Perhitungan Pem

Perencanaan Elemen Mesin

BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang

Semakin pesatnya perkembangan teknologi saat ini, mendorong

berkembangnya teknologi dalam pembuatan peralatan yang bertujuan

memudahkan dan meringankan kegiatan manusia. Banyaknya peralatan yang

diciptakan merupakan alat penunjang bagi kebutuhan manusia. Karena kebutuhan

manusia semakin beragam maka teknologi juga dituntut untuk memberikan

manfaat yang semakin banyak. Oleh karena itu sebagai mahasiswa kita harus

mampu memanfaatkan ilmu yang kita peroleh untuk diaplikasikan minimal dalam

merencanakan suatu alat. Dalam perencanaan pembuatan alat tersebut dibutuhkan

pengetahuan mengenai elemen-elemen mesin, kegagalan suatu elemen mesin,

gaya-gaya yang terjadi dan pengaruhnya pada elemen mesin, dan pengetahuan

mengenai standar-standar pada elemen mesin.

Peralatan yang direncanakan dalam laporan ini adalah suatu mesin

pembuat kue nastar. Pada kenyataannya sudah banyak terdapat mesin pembuat

kue nastar yang diproduksi di pasaran. Mesin-mesin yang ada cenderung

menggunakan sistem injeksi. Sistem injeksi yang ada dalam mesin tersebut

merupakan sistem dengan saluran yang telah diisi oleh adonan kue nastar dan juga

termasuk selai didalamnya. Output dari injeksi tersebut merupakan kue nastar jadi

yang siap dipanggang dan dikonsumsi. Dari sistem tersebut terdapat beberapa

permasalahan. Salah satunya adalah bentuk kue nastar yang tidak seragam. Hal ini

disebabkan oleh proses injektor yang langsung mengeluarkan output berupa

adonan dan selai dengan bentuk yang biasanya tidak bulat karena dalam injektor

tidak terdapat mekanisme untuk membentuk kue yang benar-benar bulat. Selain

itu dalam prosesnya alat tersebut akan sulit dimonitoring dan dimaintenance,

karena proses terjadi secara tertutup dalam injektor dan banyak menggunakan

sistem kontrol elektronik, sehingga akan rumit jika dibongkar. Kemudian yang

harga dari alat pembentuk kue nastar yang menggunakan sistem kontrol injektor

1


relatif mahal, sehingga kurang cocok bagi masyarkat pengusaha awam yang

memiliki keterbatasan dalam biaya pembelian maupun dalam biaya maintenance.

Karena permasalahan-permasalahan tersebut dirancanglah suatu mesin

pembuat kue nastar yang memiliki kualitas produk seragam, efisien, murah dan

mudah dimaintenance serta menjangkau masyarakat yang ingin mencoba

berwirausaha dengan modal yang sedikit. Mesin ini dirancang menggunakan

sistem yang sederhana agar dalam merealisasikannya memiliki harga yang relatif

murah dan produksi yang banyak sehingga memiliki nilai efisiensi yang baik.

Produk yang dihasilkan memiliki kualitas yang baik dan seragam, karena dalam

prosesnya rasio antara adonan dan selai telah diperhitungkan dan presisi, selain itu

dalam pembentukannya terdapat mekanisme yang memasitikan bahwa hasil kue

benar-benar bulat dengan alat pembentuknya. Perencanaan alat ini terdapat poros

yang digunakan untuk mentransmisikan daya yang sesuai dengan kebutuhan

masing-masing bagian. Motor yang dipilih juga memiliki kapasitas yang sesuai

dan tidak berlebihan sehingga sangat cocok dalam proses pengerjaan alat ini.

Dalam hal maintenance, mesin ini relatif lebih mudah dimonitor karena semua

proses terlihat secara kasat mata, sehingga apabila terjadi kegagalan produksi,

proses dapat langsung dianalisa dimana bagian yang mengalami kerusakan.

Perancangan pembuatan mesin ini diperhitungkan secara detil dalam analisa gaya-

gayanya. Kemudian dalam pembuatan sebuah alat tentu perlu desain awal dari alat

tersebut, bagaimana susunan antara komponen dan elemen yang dibutuhkan.

Kemudian dibutuhkan pilihan material yang tepat agar alat dapat bertahan lama,

karena itu penulis harus mampu mendesain mulai dari gambar susunan, sistem

transmisi, kemampuan setiap elemen dan pemilihan material yang tepat.

2


1.2. Permasalahan

Dari Mesin pembuat kue nastar dengan sistem injektor yang telah ada

memiliki beberapa permasalahan.

1. Bentuk kue nastar yang tidak seragam. Hal ini disebabkan oleh proses

injektor yang langsung mengeluarkan output berupa adonan dan selai

dengan bentuk yang biasanya tidak bulat karena dalam injektor tidak

terdapat mekanisme untuk membentuk kue yang benar-benar bulat.

2. Mesin sulit dimonitoring dan dimaintenance, karena proses terjadi secara

tertutup dalam injektor dan banyak menggunakan sistem kontrol

elektronik, sehingga akan rumit jika dibongkar dan dianalisa

kerusakannya.

3. Harga dari alat pembentuk kue nastar yang menggunakan sistem kontrol

injektor relatif mahal, sehingga kurang cocok bagi masyarkat pengusaha

awam yang memiliki keterbatasan dalam biaya pembelian maupun dalam

biaya maintenance.

1.3 Manfaat

Manfaat yang bisa diperoleh dari mesin pembuat kue nastar ini :

1. Produk yang dihasilkan memiliki kualitas yang baik dan seragam,

karena dalam prosesnya rasio antara adonan dan selai telah

diperhitungkan dan presisi, selain itu dalam pembentukannya terdapat

mekanisme yang memastikan bahwa hasil kue benar-benar bulat

dengan alat pembentuknya.

2. Mesin ini relatif lebih mudah dimonitor dan dimaintenance karena

semua proses terlihat secara kasat mata, sehingga apabila terjadi

kegagalan produksi, proses dapat langsung dianalisa dimana bagian

yang mengalami kerusakan.

3


3. Mesin ini dirancang menggunakan sistem yang sederhana agar dalam

merealisasikannya memiliki harga yang relatif murah dan produksi

yang banyak sehingga memiliki nilai efisiensi yang baik.

1.4 Tujuan Proyek Perencanaan Elemen Mesin

1.3.1 Tujuan Umum

1. Memenuhi salah satu syarat kelulusan mata kuliah Perencanaan

Elemen Mesin pada jurusan Teknik Mesin, Institut Teknologi

Sepuluh Nopember.

2. Membentuk kemampuan mahasiswa dalam proses pemakaian

komponen-komponen dasar mesin didalam suatu sistem

pemesinan dengan mengimplementasikan ilmu dan pengetahuan

dalam elemen mesin dan standar-standar yang berlaku.

3. Membentuk ideologi berpikir bahwa seorang engineer mampu

merealisasikan segala macam hasil rancangannya ke dalam

bentuk riil.

4. Melakukan peran mahasiswa dalam mengabdi kepada

masyarakat melalui penelitian dan pengembangan produk.

1.3.2 Tujuan Khusus

1. Dapat merencanakan sistem kerja sebuah mesin pembentuk kue

nastar menjadi bulat yang baik.

2. Dapat menentukan mekanisme yang akan digunakan sehingga

dapat diketahui daya yang dibutuhkan untuk memilih motor yang

tepat

3. Dapat menganalisa dan menentukan gaya-gaya yang terjadi pada

elemen mesin dalam konstruksi tersebut.

4. Dapat melakukan pemilihan elemen-elemen mesin, bahan standar

pada

4


perencanaan mesin pengaduk sendiri.

.

1.5 Batasan Masalah

Untuk mendapatkan hasil rancangan yang baik tentunya diperlukan waktu

yang cukup lama, sehingga dengan waktu yang tersedia maka penyusun

membatasi perencanaan hanya pada sisi model mekanismenya.

Adapun perencanaan ini diarahkan pada:

1. Perencanaan sistem yang sesuai

2. Perencanaan daya yang dibutuhkan

3. Perencanaan rodagigi

4. Perencanaan poros

5. Perencanaan pasak

6. Perencanaan bantalan

1.6 Sistematika Penulisan

Dalam penyusunan laporan Perancangan Elemen Mesin ini memiliki sistematika penulisan sebagai berikut. Bab 1 merupakan Pendahuluan terdapat Latar Belakang, Permasalahan, Manfaat, Tujuan, Batasan Masalah, dan Sistematika Penulisan

Bab II merupakan Dasat Teori yang berisi mengenai teori berupa Spur Gear, Bevel Gear, Poros, Bantalan, dan Pasak

Bab III merupakan Skema Proses dan Perhitungan berisi mengenai mekanisme dari mesin pembuat kue nastar ini, perancangan dimensi dan analisa gaya pada elemen-elemen mesin yang ada yaitu, Bevel Gear, Spur Gear, Poros, Bantalan, dan Pasak.

Bab IV merupakan kesimpulan berisi dimensi dari mesin dan bagiannya secara detil. Selain itu terdapat lampiran berupa gambar mesin susunan dan gambar rincian, dan Daftar pustaka.

5


BAB II

DASAR TEORI

Transmisi daya adalah suatu pengertian bahwa pada suatu mekanisme

terjadi perpindahan daya. Mekanisme tersebut dapat berupa belt, roda gesek,

rantai (chain), kopling (coupling and clutch) ataupun roda gigi.

Transmisi daya dengan menggunakan roda gigi adalah pemindahan daya

yang dapat memberikan putaran yang tetap maupun putaran yan berubah. Roda

gigi memiliki berbagai jenis antara lain roda gigi lurus, (spur gear), roda gigi

miring (helical gear), roda gigi konis (bevel gear) dan roda gigi cacing (worm

gear). Untuk merencanakan suatu transmisi daya terdapat beberapa faktor yang

perlu diperhatikan, antara lain:

Jumlah daya yang akan dipindahkan

Jumlah putaran tiap menit (n : rpm)

Jumlah gigi

Jenis roda gigi yang akan direncanakan

Dan lain-lain.

Sebagai langkah awal yang dilakukan dalam perencanaan suatu transmisi

daya adalah jenis roda gigi yang akan digunakan. Demikian pula dalam memilih

bahan untuk roda gigi maupun poros didasarkan atas kebutuhan yang optimum

dengan harapan kekuatan (strength stress) cukup, tahan aus (low wear), tidak

terlalu besar dan mudah didapat.

Dalam perencanaan ini akan digunakan roda gigi jenis konis (bevel gear).

Jenis roda gigi ini memiliki fungsi untuk mentransmisikan daya dengan posisi

yang tidak paralel dan saling berpotongan. Dalam perencanaan ini yang akan

digunakan adalah roda gigi konis dengan gigi lurus (straight bevel gear) dengan

sudut poros bersilangan 90o ,spur gear, dan worm gear.

6


2.1. Spur Gear

Gambar 2.1. Bagian-bagian Spur Gear

Roda gigi lurus digunakan untuk mentransmisikan daya dan gerak pada

dua poros yang paralel. Ukuran yang kecil dari pasangan roda gigi disebut pinion

(berfungsi sebagai penggerak) sedangkan yang besar disebut gear (yang

digerakkan).

7


Gambar geometri dari pasangan roda gigi :

Gambar 2.2. Geometri Dari Pasangan Roda Gigi

Beberapa istilah yang akan digunakan dalam perencanaan roda gigi ini

antara lain:

1. Diametral Pitch (P) merupakan jumlah gigi tiap inchi lengkungan roda gigi

atau jumlah gigi pada roda gigi dibagi dengan diameter pitch circlenya

2. Circular pitch (p) jarak roda gigi yang diukur pada pitch circlenya yaitu

jarak satu titik pada roda gigi sampai titik pada roda gigi berikutnya pada

kedudukan yang sama

Persamaan dari penjelasan diatas adalah

P= Ntd

p= πdNt

Sehingga :

Pp=π

Dimana :

p : circular pitch

8


P : diametral pitch

Nt : jumlah gigi pada roda gigi

Center of distance

Jarak titik pusat sepasang roda gigi sama dengan setengah dari jumlah

diameter-diameter pitchnya.

c=dp+dg2

Dimana :

c : jarak pusat 2 poros sepasang roda gigi

dp : diameter pinion

dg : diameter gear

Velocity Ratio

Persamaan dari velocity ratio adalah :

i=ω1ω2=n 1

n 2=Nt 2

Nt 1=d 2

d 1

Dimana :

i : velocity ratio

ω : kecepatan sudut

n : kecepatan keliling

Nt : jumlah gigi

d : diameter pitch circle

9


Beban Pada gigi :

Dalam merencanakan roda gigi ini diketahui torsi dan putaran yang

dibutuhkan sehingga gaya-gaya beben yang bekerja terhadap roda gigi dapat

dihitung.

Daya yang diterima :

Persamaan yang dipakai adalah

T=HP×63000n

Dimana :

HP : daya input (hp)

T : torsi (lb.in)

n : putaran permenit (rpm)

Gaya-gaya pada spur gear :

Gambar 2.3. Gaya-gaya Pada Spur Gear

Gambar diatas menunjukkan sepasang roda gigi yang bersentuhan pada pitch

point P.

Fn : gaya yang ditimbulkan oleh gigi pada roda gigi yang digerakkan terhadap

gigi roda gigi penggerak

Fn dapat diproyeksikan pada arah tangensial (Ft) dan arah radial (Fr)

10


Ft=Fn cos φ

Fr=Fn sin φ=Ft tan φ

Dimana φ : sudut tekan

Torsi akibat gaya normal :

T=Fn d 12

cosφ=Ft d 12

Dimana :

d1 : diameter pitch line (in)

Kecepatan pitch line

Vp= π .d . n12 (ft/menit)

Kekuatan gigi

1. Beban bending ijin material dihitung menggunakan persamaan :

Fb= S .b . YKf . P

dimana :

Fb : Beban bending ijin (lb)

S : tegangan aman statis bahan (psi)

b : tebal gigi (in)

Y : angka lewis (tabel 10-2)

P : Diametral pitch

Kf : Faktor konsentrasi tegangan

11


2. Beban dinamis

Efek dinamis pada roda gigi yang terjadi sebagai akibat factor tidak

akuratnya pembuatan gigi, kurang baiknya jarak gigi, pemasangan roda gigi,

defleksi akibat sifat elastis gigi dan poros serta pembebanan yang tidak konstan

adalah factor-faktor yang harus diperhitungkan dalam perencanaan suatu transmisi

roda gigi.

Persamaan untuk menghitung beban dinamis :

Fd=600+Vp600

×Ft untuk 0 Vp 2000 ft/min

Fd=1200+Vp1200

×Ft untuk 2000 Vp 4000 ft/min

Fd=78+√Vp78

×Ft untuk Vp 4000ft/min

Syarat keamanan roda gigi terhadap kemungkinan patah berdasarkan teori LEWIS

apabila nilai Fb¿ Fd

3. Beban Keausan Ijin

Kerusakan permukaan gigi dapat disebabkan oleh terabrasinya permukaan

gigi akibat gesekan antar permukaan gigi yang tidak disertai sistem pelumasan

yang baik maupun akibat adanya material ikutan dalam minyak pelumas yang

dapat menggores permukaan gigi.

Untuk menghitung beban keausan ijin material dapat digunakan persamaan :

Fw=dp .b .Q . K

dimana :

Fw : beban keausan ijin

dp : diameter pinion (roda gigi yang diameternya lebih kecil)

12


b : tebal gigi

K : faktor beban keausan (tabel 10-11)

Q= 2 .dgdp+dg

= 2. NtgNtp+Ntg

Syarat keamanan roda gigi terhadap keausan apabila nilai Fw¿ Fd

Tebal gigi

Syarat tebal gigi adalah:

9P≤b≤13

P

Pembatasan ini dengan pertimbangan apabila tebal gigi terlalu tipis maka sulit

untuk membuat senter (terhadap sumbu poros), tapi apabila terlalu tebal maka

kemungkinan terjadi ketidakmerataan pembagian beban pada roda gigi semakin

besar.

2.2 Bevel Gear

Tipe roda gigi untuk memindahkan daya dengan kedudukan poros yang tidak

parallel dan saling berpotongan adalah tipe bevel gear (roda gigi konis) roda gigi

konis yang digunakan dalam perencanaan ini adalah jenis straight bevel gear (roda

gigi konis dengan gigi lurus) karena kecepatan pitch linenya kecil (Vp < 1000

ft/menit).sudut pitch yang dipakai adalah 900.

13


Gambar 2.4 Pasangan Bevel Gear

Geometri Bevel gear

Gambar 2.5 Bagian-bagian Bevel Gear

14


Keterangan :

NP : jumlah gigi pada pinion

NG : jumlah gigi pada gear

DG : diameter pitch gear

DP : diameter pitch pinion

b : tebal gigi

Γ : sudut pitch pinion

γ : sudut pitch gear

P : Diametral Pitch.

Sudut antara kedua poros

Sudut antara kedua poros adalah jumlah sudut pitchnya

∑ ¿Γ+γ

Untuk sudut poros 900 maka

tanΓ=Ntg

Ntp

tanγ= Ntp

Ntg

Jumlah gigi ekuivalen

Jumlah gigi ekuivalen dapat dihitung dengan persamaan :

Ntg '= Ntgcos Γ

15


Ntp '= Ntpcos γ

Gambar 2.6 Gambar potongan Bevel Gear

Kekuatan gigi bevel

Dengan menggunakan persaman lewis terhadap dx diperoleh:

dFx=S .Y . dxPx

Untuk mendapatkan torsi persamaan menjadi

∫rx . dFx=∫ S .Y . rx . dxPx

Berkurangnya circular pitch (p) sebanding dengan berkurangnya x. Karena

diametral pitch (P) berbanding terbalik dengan p, maka P berbanding terbalik

dengan x. Karena harga terbesar p pada x = L maka Px terbesar pada x = L – b.

PxP= L

x

Dimana P : diametral pitch pada x = L

Dari kesebangunan segitiga didapatkan persamaan

16


rxr= x

L

Dengan substitusi ke persamaan lewis diperoleh

T=∫ S . Y .(r /L) . x .dxP . L/ x

Karena bentuk / ukuran bevel gear, dimana ukuran bagian muka tidak

sama dengan bagian belakang maka dengan menggunakan integrasi dari variasi

yang meliputi tebal gigi, circular pitch, diameter pitch dan gaya bending yang

diterima maka digunakan hasil integrasi sebagai berikut :

T=S . Y .r . bP (1− b

L+ b2

3 . L2 )Persamaan di atas menjadi:

T=S .Y .bP (1−b

L )

Lebar gigi

Lebar gigi pada bevel gear dibatasi adalah sepertiga dari jarak cone:

(b¿ L

3 )

Beban bending ijin

Dari ketentuan pembatasan nilai b maka nilai

b2

3. L2sangat kecil sehingga bisa

diabaikan. Dengan pengertian T = F.r maka dari persamaan kekuatan gigi diatas

diperoleh persamaan beban bending ijin yaitu

Fb= S .Y . bP (1− b

L )

17


Dimana :

Y : angka lewis yang diperoleh dari tabel dengan menggunakan jumlah gigi

ekuivalen terkecil.

Beban dinamis

Beban dinamis pada bevel gear dapat dihitung dengan menggunakan

persamaan yang ada pada spur gear dengan persyaratan keamanan yang sama

yaitu Fb¿ Fd

Beban keausan ijin

Persamaan yang digunakan adalah :

Fw=dp . K . Qcosγ

Q= 2 . Ntg 'Ntg '+Ntp '

Persyaratan keamanan untuk keausan adalah Fw¿ Fd

2.3 Poros

Poros merupakan elemen mesin yang berfungsi meneruskan tenaga.

Momen bending dan momen torsi yang bekerja pada poros

Pada perhitungan poros, yang dihitung atau ditentukan adalah diameter

poros. Untuk dapat menentukan diameter poros maka harus diketahui terlebih

dahulu tegangan yang diterima oleh poros seperti tegangan bending, tegangan

torsi ataupun tegangan kombinasi antara bending dan torsi

Kita menganalisa setiap gaya yang ada pada poros. Untuk memudahkan

perhitungan gaya-gaya yang ada pada poros dibagi menjadi dua bagian, yaitu gaya

arah horizontal dan gaya arah vertikal. Sedangkan untuk momen yang putarannya

18


CW (berlawanan arah jarum jam) bernilai positif (+), dan untuk momen yang

putarannya CCW (searah jarum arah jarum jam) bernilai negatif (-).

Untuk menganalisa diameter poros yang akan dipakai, kita dapat menggunakan

persamaan Distortion Energy, yaitu :

SypN≥32

π Do3 (1−( DiDo )

4) [(Mm+( Syp

SeMr)

2)+ 34 (Tm+ Ssyp

SeTr )

2 ]1/2

Dengan asumsi-asumsi :

1. Di = 0 karena poros pejal

2. Diameter luar (Do) homogen

3. Dari sistem pembebanan dapat disimpulkan :

Momen bending rata-rata tanpa fluktuasi dan tanpa beban kejut

MB = Mr (Momen bending range) .

Mm = 0, karena momen bending berulang dan tidak berfluktuasi.

4. Faktor keamanan N = 3

Maka persamaan Distortion of Energi menjadi :

SypN≥32

π Do3 [Ksb .( SypSe

. Mr)2+ 3

4. Kst . (Tm)2 ]

1/2

Dimana :

Mm : momen bending rata-rata

Mr : momen bending range

Tm : momen torsi rata-rata

Tr : momen torsi range

Se : Cr.Cs.Cf.Cw.1

Kf .S’n

Ses : Cr.Cs.Cf.Cw.1

Kfs .S’s

Kf : konsentrasi tegangan untuk bending

Kfs : konsentrasi tegangan untuk geser

19


Syp : yield point dari material

Ssyp : 0.5 Syp : yield point geser

Cr : reliability factor

Cs : size correction factor

Cf : surface correction factor

Cw : weld correction factor (tabel 3-3)

S’n : endurance limit

2.4 Bantalan

Pada elemen mesin yang berputar diperlukan media yang menghubungkan

antara elemen tersebut dengan bodi yang diam.dengan media ini tentunya

diharapkan daya yang ditransferkan dari input akan dapat dipindahkan atau

disambungkan ke elemen mesin yang lain dengan loses energi akibat gesekan

yang seminimal mungkin. Media ini adalah bantalan (bearing). Selain

menjalankan fungsi diatas bearing juga berfungsi sebagai tumpuan dari poros.

Geometri Ball Bearing

Gambar 2.7 Geometri Ball Bearing

20


Beban ekuivalen :

Untuk menghitung beban ekuivalen digunakan persamaan :

P=X . V . Fr+Y . Fa

dimana :

P : beban ekuivalen (lb)

Fr : gaya radial (lb)

Fa : gaya aksial (lb)

V : faktor rotasi

1,0 untuk ring dalam yang berotasi

1,2 untuk ring luar yang berotasi

X : faktor beban radial (table 9-5)

Y : faktor beban aksial (table 9-5)

Umur bearing :

Untuk mencari umur bearing digunakan persamaan :

L10=(CP )b. 106

L10 : umur bearing dalam putaran

C : basic load rating (tabel 9-1)

b : 3,0 untuk ball bearing

untuk satuan jam digunakan persamaan :

L10=(CP )b

. 106

60 . n

21


2.5 Pasak

Pasak merupakan sepotong baja lunak (mild steel), berfungsi sebagai

pengunci yang disisipkan diantara poros dan hub (bos) sebuah roda pulli atau roda

gigi agar keduanya tersambung dengan pasti sehingga mampu meneruskan

momen putar/torsi. Pemasangan pasak antara poros dan hub dilakukan dengan

membenamkan pasak pada alur yang terdapat antara poros dan hub sebagai tempat

dudukan pasak dengan posisi memanjang sejajar sumbu poros. Prinsip Kerjanya,

Pengunci yang disisipkan di antara poros dan hub (bos) sebuah roda pulli atau

roda gigi agar keduanya tersambung dengan pasti sehingga mampu meneruskan

momen putar/torsi. Pemasangan pasak antara poros dan hub dilakukan dengan

membenamkan pasak pada alur yang terdapat antara poros dan hub sebagai tempat

dudukan pasak dengan posisi memanjang sejajar sumbu poros. Aplikasinya,

Penggunaan Pasak yaitu sebagai pengaman posisi, pengaturan kekuatan putar atau

kekuatan luncur dari naf terhadap poros, perletakan kuat dari gandar, untuk

sambungan flexible atau bantalan, penghenti pegas, pembatas gaya, pengaman

sekrup dan lain-lain.

Pasak merupakan bagian elemen mesin yang disamping digunakan untuk

menyambung juga untuk menjaga hubungan putaran relatif antara poros dengan

peralatan mesin yang lain (dalam hal ini berupa roda gigi dan synchronizer). Bila

poros berputar dengan torsi sebesar T maka torsi ini akan menghasilkan gaya

tangensial (Ft) yang bekerja pada diameter luar dari poros dan gaya tangensial (Ft)

inilah yang akan bekerja pada pasak.

Gambar 2.8 Gambar Skema Pasak

22


Besarnya gaya tangensial (Ft) adalah:

Ft= 2×Td POROS

dimana: Ft = gaya tangensial (lb)

T = torsi yang terjadi pada poros (lb.in)

d = diameter poros (in)

Tinjauan pasak terhadap tegangan geser

τ= FtAS

dimana: = tegangan geser (lb/in2)

Ft = gaya tangensial (lb)

A = luasan bidang gesek pada pasak (in2)

= W x L (lebar pasak x panjang pasak)

sehingga:

τ= FtW×L

Syarat pasak aman terhadap tegangan geser

τ≤SsySF

dimana: Ssy = 0,58 Sy

SF = 2,5 (untuk beban yang tidak mengalami

beban kejut)

sehingga:

Ft

W×L≤Ssy

SF ⇒Ssy=0 ,58×Sy

23

H

W

L

Gambar 2.9 Penampang pasak


Tinjauan pasak terhadap tegangan kompresi

σ=FtA

dimana:

= tegangan kompresi (lb/in2)

Ft = gaya tangensial (lb)

A = luasan bidang gesek pada pasak (in2)

A = H2×L

sehingga:

σ= FtH

2×L

Syarat pasak aman terhadap tegangan kompresi

σ≤SycSF

dimana: Syc = Sy

SF = 2,5

(untuk beban yang tidak mengalami beban

kejut )

sehingga: Ft

H2×L≤ Sy

SF⇒Syc=Sy

24


BAB III

SKEMA PROSES DAN PERHITUNGAN

3.1 Skema proses Pembuatan kue nastar menjadi bundar

3.1.1 Pemisahan adonan

Tampak samping

Tampak atas

Gambar 3.1 Skema pemisahan adonan

Proses pembuatan kue nastar ini dimulai dengan pemisahan adonan yang tampak seperti gambar diatas. Adonan tersebut merupakan hasil dari proses pengadukan bahan baku dan proses pengerolan adonan dengan dimensi lebar sebesar 50 mm dan lebar sebesar 10 mm.

3.1.2 Injeksi selai dan pemotongan

Gambar 3.2 Skema pemotongan adonan

25

Hasil pemotongan


Setelah adonan dipisahkan, proses selanjutnya dengan menginjeksi selai nanas yang merupakan hasil dari proses pembuatan dan pemasakan nanas seiring bergeraknya adonan oleh konveyor. Sehingga terbentuk 3 lapisan seperti gambar diatas yaitu lapisan pertama berupa adonan dengan lebar 25 mm dan tebal 10 mm, lapisan kedua berupa selai dengan lebar 20 mm dan tebal 10 mm dan lapisan ketiga berupa adonan dengan lebar 25 mm dan tebal 10 mm.

Proses selanjutnya merupakan proses pemotongan yang akan menghasilkan dimensi seperti gambar diatas.

3.1.3 Pembentukan Adonan

Gambar 3.3 Skema pembentukan adonan

Setelah terbetuk dimensi bahan yang hampir menyerupai bentuk kotak, maka proses yang terakhir adalah dengan membentuk kue nastar tersebut menjadi bentuk bulat seperti pada gambar diatas.

3.2 Perhitungan pada Alat Pemotong Adonan

3.2.1 Perhitungan Kecepatan Konveyor

Conveyor begerak dengan kecepatan 20 mm/s, sehingga untuk memotong adonan sepanjang 20 mm, mesin pemotong harus memiliki 1 rotasi per sekon

1 rotasi/sekon x 60 sekon/menit = 60 rpm

V tangensial = r x w

= 0.376 m/s

26


Gambar 3.4 Alat pemotong adonan

3.2.2 Daya Untuk Alat Pemotong

Volume Total = 2x((12x6)+(3.14x32)x2) + 26x2x2 + (10x1x7+1x6/2x10)

= 46.1 10-5 m3

ρ=7883 kg/m3 cast alloy steel dari tabel A-16 buku deutchman

M = 3.634 kg

Daya = m.g.v

= 3.634 kg x 9.8 m/s2 x 0,376 m/s

=14.432 Watt

3.2.3 Daya untuk memotong Adonan

Shear stress dough = 7 Pa = 7 N/m2 (Evan Mitsoulis, Savvas G. Hatzikiriakos, food and bioproducts processing 8 7 (2009) 124–138)

Luasan adonan yang dipotong = 30cm x 25 cm = 750cm2 = 0.075 m2

27


Untuk memotong adonan dibutuhkan = 7 N/m2 x 0.075 m2 = 0.525 N

Daya memotong adonan = 0.525 N x 0.376 m/s = 0.1974 Watt

Daya total = 14.432 Watt + 0.1974 Watt= 14.6294 Watt

3.3 Perhitungan pada Alat Pembentuk Adonan

3.3.1 Menghitung tinggi alat pembentuk (h) didapat dari diameter adonan jadi

Gambar 3.5 Pengukuran nilai h pada alat

Volume Adonan

2x(25x20x10)=12500mm3

Volume Selai

10x25x10=2500mm3

Volume total

10000+2500=12500mm3

Volume sebelum bulat = Volume bulat kue nastar

12500 = 4/3 x 22/7 x r3

r3 = 12500x ¾ x 7/22

r3 = 2982.95

r = 14.39 mm

D = 14.39x2= 28.78 mm = h

28


Gambar 3.6 Alat pembentuk adonan

3.3.2 Daya Putaran Mesin

Alat Pembentuk membutuhkan kecepatan putar sebesar 120rpm agar adonan menjadi bulat sempurna

V tangensial = 0.752 m/s

4x25x50 = 5000 cm3

m= 0.005 m3 x 7883 kg/m3 = 39.415 kg

Daya = 39.415 kg x 9.8 m/s2 x 0.752 m/s

= 242.7964 Watt

3.3.3 Daya untuk membentuk Adonan

Shear stress dough = 7 Pa = 7 N/m2 (Evan Mitsoulis, Savvas G. Hatzikiriakos, food and bioproducts processing 8 7 (2009) 124–138)

Luasan adonan yang dibentuk = 30cm x 20 cm = 600cm2 =0.06 m2

Untuk membentuk adonan dibutuhkan = 7 N/m2 x 0.06 m2 = 0.42 N

Daya Total = 242.7964 + 0.42 = 243.2164 Watt

3.3.4 Rekap Hasil Perhitungan

Daya Total = 14.6294 + 243.2164 = 257.8458 Watt

Dalam 1 sekon mesin memproduksi 1 kue nastar

29


1kue/sekon x 60 sekon/ menit x 60 menit/ jam = 3600 kue/jam

3.4 Perencanaan Bevel Gear

Untuk merancang bevel gear ini ditentukan terlebih dahulu beberapa parameter sebagai berikut

Jenis gear : Bevel Gear

Sudut Tekan (ø) : 20º full depth

Velocity Ratio : 1/2

Diametral pitch : 8

Ntp : 24

Ntg : 12

Bahan Pinion : Alloy Steel SAE 311, (dari tabel 10-3 didapat So = 37000

psi, BHN = 212)

Bahan Gear : Alloy Steel SAE 1050 by OQT, (dari tabel 10-3 didapat

So = 35000 psi, BHN = 223)

Perhitungan: Pengecekan kekuatan untuk jumlah gigi kedua roda gigi

Ntp = 24

Ntg = 12

Dari tabel 10.2 hal 548 Machine design, Deutschman, didapatkan :

Yp = 0,337

Yg = 0,245

SoYp = 37000 psi x 0,337 = 12469 psi

SoYg = 35000 psi x 0,245 = 8575 psi

Karena SoYp > SoYg maka perancangan pasangan roda gigi dapat

dinyatakan aman.

Diameter roda gigi (d) :

Pinion : d p=NtpP

d p=248=3∈¿

30


Gear : d g=NtgP

d g=128=¿ 1.5 in

Perhitungan sudut pitch

Tan ɣ = d p

dg= 3

1.5=2

ɣ = arc tan 2

ɣ = 63.43

Shaft angle (Σ) = ɣ + Γ = 90º

Maka Γ = 90 – 63.43 = 26.57º

Perhitungan jumlah gigi ekivalen

N ' tp= Ntpcos ɣ

= 24cos63.43 ᵒ

=53.65

N ' tg= Ntgcos Г

= 12cos26.57 ᵒ

=13.41

Perhitungan panjang kerucut (L)

Lp=d p

2sin ɣ= 3

2 sin 63.43ᵒ=1.677∈¿

Lg=dg

2sin Г= 1.5

2sin 26.57 ᵒ=1.676∈¿

Menentukan lebar gigi (b)

Syarat untuk menentukan aman tidaknya lebar gigi yaitu dengan

persamaan

b ≤ L/3,dengan nilai Lp = 1.677∈¿Lg = 1.676 in maka didapatkan nilai b ≤

0,707in

Perhitungan diameter rata-rata

dp = dp – b sin ɣ = 3 – 0,707 sin 63.43º = 2.367 in

dg = dg – b sin Γ = 1.5 – 0,707 sin 26.57º = 1.183 in

Torsi pada poros 1

31


T 1=Hp x63000

np

dimana: HP = 0.325 hp

(efisiensi transfer daya diasumsikan 100%) , maka

T 1=0.325 x 63000

60=341.25 lb∈¿

Gaya Tangensial ( Ft )

Ft=2 xT 1

dp

Ft=2 x341.25❑3

=227.5 lb

Pitch Line Velocity ( Vp )

Vp=π . dp . np

12

Vp=3,14. 3 .6012

=47.1∈¿min¿3.90 ft /min

Gaya aksial dan gaya radial

Frp = Fag = Ft . tan ø . cos ɣ

= 227.5 . tan 20º. Cos 63.43º = 37.037 lb

Frg = Fap = Ft . tan ø. Sin ɣ

=227.5 tan 20º. Cos 26.57º = 74.05 lb

Gaya Normal Fn

Ft = Fn cos ø, maka

Fn = Ft

cosø = 227.5cos20

=242.10 lb

Beban Dinamis

Karena Vp berada pada kisaran 0 < Vp < 2000, maka

Fd=600+Vp600

Ft

32


Fd=600+3.9600

227.5=228.97lb

Analisa Kekuatan (metode AGMA) Terhadap patahan:

syarat: σ T < Sad AMAN

σ T=F t . K o . P .K s . K m

K v bJ Dari tabel 10.4 hal 555 Machine Design, Deutschman dengan asumsi

power source light shock dan beban uniform, maka didapat Ko = 1,25

Dari fig 11.33 hal 647 Machine Design Deutschman maka didapat Ks =

0,59

Dari tabel 11.3 hal 648 Machine Design, Deutschman dengan asumsi roda

gigi industri dan both member straddle mounted, maka didapat Km=1

Dari fig 10.21 hal 556 Machine Design,Deutschman dengan Vp = 1067,6

ft/min dan kurva 3 (Straight bevel gear), maka didapat Kv =0,95

Dari fig 11.35 hal 648 Machine Design, Deutschman, maka didapatkan J =

0,26

σ T=227,5 .1,25 .8 . 0,59 .1

0,95.0,707 .0,26=7686.29 psi

Sad=Sat . K l

K T K R

Dari tabel 10.7 hal 559 Machine Design, Deutschman didapat Sat = 25.000

psi

Dari tabel 10.8 hal 561 Machine Design, Deutschman dengan asumsi

number of cycle <10 juta, maka didapatkan KL = 1

Dari hal 561 Machine Design, Deutschma dengan asumsi suhu pelumas

33


tidak melebihi 250ºF, maka didapatkan KT = 1

Dari tabel 10.9 hal 562 Machine Design, Deutschman dengan asumsi

kegagalan kurang dari 1 dari 100 spesimen, maka didapatkan K R =1

Sad=25000 .11.1

=25.000 psi

Maka dengan nilai Sad = 25000 psi dan σt=7686.29 psi. Dengan

demikian Sad > σt, sehingga dinyatakan aman

3.5 Perencanaan Spur Gear

Spesifikasi data perencanaan:

Daya motor : P = 0,5 HP

Putaran poros 1 : n1 = 45 RPM

Perbandingan kecepatan : rv = 3/4

Diameter pinion dan Gear : dp = 3 in ; dg = 4 in.

Diametral Pitch : 8

Sudut Tekan (θ) : 200

Bahan Pinion dan Gear : SAE 2320 Not case hardened and

WQT (S0 = 50000 psi, BHN 225)

Jarak antara kedua pusat rodagigi (C):

C =d p + d g

2= 3+ 4

2= 3,5 in

Kecepatan keliling (Vp):

V p =π . np . d p

12 = π × 45 × 3

12= 35 .325 ft /min

Gaya-gaya yang bekerja pada rodagigi:

Torsi (T):

T = 63.000×hpn

= 63 . 000× 0,545 = 700 lb-in.

34


Gaya tangensial (Ft):

F t =33000 C

V p= 33000 × 3,5

35 . 325= 326 .963 lb

Gaya dinamis (Fd):

Gaya dinamis ditentukan berdasarkan kecepatan kelilingnya, yaitu untuk 0

¿ Vp ¿ 2000 ft /min. maka gaya dinamisnya:

Fd =600 + V p

600F t =

600 + 35 .325600

×326 . 963 = 346 . 21 lb .

Perhitungan tebal roda gigi (b):

Ditentukan berdasarkan beban keausan Buckingham:

Rumus: Fw = d p×b×Q×K

Keterangan:

Q =2dg

d p+dg= 2× 4

3 + 4= 1 .142

K = faktor keausan beban (wear load factor)

Ditentukan berdasarkan sudut tekan dan data materialnya. Direncanakan

pinion dan gear terbuat dari material yang sama, forged carbon steel (SAE

1020 case hardened and WQT), dan sudut tekan = 20 FD (Full Depth)

Dari tabel 10-3 didapat: Safe static stress : So = 20000 Psi

Kekerasan bahan: BHN = 202

Dari tabel 10-11 didapat: K = 80

Gaya dinamis Fd = Fw (allowable wear load)

Sehingga tebal gigi: b =

Fd

d p . Q . K= 346 .21

3× 1.14 × 80= 1 .265 in .

Perhitungan jumlah gigi:

Syarat: 9P< b < 13

P atau 9b< P < 13

b (P = diametral pitch)

35


didapat 1,125 < b < 1,625 ; diambil b = 1.265 in

Jumlah gigi pada pinion dan gear : Nt = d p×P = 3 8 = 24

Gigi

Pengecekan Rodagigi Dengan Metode Lewis

Persamaan Lewis: Fb = S× b×Y

P

Keterangan:

Fb = beban bending yang diijinkan (lb.)

S = So = tegangan statik yang diijinkan

= 20.000 psi

Y = faktor bentuk Lewis

Dari tabel 10-2: untuk Nt,g = 32 buah gigi maka Y

= 0.364

maka:Fb = 20 .000 × 1.265 × 0 .364

8= 1151.15 lb .

Fb > Fd, maka perencanan roda gigi adalah AMAN.

Pengecekan Rodagigi Dengan Metode AGMA

a. Tegangan desain maksimum yang diijinkan (Sad):

Rumus: Sad=

Sat×K L

KT×K r

Keterangan:

Sat = tegangan yang diijinkan dari bahan = 55.400 psi

Dari tabel 10-7 dengan kekerasan 225 BHN untuk bahan

steel

KL = faktor umur = 1

Dari tabel 10-8 dengan harapan rodagigi dapat dipakai lebih dari

105

putaran

36


KT = faktor temperatur = 1, untuk temperatur operasi

dibawah 250F

KR = faktor keamanan atau ketahanan = 1,33

Dari tabel 10-10 dengan kondisi desain normal

maka: Sad =

55.400 × 11 × 1 , 33

= 41. 654 ,14 psi

b. Tegangan pada akar gigi:

Rumus: σ t =

F t×K0×P×K S× Km

K v×b×J

Keterangan:

Ft = gaya tangensial = 132 ,1201 lb

Ko = faktor koreksi beban lebih (over load) = 1

Dari tabel 10-4 dengan kondisi light shock dan beban

merata

Ks = faktor koreksi ukuran = 1 untuk spur gear

Km = koreksi distribusi beban = 1,6

Dari tabel 10-5 dengan kondisi face width (b) kurang dari 2

in

Kv = faktor dinamis = 0,908

K v =78

√78 + √V p

= 78√78 + √35 .325 = 8.513

J = faktor bentuk/geometri = 0,35

Dari gambar 10-22 dengan kondisi Nt,p = 24 gigi dan Nt,g =

32 gigi

maka: σ t =

326 . 963×1×8×1×1,60 , 908×1×0 ,35 = 13169.057 psi

Sad > t, maka perencanaan rodagigi AMAN dari

kerusakan.

37


Pengecekan Keausan Rodagigi Dengan Metode AGMA

Rumus: σ c = C p×√ F t×Co×C s×Cm×C f

C v×d×b×I

Keterangan:

c = jumlah tegangan kontak (Contact

stress number)

Cp = koefisien yang tergantung dari sifat

elastis bahan.

Dari tabel 10-12, untuk bahan dari steel, Cp

= 2300.

Co = faktor beban lebih = Ko = 1

Cv = faktor dinamis = 0.90815.

Dari gambar 10-27. Dipilih kurva 1 dengan harapan beban dinamis yang

timbul adalah relatif kecil.

Cs = faktor ukuran = 1

AGMA menyarankan berharga > 1 dengan penurunan fatique dan

bertambahnya ukuran rodagigi.

Cm = faktor distribusi beban = 1,3

Dari gambar 10-31 untuk face width dibawah 2 in.

I = faktor geometri = 0,090

Diperoeh dari gambar 10-32b yang merupakan fungsi dari sudut kontak( =

20 FD) dan gear ratio, rv = 0,25

Cf = faktor kondisi permukaan = 1,25

maka:

σ c = 2300 × √326 .963×1×1×1,3×1 ,250 , 908×1,5×1. 265×0 ,09

= 58. 537 psi

Kondisi yang harus dipenuhi untuk evaluasi:

σ c ≤ Sac [CL × C H

CT × C R ]

38


Keterangan:

Sac = tegangan kontak yang diijinkan = 105.000 psi

Dari tabel 10-14 untuk bahan steel dan BHN = 225

CL = faktor umur = 1

Gambar 10-33, dengan harapan rodagigi dapat dipakai lebih dari 105 cycle.

CH = faktor perbandingan kekerasan = 1

Karena material yang digunakan sama (gambar 10-34)

CT = faktor temperatur = 1, untuk temperatur kerja tidak lebih dari

250F

CR = faktor keamanan = 1 untuk kondisi high reliability (tabel 10-16)

maka: σ c ≤ 105000 × [ 1 × 1

1 × 1 ] c 105.000 psi

Dengan kondisi tersebut maka perencanaan roda gigi AMAN dari keausan.

Perhitungan Berat Rodagigi

Bahan rodagigi: SAE 2320 Not case hardened and WQT, Alloy Steel

Massa jenis : = 0,283 lb./in3. (tabel A-16)

Lebar rodagigi : b = 1.265 in

Volume pinion : V= π xd2 x b4

= π x 32 x 1.2654

= 8.937 in3

Berat Pinion : w p = ρ . V p . g

= 0 , 283 lb .

in3× 8. 937 in3× 9 , 81 m

s2×(1 kg) /2,2046 )

= 11.25 N

Volume Gear: V= π xd2 x b4

= π x 42 x 1.2654

= 15.88 in3

Berat Gear : wg = ρ . V g . g

= 0 , 283 lb .

in 3× 15 . 88 in3× 9 ,81 m

s2×(1 kg ) /2,2046 )

= 19.99 N

39


3.6 Perencanaan Poros

3.6.1 Analisa Gaya Arah Vertikal (tampak samping)

F1v F2v

15 30 15

RA RB

Gambar 3.7 Analisa gaya poros tampak samping

Σ FV=0⇒RA+RB=F 1v + F2v

RA+RB=56.14191…………………………………………….(1)

Σ M A=0⇒ (F1 v × 15 )+(F2 v × 45 )−(RB× 60 )=0

RB× 60 = 1442.12865

RB = 24.035 N

Masukkan ke persamaan 1 dan RB = 24.035 N

RA+RB=56.14191

RA=56.14191−¿24.035

RA = 32.1064 N

40


Diagram Geser

Gambar 3.8 Diagram gesr poros bidang vertikal

Diagram Momen

Gambar 3.9 Diagram momem poros bidang vertikal

3.6.2 Analisa GayaArah Horizontal (tampak atas)

F3h

60 15

RA RB

Gambar 3.10 Analisa gaya poros tampak atas

Σ F H=0⇒RA+RB=F 3h

RA+RB=386.687…………………………………………….(1)

Σ M A=0⇒ (F3 h× 75 )− (RB ×60 )=0

RB× 60 = 29001.525

41


RB = 483.36 N

Masukkan ke persamaan 1 dan RB = 483.36 N

RA+RB=386.687

RA=386.687−¿483.36

RA = -96.67175 N (ke atas)

Diagram Geser

Gambar 3.11 Diagram geser poros bidang horizontal

Diagram Momen

Gambar 3.12 Diagram momen poros bidang horizontal

Momen Bendding Maksimal

M C=√M Bv2+M Bh

2=√(−58003.05¿¿2)+(4815.96¿¿2)=4959.16 Nmm=43.89lbin ¿¿

Torsi Tersbesar

T=234.585 Nmm = 20.76252122 lbin

42


3.6.3 Perhitungan Endurance Limits

Endurance limit sendiri adalah besarnya tegangan minimum yang bisa

diterima material ferrous yang akan mengakibatkan kelelahan untuk tahan

terhadap pemakaian hingga 107 putaran, dirumuskan sebagai berikut :

Se=1

K f× S 'n ×CR ×CS ×C F ×CW

Dimana :

Kf bending = 1,3

Faktor untuk poros dengan adanya lubang pasak berbentuk sled

runner.

S’n = 0,5 x 142000 = 71000 psi

Faktor endurance limit/fatigue limit material, dengan asumsi

material yang digunakan adalah Cast Iron, maka menggunakan

persamaan S’n = 0,5 x Su.

(Persamaan 3-14 untuk cast iron, Machine Design, hal. 107)

CR = 1 - 0,08(DMF)

Dimana : CR (faktor reduksi kekuatan tehadap kelelahan)

DMF (deviation multiplication factor) = 1,64

dengan asumsi poros dioperasikan pada lingkungan non

corrosive dengan survival rate 95 %

Maka : CR = 1- 0,08(1,64) = 0,8688

CF = 0,79

Faktor kondisi permukaan, dengan asumsi proses pengerjaan

permukaan dengan mesin.

(Gambar 7, Lampiran)

CS = 0,85.

(pers. 3.24, Machine Design hal 110)

CW = 1

Faktor pengelasan, dengan asumsi tidak ada pengelasan.

(tabel 3-3, Machine Design hal 113)

Dari persamaan diatas, didapatkan endurance limits sebesar :

43


Se=1

1,3×71000 × 0,8688× 0,79 ×0,85 ×1

= 31862.57 psi

3.6.4 Perhitungan Diameter Poros

Berdasarkan persamaan Distortion Energy, diameter minimal poros adalah

sebagai berikut :

S yp

N≥ 32

π D13

2√[( S yp

SeM r)

2

+ 34

T2]83000

2≥ 32

π D13

2√[( 8300031862.57

×43.89)2

+(34

× 20.7622)]D1 ≥ 3√0.2082

D1 ≥0.605∈¿

Dari perhitungan diatas didapatkan, diameter minimal poros I sebesar

0.605∈¿

3.7 Perencanaan Bantalan

Data yang perlu diketahui dalam perhitungan bantalan yaitu: putaran poros

(n), diameter poros (d). Dan yang dihitung yaitu:

Gaya-gaya pada tumpuan (Fr):

Fr=√FH2 +FV

2

dimana: Fr= gaya radial (lb)

FH= gaya horizontal (lb)

FV= gaya vertical (lb)

Beban ekivalen (P):

P=V×Fr

dimana: P= beban ekivalen (lb)

V= faktor putaran

1 untuk ring dalam berputar

1,2 untuk ring luar berputar

44


Fr= gaya radial (lb)

Umur bantalan (L10):

L10=(CP )b106

60×n dimana: L10 = umur bantalan (jam)

C = basic dynamic load rating (lb)

P = beban ekivalen (lb)

B = konstanta yang tergantung dari

type bantalan 3 untuk ball bearing 10/3 untuk roller bearing

n = putaran poros (rpm)

Pada gear box ini mengunakan bantalan jenis “Deep-Groove Ball Bearing”

adapun dimensi bantalan standar SKF sebagai berikut:

Gambar 3.13 Ball Bearing Single Row

45

dimana: D = diameter luar (in)

d = diameter dalam (in)

B


Gambar 3.14 Ball Bearing Double Row

Pada analisa perencanaan gearbox ini diambil beberapa asumsi, antara

lain:

1. Umur bearing = 3 tahun, dengan penggunaan mesin 12 jam/hari, 12

bulan/tahun, didapatkan umur kerjanya 13140 jam.

2. Karena jenis roda gigi yang digunakan spur gear semua maka beban

axial untuk semua poros = 0 lb. Sehingga persamaan beban

ekuivalennya :

P= (XVFr+YFa )Fs

Di mana : V = 1 untuk ring dalam yang berputar

X = factor beban radial

Fr = beban radial

Y = factor beban axial

Fa = beban axial

Fs = konstanta kondisi beban = 2 (untuk moderate shock

load)

Karena Fa = 0 , Fa

VFr<0

, sehingga X = 1 dan Y = 0

Sehingga P=FsVXFr=2 Fr

3.7.1 Perencanaan Bearing pada Poros

Data awal : dporos = 0.605 inch = 16.51 mm

putaran poros (n) = 60 rpm

beban horizontal pada tumpuan A= Ah = 96.67175 N

beban vertikal pada tumpuan A = Av = 32.1064 N

46

DP

wL

w


Fr di A = (96.671752 +32.10642)1/2= 101.863 N

beban horizontal pada tumpuan B= Bh = 24.035 N

beban vertikal pada tumpuan B = Bv = 483.36 N

Fr di B = (24.035 2 +483.36 2)1/2= 483.957 N

● Perhitungan bantalan A :

P = 2Fr = 2 x101.863 = 203.726 N = 45.799 lb

Pemilihan bantalan :

Tipe bearing W6002 dengan C = 4,88 kN = 1097,06 lbf

L10=(CP )b 106

60 n

L10=(109745 . 799 )

3 106

60×1092C=209738 . 42 hr

● Perhitungan bantalan B :

P=2 Fr=2×483 .957 =967 . 914 N =217.595 lb

Pemilihan bantalan :

Tipe bearing W6302 dengan C = 9,95 kN = 2,236 lbf

L10=(CP )b106

60 n

L10=(2236217 .595 )

3 106

60×1092L10=16561 .313 hr

3.8 Perencanaan Pasak

Pada sistem ini mengunakan pasak jenis “Square Type” adapun dimensi pasak

sebagai berikut:

DP = diameter poros

w = lebar pasak

47


L = panjang pasak

Gambar 3.15 Dimensi pasak

Perencanaan Pasak Pada Poros

Diameter poros (DP) = 0.605 in

Torsi poros (T) = 20.762 lb.in

Syp Poros = 83.000 Psi

Tinggi dan Lebar Pasak Tabel 7.7 hal 363 Machine Design, Deutschman,

Lebar Pasak (w) = Tinggi Pasak (w) = 0.1875

Analisa Tegangan akibat Geser

Persamaan 7.21 hal 366 Machine Design, Deutschman

2 xTwxDxL

=0 , 58 xSypN

L=2 xTxN

wxDx 0.58 xSyp

L =0.015 in

Analisa Tegangan akibat kompresi

Persamaan 7.21 hal 366 Machine Design, Deutschman

4 xTwxDxL

=SypN

48

DimanaT = Torsi (lb.in) = 1680 lb

w = Lebar Pasak (in): 0.1875 in

D = Diameter Poros (in) : 0.605 in

L = Panjang Pasak (in)

Syp = Kekuatan Yield (psi) : 83000


L= 4 xTxNwxD×Syp =

4 x 20.762 x20.1875 x 0.605 x83000

L = 0.0077 in

Pemilihan PanjangPasak

L akibat Geser = 0.015 in L akibat kompresi = 0.0077in.

Dari hasil ini disimpulkan bahwa gaya yang diterima pasak terlalu kecil membuat

dimensi hasil perhitungannya kecil pula. Sehingga dipilih panjang pasak sebesar 1

in, sebagai pasak yang sudah lebih dari cukup menahan gaya-gaya yang ada

Material Pasak = AISI 1040 N

Syp = 50.000 psi

Panjang = 1 in.

49

Dimana :

T = Torsi (lb.in)

w = Lebar Pasak (in)

D = Diameter Poros (in)

L = Panjang Pasak (in)

Syp = Kekuatan Yield (psi)

N = Faktor keamanan


BAB IV

KESIMPULAN

4.1 Daya Mesin Total

Daya Total untuk Pemotong Adonan = 14.6294 Watt

Daya Total untuk Membentuk Adonan = 243.2164 Watt

Daya Total = 257.8458 Watt

4.2 Produksi Kue Nastar

Dalam 1 sekon mesin memproduksi 1 kue nastar

1kue/sekon x 60 sekon/ menit x 60 menit/ jam = 3600 kue/jam

4.3 Spesifikasi Alat

4.3.1 Dimensi Spur Gear

Diameter pinion dan Gear : dp = 3 in ; dg = 4 in.

Diametral Pitch : 8

Sudut Tekan (θ) : 200

Bahan Pinion dan Gear : SAE 2320

4.3.2 Dimensi Bevel Gear

Sudut Tekan (ø) = 20º full depth

ɣ = 63.43 º

Γ = 26.57º

Diametral pitch =8

Tebal = 17.9578 mm

Panjang kerucut = 42.5958 mm

Diameter Pinion = 76.2 mm

Diameter rata-rata = 60.1218 mm

Ntp = 24

Bahan Pinion = Alloy Steel SAE 311

50


Diameter Gear = 38.1 mm

Diameter rata-rata = 30.0482 mm

Ntg = 12

Bahan Gear = Alloy Steel SAE 1050

4.3.3 Dimensi Alat Pemotong

Jari2 Putaran = 120 mm

Diameter Lingkaran kecil = 60 mm

Tebal = 20 mm

Panjang batang = 260 mm

Tebal batang = 20 mm

Lebar Batang Pisau =100 mm

Panjang Pisau = 60 mm

Material Alat = Cast alloy steel

4.3.4 Dimensi Alat Pembulat

Panjang Balok = 500 mm

Lebar Balok = 250 mm

Tebal Balok = 40 mm

Material Alat = Cast alloy steel

4.3.5 Dimensi Poros

Panjang Poros = 750 mm

Diameter poros = 15.367 mm

Material Alat = Cast iron

51


4.3.6 Dimensi Pasak

Panjang = 25.4 mm

Lebar = 4.7625 mm

Material Pasak = AISI 1040 N

4.4 Spesifikasi Motor

Daya = 0,5 hp

Fasa = 3 fasa, 60Hz

Kebutuhan Putaran = 45 rpm

Gambar 4.1 Spesifikasi Motor Penggerak

52


DAFTAR PUSTAKA

1. Deutschman, Aaron. 1975. Machine Design Theory and Practice. New

York : Macmillan Publisher

2. Evan Mitsoulis, Savvas G. Hatzikiriakos. 2009. Food and bioproducts

processing

3. Sato, G Takeshi. N Sugiarto. 1981. Menggambar Mesin Menurut Standart

ISO. Jakarta. Pradya Paramita.

53

Perhitungan Pem

Documents

Transcript of Perhitungan Pem