola atau

roller dipasang diantara dua permukaan geser. Sliding bearing atau sering juga disebut

plain bearing terdiri atas dua jenis yaitu:

1) Journal atau sleeve bearing, yang bentuknya silindris dan menahan beban

radial (yang tegak lurus terhadap sumbu poros.)

2) Thrust bearing, yang bentuknya biasanya datar, dimana pada kasus poros

yang berputar, dapat menahan beban yang searah dengan sumbu poros.

16

Pada kasus poros yang berputar, bagian poros yang berkontak dengan bantalan

disebut journal. Bagian yang datar pada bantalan yang melawan gaya aksial disebut

thrust sufaces. Bantalan ini sendiri dapat disatukan dengan rumah atau crankcase.

Tetapi biasanya berupa shell tipis yang dapat diganti dengan mudah dan yang

menyediakan permukaan bantalan yang terbuat dari material tertentu seperti babbit

atau bronze. Ketika proses bongkar pasang tidak memerlukan pemisahan bantalan,

bagian tertentu pada bantalan dapat dibuat sebagai sebuah dinding silindris yang

ditekan pada lubang di rumah bantalan. Bagian bantalan ini disebut sebagai bushing.

11.5. Rolling-Element Bearing

Roller telah dikenal sejak zaman dahulu sebagai alat untuk memindahkan barang

berat. Namun baru pada abad ke-20 teknologi pembuatan dan material yang baik

memungkinkan pembuatan bantalan roll. Kebutuhan bantalan dengan gesekan rendah,

kecepatan tinggi, tahan temperatur tinggi dipicu oleh berkembangnya turbin gas

untuk pesawat terbang. Bantalan bola dan roll telah mulai didesain dan distandarkan

pada tahun 1900-an dalam ukuran metrik. Adapun bantalan yang baru mempunyai

dimensi eksternal yang sama tetapi lebih baik dari segi desain, kualitas, dan

reliabilitasnya.

Mayoritas bantalan bola modern dibuat dari baja jenis AISI 5210 dan dikeraskan

baik secara keseluruhan maupun pada permukaannya saja. Paduan baja-Chromium ini

17

dapat dikeraskan secara menyeluruh sampai HRC 61-65. Bantalan roller sering dibuat

dengan menggunakan baja AISI 3310, 4620, dan 8620 yang dikeraskan. Kemajuan

dalam proses pembuatan baja memungkinkan pembuatan bantalan dari baja yang

“bersih” dari kotoran. Hal ini telah meningkatkan reliabilitas bantalan secara

signifikan. Rolling-element bearing dibuat semua perusahaan pembuatnya dengan

menggunakan dimensi standar yang dibuat oleh Anti-Friction Bearing Manufacturer

Association (AFBMA) dan atau International Standards Organization (ISO) dan

bersifat interchangeable. Standarisasi ini memungkinkan diberikannya jaminan

bahwa bantalan buatan perusahaan manapun dapat digunakan untuk menggantikan

bantalan yang rusak pada suatu assembly selama spesifikasi standarnya sama.

11.5.1. Jenis-jenis Rolling-Element Bearing

Secara garis besar, rolling-element bearing terdiri atas dua jenis yaitu bantalan

bola (ball bearing) dan bantalan rol (roller bearing). Kedua jenis ini sendiri terdiri

atas bermacam-macam varian.

Bantalan Bola (Ball Bearing)

Bantalan bola merupakan susunan bola-bola baja yang dikeraskan yang terpasang

diantara dua buah cincin, dalam dan luar untuk bantalan radial, atau atas dan bawah

18

untuk thrust bearing. Selain itu juga terdapat retainer atau separator yang menjaga

jarak antarbola baja tetap disekitar cincin. Bantalan bola jenis deep groove dirancang

untuk menahan beban radial dan beban aksial. Adapun jenis angular contact

dirancang untuk menahan beban aksial yang lebih besar dan juga dapat menahan

beban radial.

Bantalan Rol (Roller Bearing)

Bantalan rol menggunakan roller yang lurus, tirus, atau berkontur yang dipasang

diantara dua buah cincin. Secara umum, bantalan rol dapat menahan beban statik dan

dinamik yang lebih besar daripada bantalan bola disebabkan oleh kontaknya yang

lebih besar. Selain itu bantalan rol ini juga lebih murah daripada bantalan bola untuk

ukuran dan beban yang besar. Biasanya bantalan rol hanya dapat menahan beban

dalam satu arah saja baik itu radial maupun aksial, kecuali bila roller-nya tirus atau

berkontur. Secara garis besar, bantalan rol ini terbagi lagi menjadi empat jenis yaitu (1)

bantalan rol silindris, (2) bantalan rol jarum, (3) bantalan rol tirus, (4) spherical roll

bearing.

Bantalan bola dan bantalan roll juga mempunyai jenis yang khusus dibuat untuk

menahan beban aksial murni. Namun cilindrycal roller thrust bearing akan

mengalami gesekan yang lebih besar daripada ball thrust bearing akibat sliding

19

antara roller dengan cincin. Oleh karena itu biasanya roller thrust bearing ini tidak

boleh digunakan untuk kecepatan tinggi.

Basic Dynamic Load Rating C

Pengujian yangtelah dilakukan oleh perusahaan-perusahaan pembuat bantalan,

berdasarkan teori yang sudah dikembangkan, menunjukkan bahwa fatigue life atau

umur bantalan L berbanding terbalik dengan pangkat tiga bebannya untuk bantalan

bola, dan pangkat 10/3 untuk bantalan roll.

Bantalan bola :

........................................................................................................(1)

Bantalan roll :

........................................................................................................(2)

dimana L adalah umur bantalan dalam jutaan putaran, P adalah beban konstan yang

bekerja (beban konstan pada elemen berputar akan menyebabkan beban dinamik),

dan C adalah basic dynamic load rating C. Basic dynamic load rating C

didefinisikan sebagai beban yang akan memberikan umur 1 juta putaran pada cincin

dalam. Parameter ini biasanya sudah ditentukan dalam katalog yang dibuat oleh

20

perusahaan pembuat bantalan.

Basic Static Load Rating C0

Deformasi permanen pada roller atau bola dapat terjadi bahkan pada beban yang

kecil karena sangat tingginya luas kontak yang kecil. Batas beban statik pada bantalan

didefinisikan sebagai beban yang akan menghasilkan deformasi permanen pada

cincin dan elemen rolling pada titik kontak manapun sebesar 0,0001 kali dari

diameter elemen rollingnya. Tegangan yang dibutuhkan untuk membuat deformasi

statik sebesar 0,0001d pada bantalan baja adalah bervariasi mulai 4 Gpa (580 kpsi)

untuk bantalan roll sampai 4,6 Gpa (667 kpsi) untuk bantalan bola.

Perusahaan-perusahaan pembuat benatalan telah membuat basic static loading rating

C0 untuk setiap jenis bantalan, yang dibuat berdasarkan standar AFBMA. Biasanya

dibutuhkan beban sebesar 8C0 atau lebih besar untuk mematahkan bantalan.

Pembebanan Tunggal

Beban Kombinasi Radial dan Aksial (Thrust)

Jika beban radial dan aksial terjadu pada bantalan, beban ekuivalen harus

dihitung untuk digunakan dalam perhitungan umur bantalan. AFBMA

merekomendasikan persamaan berikut :

21

P=XVFr+Yfa........................................................................................................(3)

Dimana : P = Beban ekuivalen

Fr = Beban radial konstan yang bekerja

Fa = Beban aksial konstan yang bekerja

V = Faktor perputaran

X = Faktor radial

Y = Thrust factor

Faktor V sama dengan 1 untuk bantalan yang cincin dalamnya berputar. Jika

cincin luarnya juga berputar, faktor V ini naik sampai 1,2 untuk bantalan jenis tertentu.

Faktor X dan Y bervariasi tergantung jenis bantalan dan biasanya ditentukan oleh

perusahaan pembuat bantalan tersebut.

Prosedur Perhitungan

Langkah pertama dalam perhitungan umur bantalan adalah dengan mencari besar

beban baik radial maupun aksial yang bekerja pada bantalan (biasanya diketahui dari

analisis pembebanan). Dimensi aproksimasi poros juga biasanya dapat diketahui dari

22

perhitungan tegangan dan defleksi. Kemudian digunakan katalog digunakan dengan

terlebih dahulu menentukan bantalan tertentu secara coba-coba. Dengan demikian

dapat diperoleh nilai C, C0, V, X, dan Y. Kemudian dihitung beban efektif P dan

akhirnya dihitung umur L dengan menggunakan nilai C yang diperoleh dari katalog.

Jika pada pembebanan hanya ada beban radial, maka cara memilih bearing

adalah dengan menghitung C langsung dengan menggunakan rumus :

.......................................................................................................(4)

Dengan keterangan sebagai berikut :

C = Beban yang dibutuhkan untuk membuat bearing gagal 10% dalam 1 juta

siklus

af = Aplication Factor

F = Beban yang bekerja pada bearing

b = Shape parameter

X0 = Guaranteed

R = Reliability

23

= Characteristic parameter

a = faktor yang ditentukan jenis bearing (Ball bearing atau roll bearing)

Kerusakan bantalan

Kerusakan bantalan gelinding dapat disebabkan karena:

Kesalahan bahan (faktor produsen) yaitu retaknya bantalan setelah produksi

baik retak halus maupun berat, kesalahan tolransi, kesalahan celah bantalan.

Kesalahan pada saat pemasangan.

Pemasangan yang terlalu longgar yang akibatnya cincin dalam atau cincin luar

yang berputar yang menimbulkan gesekan denga housing/poros.

Pemasangan yang terlalu erat yang akibatnya ventilasi atau celah yang kurang

sehingga pada saat berputar suhu bantalan akan cepat meningkat dan terjadi

konsentrasi tegangan yang lebih.

Terjadi pembenjolan pada jalur jalan atau pada roll sehingga bantalan saat

berputar akan tersendat-sendat.

Kesalahan operasi seperti.

Bahan pelumas yang tidak sesuai akibatnya akan terjadi korosi atau

penggumpalan pelumas yang dapat menghambat berputarnya bantalan.

24

Pengotoran dari debu atau daerah sekitarnya yang akibatnya bantalan akan

mengalami keausan dan berputarnya dengan bushing.

Pemasangan yang tidak sejajar maka akan menimbulkan guncangan pada saat

berputar yang dapat merusak bantalan.

22

BAB III

ANALISIS

3.1 Analisis Belt dan Puli

Sabuk dan Puli

23

Dari spesifikasi yang diberikan manufaktur engine:

Net torque : 19.5 lb.ft

Engine Speed : 2500 rpm

Dimensions LxWxH (in.) : 41x19x40

Kami memilih untuk menganalisis keadaan dimana torsi pada engine maksimum

karena pada kondisi ini elemen-elemen mesin mendapatkan beban kerja yang paling

besar

28.9

2500

.63000125.19

)(

)(63000

1

12).(

hp

hp

rpmn

hpP

ft

inftlbfT

Sabuk untuk kompressor pada umumnya menggunakan jenis V-Belt. V-belt mudah

dipasang dan dilepas, tidak bising, mudah perawatan, dan menyerap getaran antara

poros penggerak dan yang digerakkan.

Dari tabel 17-9 untuk V-belt yang meneruskan daya sebesar 9.28 hp masuk ke dalam

24

kategori belt section B. Dengan diameter sheave minimum 5.4 in.

Dengan melakukan penskalaan kami mendapatkan diameter sheave kecil (d)=7.5 in

dan diamter sheave besar (D)=13.6in dan jarak antar sheave (c)=17.7 in

Lalu cari Lp:

inLp

c

dD

c

dDcLp

69525.014.334.35

4

)(

22

2

LcLpL

Dari tabel 17-11 didapat besar yang harus ditambahkan ke panjang L sebesar 1.8

inLcLpL 2.678.18.69

Dari katalog di tabel 17-10 untuk belt section B tidak ada panjang dalam 67.2, hanya

ada 68. Dengan menggunakan panjang L=68in,

inLcLLp 8.698.168

Lalu cari jarak antar sheave yang memenuhi panjang belt dari katalog

25

inc

dDdDLpdDLpc

06.18

)(2)](2

[)(24

1 22

Untuk mengetahui gaya-gaya yang berkerja pada sheave, diperlukan sudut kontak

dari belt pada sheave dan gaya sentrifugal

26

radc

dD

radc

dD

D

d

4.32

sin2

8.22

sin2

1

1

Untuk mendapatkan gaya sentrifugal dibutuhkan kecepatan peripheral (V)

min/71.491012

ftdN

V

Dari tabel 17-16 untuk belt section B didapatkan Kc=0.965. Jadi gaya sentrifugal pada

belt:

lbfV

KF cc 27.231000

2

Untuk mendapatkan daya yang dibolehkan per belt diperlukan Htab, K1, dan K2. Htab

bisa didapatkan dari tabel 17-12, lakukan interpolasi dan akan didapatkan untuk

V=4910.71, Htab=4.909. K1 didapat dengan interpolasi tabel 17-13 menggunakan data

D,d,dan c, K1=0.79377. K2 didapat dengan melihat belt section B dan panjang

nominal belt yaitu 62-75 in maka didapat nilai K2 sebesar 0.95.

27

hpHKKH taba 701.3901.495.079.021

Untuk mencari design power diperlukan nominal power, service factor, dan design

factor. Service factor dapat dilihat di tabel 17-15, kami memilih Ks yang paling besar

yaitu 1.8. Design factor dipilih 1.

hpnKHH dsnomd 704.1618.128.9

Dari nilai Hd dan Ha dapat dihitung jumlah belt (Nb) yang diperlukan

5

512.4

701.3

704.16

b

b

b

a

db

N

N

N

H

HN

Jadi jumlah belt yang akan digunakan adalah 5 buah

28

Dari data di atas kita dapat menghitung ∆F yaitu selisih gaya pada belt yang kencang

dan kendur, dengan n adalah kecepatan sudut dalam rpm

lbfdn

NHF bd 459.22

)2/75.3(2500

5/704.1663025

)2/(

/63025

∆F sebesar 22.459lbf merupakan selisih gaya per belt, untuk mencari ∆Ftotal maka

lbfNFF btotal 295.1125459.22

Dengan menggunakan data sudut kontak θ, koefisien gesek f=0.5123 (diambil dari

Gates Rubber Company yang menyatakan bahwa koefisien gesek yang efektif adalah

0.5123)

lbff

fFFcF 738.52

19.3

19.445.2227.23

1)803.25123.0exp(

)803.25123.0exp(459.22271.23

1)exp(

)exp(1

lbfFFF

FFF

279.30459.22738.5212

21

Hitung safety factor

108.18.128.9

5701.3

.

.

snom

bafs

KH

NHn

Analisis Puli

Gaya horizontal yang diberikan oleh belt ke puli dapat dihitung dengan cara berikut.

29

Akan tetapi F1 dan F2 yang digunakan adalah gaya total yang sudah dikali dengan

jumlah belt

lbfFFF

F

lbfFFF

FFF

F

Dx

y

Dy

Dy

x

124.409169.0cos)396.151691.263(cos)(

:0

964.18169.0sin)396.151691.263(sin)(

sinsin

:0

21

21

21

Lalu hitung kecepatan sudut untuk puli yang besar

rpmn

D

d

n

n

D

d

D

676.13786.13

25005.7

30

Lalu hitung torsi yang bekerja pada puli besar

ftlbfT

rpmn

hpPftlbfT

.058.424676.1378

28.963000

)(

)(63000).(

Jadi pengaruh dari puli kepada shaft adalah kecepatan sudut sebesar 1378.676rpm dan

torsi sebesar 424.058lbf.ft serta gaya vertikal ke atas sebesar 18.964kbf dan gaya

horizontal ke kiri sebesar 409.124lbf.

alif |

sofya

n | ro

bby

29

3.2 Analisis shaft

Data awal :

Panjang shaft = 8,6 in

A-B = 2,7in

Diameter shaft = 0,82 in

Pemilihan bahan :

Material shaft = AISI 1020 cold rolled

Tensile yield strength (Sy) = 60900 psi

Density = 0.284 lbf/in2

Dari data diatas didapat berat shaft = 1.289 lbf

DBB

FAY = 18,964 lb

W = 1,286 lb

FAZ = 409,124 lb

TD = 424.058 lb in

D

P

X

Z

Y

FDY

FDZ

W

TR

FBY FAY

FAZ Tp

A B

FBZ

alif |

sofya

n | ro

bby

30

Karna kecepatan sudut konstan, maka sesuai Hukum III Newton penjumlahan

gaya dan torsi pada benda akan bernilain nol

DBB gaya pada arah X-Z

D

FBZ

FBZ

∑FZ

FAZ FDZ FBZ

Didapat

FDZ = 187,22lb

∑FZ

V 409,24

FDZ

FAZ FBZ

X

Z

FAZ

V

X

FAZ

V

X

FBZ

A B

alif |

sofya

n | ro

bby

31

Untuk 0 < X < 2,7

∑FZ

V 409,24-596,35 -187,226

Untuk 2,7 < X < 8,6

Grafik I. gaya lintang V terhadap jarak X

M 409,24 X

409,2

4

-187,22

2,7 8,6

V (lb)

X(in)

A

FAZ

A B

FAY W

X X

M M

alif |

sofya

n | ro

bby

32

Untuk 0 < X < 2,7

M -187,226 X + 1610,145

Untuk 0 < X < 8,6

Grafik II. momen bending M terhadap jarak X

Analisis gaya-gaya pada bidang X-Y

2,7

M (lb.in)

X(in)

409,2

4

8,6

W FBY FAY

A B C

P

D X

Y

alif |

sofya

n | ro

bby

33

D

BY

FBY lb

∑FY

FBY W FAY FDY

FDY lb

∑FY

V 18,964 lb

M = 18,964 X lb in

∑FY

V FAY FBY = -7,726 lb

B

X

A

V

FDY

FAY

X

A

FAY

V

FBY

M

M

alif |

sofya

n | ro

bby

34

FAY X FBY (X – 2,7) = M

-7,726X 72 = M

∑FY

V 18,064 FBY W

V -9.01lb

Grafik III. gaya lintang V terhadap jarak X

B

X

A

FAY

V

FBY

W

M

alif |

sofya

n | ro

bby

35

Grafik IV. momen bending M terhadap jarak X

18,96

-9,01

-7,726

2,7 8,6

V (lb)

X(in)

4,3

2,7

M (lb.in)

X(in)

8,6

51,139

38,778

4,3

alif |

sofya

n | ro

bby

36

Analisis momen torsi

Tp TR 424,058 lb in

DBB gaya internal

T = Tp = 424,058 lb in

Untuk 0 < X < 4,3

T = 0 saat X > 4,3

Tp

A

X

T

D

P

TR Tp

A B B

alif |

sofya

n | ro

bby

37

Grafik V. Torsi terhadap jarak

Dari grafik dapat ditentukan bagian dari shaft yang merima beban paling besar,

dengan menggunakan kriteria kegagalan dapat diketahui apakah bahan yang kami

pilih sebagai shaft dapat menahan beban tersebut

Tegangan terbesar masing-masing grafik

Grafik I

Vmaks = 409,24 lb

A

d4

=0,528 in2

=Vmaks/A = 775 lb/in2

Grafik II

Mmaks = 1104,65 lb in

0,0221 in

4

Didapat

Grafik III

V =18,96 lb

T (lb.in)

X(in)

424,058

4,3

alif |

sofya

n | ro

bby

38

Vmaks/A = 35,9 lb/in2

Grafik IV

Mmax = 51,2 lb.in

= 949 lb/in2

Grafik V

T = 424,058 lb in

Dengan menset sama dengan jari-jari shaft terbesar, didapat 2

Penampang shaft untuk X = 2,7 in, namun momen dari grafik IV dihilangkan

dikarnakan akan ditinjau titik O dimana menderita beban paling besar

O

T

M

alif |

sofya

n | ro

bby

39

Tinjau elemen

7752 + (15734 + 35,9)

2 = R

2

Didapat R = 15788 lb/in2

Karna 775 << 15734 pergeseran sudut yang dibentuk resultan terhadap garis

vertikal sangat kecil, sehingga dapat diabaikan. Dan pada analisis yang dilakukan

besar sudut tidak berpengaruh karna sebab tetap membentuk tegak lurus dengan

tegangan kedua yang bekerja pada elemen.

775 lb/in2

20493 lb/in2

(15734 + 35,9) lb/in2

alif |

sofya

n | ro

bby

40

Elemen dua dimensi

Diagram Mohr

xy = -15788

x = -20493

y = 0

P = -20493/2 = -10246,5

-20493

-15788

15788 lb/in2

20493 lb/in2

x

xy

P

A

alif |

sofya

n | ro

bby

41

Sudut yang dibentuk antara panah dan garis x adalah tan-1

(-15788/-10246,5) =

57O

Maka prinsipal stress adalah

1 = -I PA I + P

(PA)2 = 10246,5

2 + 15788

2

didapat I PA I = 18821

1 = -18821 + -10246,5 = 29067 lb/in2

2 = I PA I + P= -10246,5 + 18821 = 8574.5 lb/in2

Untuk mengetahui apakah rancangan dapat diaplikasikan, gunakan persamaan

energi distorsi

√

Ssy = 0.577 Sy = 0.577 x 60900 = 35139,3

Maka didapat Ns = 1.159

Maka analisis sudah berhasil, tidak perlu mengganti material shaft. Namun jika

diinginkan factor of safety yang lebih tinggi dapat menggunakan material shaft

yang lebih kuat. Berhubung kompresor adalah mesin yang hampir tidak memiliki

beban diluar rencana pembebanan (torsi motor dibatasi oleh daya dan transmisi

daya yang sudah fiks) maka factor of safety dari kompressor tidak perlu terlalu

tinggi agar harga tidak terlalu mahal.

43

3.3 Bearing

Dari data analisis shaft didapat besar pembebanan di beberapa titik sebagai

berikut :

dimana FAY = 18,964 lb ,

FAZ = 409,124 lb,

FBY = 26,69 lb,

FBZ = 596,35 lb.

Shaft memiliki diameter 0.82 in atau sekitar 20.8mm dan kecepatan putar

Akan dipasang 2 buah bearing pada titik A dan titik B. Cari beban resultan

pada titik A dan B.

FA =

= 409,563 lb

44

FB =

= 596,947 lb

Untuk setiap bearing yang dipakai, kami menginginkan bearing tahan

selama 100 Juta siklus atau sekitar 1209 jam dengan asumsi bahwa Compressor

dipakai 6 jam per hari.

Analisis titik A

Dari Weibull parameter kita asumsikan ,

R = 0.96 (Reliability factor)

b = 1.483

af = 1.2 ( Aplication Factor)

X0 = 0.22

= 4.439

Dimensionless design life di titik A (XA)

Dengan data beban resultan di titik A , Aplication Factor , Reliability Factor

kita dapat menentukan C10 dengan persamaan berikut :

= 2153,36 lb 9,6 kN

45

Dari tabel 11-2, dengan memilih bearing yang C10 nya lebih besar dari 9,6 kN

kita dapat jenis bearing Single-Row 02-Series Deep Groove dengan diameter

Bore 20 mm , Outer Diameter 47mm, width 14mm.

Analisis Titik B

Dengan menggunakan sebagian data di analisis titik A [XA=XB, R, b, af, X0, ]

kita cari C10 untuk titik B.

= 3138,56 lb 14 kN

Dengan menggunakan Tabel 11-3 , maka kita pilih bearing dengan C10 yang

lebih besar dari 14 kN. Yaitu tipe Ball Bearing Number 305W.

46

BAB IV

SIMPULAN DAN SARAN

4.1 Kesimpulan

Telah berhasil di rancang :

Puli dan v-belt dengan spesifikasi sebagai berikut

Diameter puli besar=13.6 in

Diameter puli kecil=7.5 in

Jarak anta puli=18.06 in

V-belt section B dengan panjang belt 68 in

Poros dengan spesifikasi sebagai berikut

Panjang shaft = 8,6 in. Shaft ditopang dua bantalan dengan jarak antar bantalan 5,9

in. jarak antara ujung shaft cantilever dengan poros terdekat 2,7in. Diameter shaft

0,82 in dan material yang digunakan adalah jenis baja AISI 1020 cold rolled. Faktor

keselamatan dari shaft rancangan kami adalah 1.159.

Bantalan dengan spesifikasi sebagai berikut

Single-Row 02-Series Deep Groove dengan diameter Bore 20 mm , Outer

Diameter 47mm, width 14mm dan Ball Bearing Number 305W

47

4.2 Saran

1. Dalam perancangan power transmision dari compressor. Dapat dilakukan dengan

menganalisis terlebih dahulu daya terbesar yang dapat di keluarkan oleh motor

penggerak. Lalu selanjutnya lakukan perancangan sistem transmisi daya. Setelah

geometri dari sitem transmisi sudah fix dapat dilakukan analisis kriteria kegagalan.

Gunakan kriteria kegagalan terendah yang paling mungkin. Hal ini akan menurunkan

harga dari material kompressor.

2. Selain analisis statik lakukan juga analisis kegagalan dinamik pada suatu sistem

transmisi daya. Sebab pada sistem transmisi daya, umur kerja yang dihasilkan melalui

proses perancangan sangat bergantung terhadap beban fatige yang di rasakan.

48

DAFTAR PUSTAKA

Richard G Budynas dan J. Keith Nisbett, Sihigley’s Mech. Engginering Design,

McGrawHill, USA. 2011

Wiratma Puja, Diktat Kuliah Elemen Mesin I, Penerbit ITB

49

LAMPIRAN

50

51

52

53

54

Tabel 11-3

55

56

alif | so

fyan | robby

alif | so

fyan | robby

354,44

190,5

alif | so

fyan | robby

alif | so

fyan | robby

SHAFT

- A4

NIM/PRODI : 13112033/MESIN

I T B

SATUAN : MM

TANGGAL : 01-05-14

DIGAMBAR : MUH. ALIF AHSANUL ISLAM

DILIHAT :

SKALA : 1:1

218,44

20,82

Ø

alif | so

fyan | robby

A-A ( 1 : 1 )

DEEP GROOVE BALL BEARING

- A4

NIM/PRODI : 13112107/MESIN

I T B

SATUAN : MM

TANGGAL : 01-05-14

DIGAMBAR : SOFYAN FAJAR HIDAYAT

DILIHAT :

SKALA : 1:1

A

A

25

37

43

17

1

3

R

1

62

R

1

alif | so

fyan | robby

A-A ( 1 : 1 )

SKALA : 1:1

DIGAMBAR : SOFYAN FAJAR HIDAYAT

DILIHAT :

NIM/PRODI : 13112107/MESIN

DEEP GROOVE BALL BEARING

TANGGAL : 01-05-14

SATUAN : MM

I T B A4-

A

A

4

7

,

0

0

14,00

20,00

25,00

41,00

11,00

R

1

,

0

0

R1,00