Tugas Rancangan Elemen Mesin - Karya Tulis Ilmiah · Web viewTabel 3.3 Tegangan Lentur Yang...
Transcript of Tugas Rancangan Elemen Mesin - Karya Tulis Ilmiah · Web viewTabel 3.3 Tegangan Lentur Yang...
Tugas Rancangan Elemen Mesin
PERENCANAAN BANTALAN PADA RODA GIGI KENDARAAN RODA DUA SUZUKI SHOGUN R
DAYA : 9,8 HPPUTARAN : 9000 RPM
DISUSUN
OLEH
SAID JUNAIDI0451610082
JURUSAN TEKNIK PERTANIANFAKULTAS PERTANIAN UNIVERSITAS SYIAH KUALA
DARUSSALAM-BANDA ACEH2008
BAB I
PENDAHULUAN
1.1 latar belakang
Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga
putaran atau gerakan bolak baliknya dapat berlangsung secara halus,aman dan
panjang umur. Bantalan harus cukup kokoh untuk memungkinkan poros seta elemen
mesin lainnya bekerja dengan baik. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik maka
prestasi seluruh system akan menurun atau tak dapat bekerja secara semestinya.
Bantalan dapat dikelompokan dalam dua jenis yaitu
a. Bantalan luncur, dimana pada bantalan ini terjadi gesekan luncur antara
poros dan bantalan karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan
bantalan dengan perantaraan lapisan pelumas.
b. Bantalan gelinding, pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding antara
bagian yang berputar dengan elemen gelinding.
Kedua jenis bantalan juga dapat dibagi lagi berdasarkan arah beban yang
diterimanya, yaitu
a.Bantalan radial, arah beban yang ditumpu bantalan ini adalah tegak lurus
sumbu poros.
b. Bantalan aksial, arah beban yang ditumpu bantalan ini adalah sejajar poros.
Poros dalam dalam gear box adalah poros transmisi yang artinya poros ini juga
ikut berputar, oleh karena itu gaya ataupun beban yang ditumpu oleh bantalan pada
poros ini dan elemen lain yang melekat padanya seperti roda gigi adalah beban radial
yang artinya arah gayanya adalah tegak lurus sumbu poros.
Berdasarkan beban yang diterima poros, maka bantalan yang dipilih untuk
poros dalam gear box adalah bantalan gelinding radial, karena bantalan gelinding
mempunyai keuntungan gesekan gelinding yang sangat kecil dibandingkan dengan
bantalan luncur.
1.2 Perbandingan antara bantalan luncur dengan bantalan gelinding.
Bantalan luncur mampu menumpu poros yang berputar tinggi dengan beban
besar. Bantalan ini sederhana konstruksinya dan dapat dengan mudah di buat serat di
pasang. Oleh karena gasekannya yang besar pada waktu berjalan, bantalan luncur
memerlukan momen awal yang besar. Pelumasan pada bantalan ini tidak begitu
sederhana. Dimana panas ynag timbul dari gesekan yang besar, terutama pada beban
yang besar yang memerlukan pendinginan khusus. Sekalipun demikian karena
adanya lapisan pelumas bantalan ini dapat meredam tumbukan dan getaran sehingga
hampir tidak bersuara. Adapun tingkat ketelitian yang di perlukan tidak setinggi
bantalan gelinding sehingga dapat lebih murah.
Bantalan gelinding pada umumnya lebih cocok untuk beban kecil dari pada
bantalan luncur yang tergantung pada bentuk elemen gelindingnya. Putaran pada
bantalan ini di batasi oleh gaya sentrifugal yang timbul pada elemen gelinding
tersebut. Karena konstruksinya yang sukar dan ketelitian yang tinggi maka bantalan
gelinding hanya dapat di buat di pabrik-pabrik tertentu saja. Dan harga pada
umumnya lebih mahal dari bantalan luncur. Untuk menekan biaya pembuatan serta
memudahkan pemakaian, bantalan gelinding di produksi menurut standar dalam
berbagai ukuran bentuk. Keunggulan dari bantalan ini adalah karena gesekannya
yang sangat rendah. Proses pelumasannya pun sangat sederhana cukup dengan gmuk
bahkan pada macam yang memakai sil sendiri tidak perlu pelumasan lagi. Meskipun
ketelitiannya sangat tinggi namun karena adanya gerakan elemen gelinding dan
sangkar pada putaran yang tinggi bantalan ini agak gaduh di bandingkan dengan
bantalan luncur.
1.3 hal-hal penting dalam perencanaan bantalan radial
Jika beban bantalan dan [poros di berikan, pertama perlu diperiksa apakah
beban perlu dikoreksi. Selanjutnya tentukan beban rencana dan pilihlah bahan
bantalan. Kemudian tekanan bantalan yang diizinkan dan harga pv yang di diizinkan
di turunkan secara empiris.
Tentukan panjang bantalan l sedemikian hingga tidak terjadi pemanasan yang
berlebihan. Setelah itu periksalah bahn bantalan dan tentukan diameter poros
sedemikian rupa hingga tahan terhadap lenturan. Periksalah tekanan bantalan dan
(l/d).
Bila diameter poros sudah di berikan terlabih dahulu , mulailah dengan
kekuatan bantalan. Dalam semua hal pemeriksaan tekanan bantalan, harga pv dan
(l/d) adalah penting.
Jika pemilihan bahan pelumas, cara pelumasan dan pendinginan terus menerus
akan dilakukan atas dasar jangka waktu kerja, kondisi pelayanan, dan lingkungannya
perlu di tentukan jumlah aliran minyak persatuan waktu.
Kekuatan bantalan
Misalkan beban yang terbagi rata dan bekerja pada bantalan dari sebelah bawah.
Panjang bantalan dinyatakan denagn l(mm), beban persatuan panjang denagn
w(kg/mm),dan beban bantalan dengan W(kg), serat reaksi tumpuan di hitung. Maka
W= w.l.
Besarnya momen lentur maksimum yang di timbulakan oleh gaya-gaya di atas adalah
M=wl2/2 = W l/2
Gambar bantalan radial ujung dan radial tengah
Pemilihan l/d
Untuk bantalan perbandinagan antara panjang dan diameternya adalah sangat
penting, sehingga dalam perencanaan perlu di perhatikan hal-hal seperti
berikut:
1. semakin kecil l/d , semakin rendah kemampuannya untuk menahan
beban.
2. semakin besar l/d, semakin besar pula panas yang timbul karena
gesekan.
3. dengan memperbesar l/d kebocoran pelumas pada ujung bantalan dapat
di perkecil.
4. harga l/d yang terlalu besar akan menyebabkan tekanan yang tidak
merata. Jika lebih baik di pakai harga menengah. Jika kelonggoran
antara bantalan dan poros akan di perkecil atau jika sumbu poros agak
miring terhadap sumbu bantalan maka l/d harus di kurangi.
5. jika pelumaskurang dapat di ratakan denagn baik ke seluruh permukaan
bantalan, harga l/d harus di kurangi.
6. untuk menentukan l/d dalam merencanakan, perlu di perhatikan berapa
besar ruangan yang tersedia untuk bantalan tersebut di dalam mesin.
7. harga l/d tergantung pada kekerasan bahan bantalan. Bahan lunak
memerlukan l/d yang besar.
Tekanan bantalan
Bantalan dapat berbentuk selinder, bola atau kerucut. Yang paling
banyak adalah yang berbentuk selinder. Yang di maksud dengan tekanan
bantalan adalah beban radial di bagi luas proyeksi bantalan,yang besarnya
sama dengan beban rata –rata yang di terima oleh permukaan bantalan. Jika
dinyatakan dengan p (kg/mm2), beban rata-rata ini adalah p=W/ld
L (mm) adalah panjang bantalan, d(mm) adalah diameter poros. Bila l dan d
dinyatakan dalam cm,satuan p adalah kg/cm 2. untuk bantalan dengan lubang
minyak atau alur minyak, harga l.d harus di kurangi luas lubnag atau alur
tersebut untuk menghitung p.
Sifat-sifat bahan bantalan luncur
Sumber: Sumber: Sularso, K. Suga, 1987.
Tekanan maksimum yang diizinkan, dll., dari bantalan radial
Catatan: x = pelumas tetes atau cincin; + = pelumas percik; = pelumas
pompa
1.4 Cara Kerja
Kendaraan jenis Suzuki shogun R ini mempunyai 4 variasi putaran atau variasi
kecepatan dan mempunyai tiga poros yaitu poros output dan poros transisi yang
keduanya berada dalam gear box dan satu lagi poros input utama yang merupakan
tempat melekatnya kopling dan connecting road piston. Putaran poros transisi
merupakan reduksi putaran dari poros utama melalui roda gigi 9 dan 10, dan ini
merupakan tahap reduksi awal. Perubahan variasi kecepatan sesuai dengan yang
diinginkan dapat dilakukan melalui shift drum (pendorong gigi yang satu ke gigi
yang lainnya). Shift drum inilah yang menggerakkan tuas pengatur yang langsung
dihubungkan dengan roda gigi yang dilengkapi dengan tuas penekan.
Pada gambar sket terlihat posisi pada variasi kecepatan pertama (tingkatan
rendah), adapun cara kerja pada variasi kecepatannya adalah sebagai berikut:
Tingkatan pertama : Bila tuas penekan ditekan ke depan, shift drum akan
mendorong roda gigi 4 kekiri (dari sket) sehingga akan terjadi
kaitan dengan roda gigi 2 maka akan berlangsung putaran
antara roda gigi 1 dan roda gigi 2.
Tingkatan kedua : Bila tuas penekan lagi kedepan, maka shif drum akan
mendorong roda gigi 4 kekanan (dari sket) yaitu pada posisi
semula, dan mendorong gigi 5 kekiri (dari sket) sehingga
terkait dengan roda gigi 3 dengan demikian roda gigi 3
menggerakkan roda gigi 4.
Tingkatan ketiga : Bila tuas penekan ditekan lagi kedepan, maka shift drum akan
mendorong roda gigi 5 kekanan (dari sket) pada posisi semula
dan juga mendorong roda gigi 4 kekanan (dari sket) sehingga
terjabdi kaitan dengan roda gigi 6, maka roda gigi 5
menggerakkan roda gigi 6.
Tingkatan keempat : Bila tuas penekan ditekan lagi kedepan maka akan terkait roda
gigi 7 dengan roda gigi 8 melalui shift drum, ini akibat
dorongan roda gigi 5 dan 6 yang bergerak kekanan (dari sket).
BAB II
PERENCANAAN POROS DAN SPLINE
Poros adalah salah satu elemen mesin yang berfungsi untuk meneruskan daya
dan putaran secara bersamaan. Poros yang berfungsi dalam transmisi ini dapat
diklasifikasikan menurut pembebanannya adalah sebagai berikut:
1. Poros transmisi, poros yang mengalami beban puntir murni atau puntir dan
lentur.
2. Spindel, poros transmisi yang relatif pendek dan beban utamanya berupa
puntiran.
3. Gandar, poros yang hanya menerima beban lentur saja, dipakai antara roda-roda
kereta barang, dimana tidak mendapat beban puntir.
2.1 Perhitungan Daya Dan Putaran Pada Masing-Masing Poros
Penerusan daya melalui poros dan roda gigi tidak selalu menghasilkan nilai
yang tetap karena terjadi penghilangan daya sewaktu terjadinya kontak antara
pasangan roda gigi, yang mana energi mekanik yang dimiliki oleh roda gigi
penggerak berubah menjadi panas karena tumbukan dengan roda gigi yang
digerakkan pada saat tenjadi kontak dan energi panas ini tidak dibutuhkan dalam
system transmisi putaran. Oleh karena itu dalam perencanaan poros ini digunakan
suatu faktor yang menunjukkan jumlah daya yang dapat diteruskan dalam transmisi
putaran yaitu efisiensi transmisi (η). Harga dari efisiensi ini adalah lebih kecil dari
satu (η < 1) atau tidak pernah mencapai nilai 100%.
Dalam perencanaan poros kendaraan Suzuki shogun R yang berdaya 9,8 Hp
dan berputaran 9000 rpm ini, efisiensi penerusan daya direncanakan sebesar 0,98
atau 98%. Dengan diketahuinya efisiensi transmisi ini maka daya tiap poros dapat
dihitung yaitu sebagai berikut:
Daya poros I (penggerak utama) = 9,8 Hp x 0.735 kW = 7,203 kW
Daya poros II (poros transisi) = 7,203 kW x 0,98 = 7,059 kW
Daya poros III (poros output) = 7,059 kW x 0,98 = 6,918 kW
Putaran yang ditransmisikan melalui roda gigi dari satu poros keporos lainnya
mengalami perubahan dari segi jumlah putarannya, hal ini dikarenakan
perbandingan transmisi tidak selalu sama dengan satu (i ≠ 1), sehingga
putarannya bisa lebih kecil (i > 1)
ataupun lebih besar (i < 1) dari semula. Hubungan antara jumlah putaran
dengan i adalah sebagai berikut:
Dengan mempergunakan persamaan di atas dan diketahuinya perbandingan
transmisi tiap pasangan roda gigi, maka putaran tiap poros dapat kita hitung.
Perbandingan transmisi tiap pasangan roda gigi dalam gear box kenderaan Suzuki
tipe shogun R dapat di lihat dalam Tabel 2.1 di bawah ini.
Tabel 2.1 Perbandingan transmisi tiap tahapan
Tahapan Perbandingan transmisiReduksi awal 3,8
Kecepatan pertama/rendah 3Kecepatan kedua 1,875Kecepatan ketiga 1,368
Kecepatan keempat/top 1,052 Sumber: Distributor Suzuki, Peunayong
Berdasarkan data tersebut, maka kita dapat menentukan putaran tiap-tiap
poros yaitu:
1. Putaran poros kedua, yang merupakan reduksi awal dari poros penggerak utama
yang mempunyai putaran sebesar 9000 rpm.
rpm
2. Putaran poros output, untuk poros ini tingkatan putaran yang dialaminya
tergantung dari tingkatan kecepatan, maka untuk tingkatan kecepatan:
a. Pertama rpm
b. Kedua rpm
c. Ketiga rpm
d. Top rpm
Demikianlah perhitungan daya dan putaran tiap-tiap poros yang mana data ini
akan dipergunakan dalam tahapan perhitungan berikutnya.
2.2 Perhitungan Poros Penggerak Utama/Input Dan Pasak
Poros penggerak utama yang berputar akibat gerakan bolak-balik piston
dihubungkan dengan kopling yang bergigi pada diameter terluarnya. Poros ini
berputar dengan daya 7,203 kW dan putarannya sebesar 9000 rpm, beban utama
poros ini berupa beban puntir, pada ujung poros ini terdapat sebuah kopling yang
memberikan beban lentur terhadap poros, namun beban lentur ini dapat diabaikan
karena terlalu kecil dibandingkan beban puntir, walaupun demikian demi keamanan
dalam pemakaian pengaruh beban lentur ini dimasukkan dalam faktor Cb yang
harganya antara 1,2 –2,3.
Variasi daya akan dialami oleh poros ini, daya yang besar diperlukan pada saat
mendaki dan perubahan tingkatan kecepatan, namun daya normal diperlukan setelah
perubahan kecepatan dan pada jalan datar, oleh karena itu daya yang digunakan
untuk perhitungan ini adalah daya rata-rata dengan faktor koreksinya (fc) adalah 1,3
(Tabel 2.2) sehingga daya rencana dari poros adalah:
kW
Tabel 2.2 Faktor-faktor koreksi daya yang akan ditransmisikan,fc
Daya yang akan ditransmisikan fc
Daya rata-rata yang diperlukanDaya maksimum yang diperlukanDaya normal
1,2 – 2,00,8 – 1,21,0 – 1,5
Sumber: Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin,1987, hal 7
Momen puntir (T) yang dialami oleh poros dapat dihitung dengan
menggunakan persamaan berikut:
Dalam perencanaan ini bahan yang dipilih untuk poros adalah batang baja yang
ditarik dingin dengan lambangnya S35C-D (Tabel 2.3) yang tegangan tariknya (σB)
sebesar 53 kg/mm2 dan faktor keamanan (Sf1) bahan berlambang S-C adalah 6,0.
Pemilihan material ini sebagai bahan poros dikarenakan batang baja ini telah ditarik
dingin sehingga permukaan poros yang beralur pasak menjadi lebih keras dan
kekuatannya bertambah besar. Di samping beralur pasak poros ini juga dibuat
bertangga dengan diameter lebih besar pada tempat dipasangnya bantalan, hal ini
bertujuan untuk menyesuaikannya dengan diameter dalam dari bantalan.
Tabel 2.3 Baja karbon untuk kontruksi mesin dan baja batang yang ditarik dingin untuk poros
Standar dan macam Lambang Perlakuan
panasKekuatan
tarik(kg/mm2) Keterangan
Baja karbon konstruksi
mesin (JIS G 4501)
S30CS35CS40CS45CS50CS55C
Penormalan“““““
485255586266
Batang baja yang difinis
dingin
S35C-DS45C-DS55C-D
---
536072
Ditarik dingin, digerinda, dibubut,atau gabungan antara hal-hal tersebut
Sumber: Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin,1987, hal 3
Pengaruh-pengaruh ini dimasukkan dalam perhitungan yang dinyatakan dengan
Sf2 yang harganya 1,3 sampai 3,0. Pada perencanaan ini faktor Sf2 diambil sebesar
2,5, dari data-data diatas dapat ditentukan tegangan geser yang diizinkan (τa ) untuk
poros yaitu: kg/mm2
Pembebanan yang akan dialami oleh poros dikenakan dengan sedikit kejutan
pada waktu star dan pada waktu pemindahan tingkatan kecepatan, oleh karena itu
faktor momen puntir Kt diambil sebesar 1,5 (Tabel 2.4), sementara itu faktor beban
lentur Cb diambil sebesar 1,5. Semua faktor ini akan digunakan dalam perhitungan
diameter poros dengan memakai persamaan berikut:
Tabel 2.4 Faktor Momen Puntir
Cara pembebanan Kt
Beban dikenakan secara halusTerjadi sedikit kejutanBeban dikenakan dengan kejutan dan tumbukan besar
1,01,0 – 1,51,5 – 3,0
Sumber: Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin,1987, hal 8
Diameter poros harus dipilih dari Tabel 2.5, berdasarkan tabel tersebut
diameter 15 mm hanya digunakan pada tempat bantalan dipasang, oleh karena itu
diameter poros dipilih sebesar 16 mm.
Tabel 2.5 Diameter Poros4
4,5
5
*5,6
6
*6,3
7*7,1
8
9
10
11
*11,212
*12,5
14(15)16
(17)18192022
*22,42425
2830
*31,532
3535,5
38
40
42
45
4850
5556
60
63
6570717580859095
100(105)110
*112120
125130
140150160170180190200220
*224240250260280300*315320340
355360380
400
420440450460480500530
560
600
630
Sumber: Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin,1987, hal 9
Keterangan :
1. Tanda* menyatakan bahwa bilangan yang bersangkutan dipilih dari bilangan standar
2. Bilangan didalam kurung hanya dipakai untuk bagian dimana akan dipasang bantalan gelinding
Menurut Sularso (Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, 1987),
Berdasarkan diameter poros dapat ditentukan alur pasak pada poros dengan melihat
tabel ukuran pasak yang telah distandarkan dan juga dapat ditentukan diameter poros
tempat dipasangnya bantalan.
Alur pasak
5 x 3 x filet 0,25 (Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin, 1987, hal 10)
Diameter dalam bantalan adalah = 17 mm
jari-jari filet = (17 – 16)/2 = 0,5 mm
Kosentrasi tegangan pada poros bertangga adalah
0,5/16 = 0,03; 17/16 = 1,06, β = 1,4
Kosentrasi tegangan pada alur pasak
0,25/16 = 0,015, α =2,8 α > β
Tegangan geser yang terjadi pada poros adalah :
kg/mm2
Pemeriksaan keamanan poros yang telah dihitung dapat dilakukan dengan
membandingkan tegangan geser yang diizinkan yang dikoreksi dengan tegangan
geser yang dihitung atas dasar poros tanpa alur pasak, faktor lenturan Cb dan Kt.
Sebuah poros aman digunakan apabila tegangan geser yang diizinkan yang dikoreksi
lebih besar dari tegangan geser yang dihitung atas dasar poros tanpa alur pasak,
faktor Cb dan Kt.
Berdasarkan perbandingan diatas maka poros yang telah dihitung adalah aman
dan layak untuk digunakan.
Penerusan daya dari poros utama keporos transisi dilakukan oleh kopling yang
bergigi pada diameter luarnya, penerusan daya tidak akan terjadi apabila tidak ada
pengikat antara poros dan kopling, maka digunakanlah pasak untuk melakukan
fungsi tersebut. Data-data untuk menghitung pasak dapat diperoleh dari perhitungan
poros, data tersebut adalah ds dan T, maka gaya tangensial F pada permukaan poros
adalah:
kg
Berdasarkan tabel alur pasak standar, maka dimensi dari pasak adalah:
Penampang pasak 5 x 5
Kedalaman alur pasak pada poros t1 = 3,0 mm
Kedalaman alur pasak pada naf t2 = 2,3 mm
Bahan pasak yang dipilih adalah batang baja S45C-D dengan tegangan tariknya
σB adalah 60 kg/m2 dengan faktor keamanan Sfk1 adalah 6 dan Sfk2 dipilih sebesar 2
karena beban dikenakan dengan sedikit kejutan. Untuk menghindari kerusakan
permukaan samping pasak, maka perlu dihitung tegangan geser yang dizinkan τka
dengan menggunakan persamaan berikut:
kg/mm2
Gaya yang bekerja pada sisi samping pasak akan menimbulkan tekanan terhadap
pasak yang besarnya adalah :
Namun tekanan permukaan ini mempunyai batas tertentu yang dinamakan
dengan tekanan permukaan yang dizinkan pa yang harganya adalah 8 kg/mm2 untuk
poros diameter kecil dan 10 kg/mm2 untuk poros dengan diameter besar, dan
setengah dari harga diatas untuk poros berputaran tinggi. Untuk poros yang
direncanakan ini harus dipilih sebesar 4 kg/mm2 karena poros berdiameter kecil dan
berputaran tinggi. Panjang pasak yang diperlukan dapat dihitung dari tegangan geser
yang diizinkan yaitu:
Panjang pasak juga dapat ditentukan dari tekanan permukaan yang diizinkan
Dari kedua panjang yang didapat dari perhitungan, maka yang diambil adalah
yang lebih besar yaitu 11,08 mm, namun panjang dari pasak telah distandarkan
dalam tabel ukuran pasak, dari tabel tersebut kita bisa memilih nilai yang mendekati
dengan nilai yang didapat dari perhitungan yaitu 14 mm. Untuk mengetahui
keamanan dari perhitungan pasak ini maka beberapa syarat keamanan harus dipenuhi
oleh pasak ini, syarat tersebut adalah:
0,25 < b/ds < 0,35
0,75 < lk/ds < 1,5
0,25 < 0,3125 < 0,35
0,75< 0,875 < 1,5
Berdasarkan syarat diatas, maka pasak yang telah dihitung adalah aman dan baik
untuk digunakan.
2.3 Perhitungan Poros Kedua Dan Spline
Poros penggerak utama yang berputar akibat gerakan bolak-balik piston
memindahkan daya sebesar 7,059 kW dan 2354 rpm keporos kedua melalui roda
gigi. Poros kedua dibebani dengan beban puntir sebagai beban utamanya dan beban
lentur akibat pemasangan roda gigi, namun beban lentur ini sangat kecil
dibandingkan dengan beban utamanya, sehingga pengaruh beban lentur ini hanya
dimasukkan dalam faktor Cb yang harganya dipilih sebesar 2.
Variasi daya juga dialami oleh poros ini, daya yang besar diperlukan pada saat
perubahan tingkatan kecepatan dan pada saat tanjakan, namun daya normal
diperlukan setelah perubahan kecepatan, dan pada jalan yang datar, oleh karena itu
daya yang digunakan untuk perhitungan ini adalah daya rata-rata dengan faktor
koreksinya (fc) adalah 1,3 (Tabel 2.2) sehingga daya rencana dari poros adalah:
Momen puntir (T) yang dialami oleh poros ini adalah:
Dalam perencanaan ini bahan yang dipilih untuk poros kedua adalah batang
baja yang ditarik dingin dengan lambangnya S45C-D (Tabel 2.3) yang tegangan
tariknya (σB) sebesar 60 kg/mm2 dan faktor keamanan (Sf1) adalah 6,0. Poros ini
juga dibuat bertangga seperti poros utama.
Pengaruh ini dimasukkan dalam perhitungan yang dinyatakan dengan Sf2, pada
perencanaan ini faktor Sf2 diambil sebesar 1,5, dari data-data diatas dapat ditentukan
tegangan geser yang diizinkan (τa ) untuk poros yaitu:
kg/mm2
Pembebanan yang akan dialami oleh poros ini sama dengan poros utama,
karena poros ini langsung berhubungan dengan poros utama, oleh karena itu faktor
momen puntir Kt diambil sebesar 1,5 (Tabel 2.4), sementara itu faktor beban lentur
Cb diambil sebesar 2. Semua faktor ini akan digunakan dalam perhitungan diameter
poros dengan memakai persamaan berikut:
Diameter poros harus dipilih dari Tabel 2.5, dari tabel tersebut didapatkan
bahwa diameter 21 mm tidak terdapat dalam tabel, oleh karena itu diameter poros
dipilih sebesar 22 mm. Untuk menghitung pengaruh kosentrasi tegangan pada poros
bertangga, maka harus ditentukan dahulu diameter poros tempat dipasangnya
bantalan.
Diameter dalam bantalan adalah = 25 mm
jari-jari filet = (25 – 22)/2 = 1,5 mm
Kosentrasi tegangan pada poros bertangga adalah
1,5 / 22 = 0,068; 25/22 = 1,136, β = 1,2
Momen puntir yang bekerja pada poros, mengakibatkan terjadinya tegangan geser
pada poros sebesar:
kg/mm2
Sebuah poros aman digunakan apabila tegangan geser yang diizinkan yang dikoreksi
lebih besar dari tegangan geser yang dihitung atas dasar poros tanpa alur pasak,
faktor Cb dan Kt.
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros yang telah dihitung adalah aman
dan layak untuk digunakan.
Roda gigi yang dipasang pada poros ini direncanakan dapat bergeser untuk
melakukan fungsi transmisinya, oleh karena itu elemen mesin yang cocok untuk
mengikat poros dengan roda gigi dan dapat digeser pada saat tertentu adalah spline.
Dalam perencanaan ini spline yang mengikat poros dan roda gigi direncanakan
berjumlah 6 buah. Menurut Alex-Valance (Design of Machine Member, 1951, hal
174),untuk spline berjumlah 6 buah dan pergeseran roda gigi berlangsung ketika
poros sedang bekerja, maka hubungan antara diameter poros dengan diameter spline
adalah: ds = 0,80 x D ( Tabel 2.6 ).
Untuk poros ini ukuran spline yang diperlukan adalah sebagai berikut:
Diameter spline (D) = ds / 0,80 = 22 / 0,80 = 27,5 mm
Lebar spline (w) = 0,25 x D = 0,25 x 27,5 = 6,875 mm
Tinggi spline (l) = 0,10 x D = 0,10 x 27,5 = 2,75 mm
Bahan yang digunakan untuk spline adalah sama dengan bahan poros, karena
spline menyatu dengan poros.
2.4 Perhitungan Poros Ouput Dan Spline
Poros output yang merupakan poros terakhir dari sistem transmisi daya, bekerja
dengan daya 6,918 kW dan putaran yang bekerja pada poros ini bervariasi tergantung
dari tingkatan kecepatan. Dalam perencanaan poros ini, putaran yang dipakai untuk
melakukan perhitungan poros adalah putaran terkecil (785 rpm), karena putaran
berbanding terbalik dengan momen puntir ( T = 1 / n ), sehingga torsi terbesar terjadi
pada putaran terkecil. Variasi daya yang dialami oleh poros ini sama dengan yang
dialami oleh poros kedua, oleh karena itu daya yang digunakan untuk perhitungan ini
adalah daya rata-rata dengan faktor koreksinya (fc) adalah 1,3 (Tabel 2.2) sehingga
daya rencana dari poros adalah:
Momen puntir (T) yang dialami oleh poros ini adalah:
Dalam perencanaan ini bahan yang dipilih untuk poros output adalah batang
baja yang ditarik dingin dengan lambangnya S45C-D (Tabel 2.3) yang tegangan
tariknya (σB) sebesar 60 kg/mm2 dan faktor keamanan (Sf1) adalah 6,0.
Pada perencanaan ini faktor Sf2 diambil sebesar 1,5, dari data-data diatas dapat
ditentukan tegangan geser yang diizinkan (τa ) untuk poros yaitu:
kg/mm2
Pembebanan yang akan dialami oleh poros dikenakan dengan sedikit kejutan
pada waktu pemindahan tingkatan kecepatan, oleh karena itu faktor momen puntir K t
diambil sebesar 1,5 (Tabel 2.4), sementara itu faktor beban lentur Cb diambil sebesar
2, karena poros dibuat bertangga. Semua faktor ini akan digunakan dalam
perhitungan diameter poros dengan memakai persamaan berikut:
Diameter poros 29,5 mm tidak terdapat dalam tabel, oleh karena itu diameter
poros dipilih sebesar 30 mm. Untuk menghitung pengaruh kosentrasi tegangan pada
poros bertangga, maka harus ditentukan dahulu diameter poros tempat dipasangnya
bantalan
Diameter dalam bantalan adalah = 35 mm
jari-jari filet = (35 – 30)/2 = 2,5 mm
Kosentrasi tegangan pada poros bertangga adalah
2,5/30 = 0,083; 35/30 = 1,167, β = 1,4
Momen puntir yang bekerja pada poros, mengakibatkan terjadinya tegangan geser
pada poros sebesar:
kg/mm2
Sebuah poros aman digunakan apabila tegangan geser yang diizinkan yang dikoreksi
lebih besar dari tegangan geser yang dihitung atas dasar poros tanpa alur pasak,
faktor Cb dan Kt.
Berdasarkan perhitungan diatas maka poros yang telah dihitung adalah aman
dan layak untuk digunakan.
Dalam perencanaan ini spline yang mengikat poros output dan roda gigi
direncanakan berjumlah 6 buah. Maka ukuran dari spline adalah sebagai berikut:
Diameter poros (ds) = 0,80 x D
Diameter spline (D) = ds / 0,80 = 30 / 0.80 = 37,5 mm
Lebar spline (w) = 0,25 x D =0,25 x 37,5 = 9,375 mm
Tinggi spline (h) = 0,10 x D = 0,10 x 37,5 = 3,75 mm
Bahan untuk spline adalah sama dengan bahan poros yaitu S45C-D.
BAB III
PERENCANAAN RODA GIGI
3.1 Perhitungan Pasangan Roda Gigi Pada Tahapan Reduksi Awal
Pasangan roda gigi tahapan reduksi awal, terdiri dari pinyon yang melekat pada
poros utama dan roda gigi besar yang melekat pada poros transisi. Jarak antara
sumbu poros utama dan sumbu poros transisi direncanakan sebesar 80 mm. Daya
dan putaran poros utama ditransmisikan keporos transisi melalui pasangan roda gigi
dengan perbandingan transmisinya 3,8. Daya rencana dari poros utama adalah 9,504
kW dan putarannya adalah 9000 rpm, data ini didapatkan pada Bab I Perencanaan
Poros.
Untuk mentransmisikan daya tersebut melalui pasangan roda gigi maka perlu
direncanakan sebuah pasangan roda gigi dengan diameter, ketebalan dan bagian
bagian lain dari roda gigi yang sesuai dengan daya dan putaran tersebut.
Diameter sementara dari pasangan roda gigi dapat ditentukan dengan
mempergunakan persamaan berikut:
Berdasarkan diagram pemilihan modul, maka modul yang dipilih adalah 2,5.
Jumlah gigi (z) dari setiap roda gigi dapat ditentukan dengan menggunakan
persamaan berikut:
Gambar 3.1 Diagram Pemilihan Modul Roda Gigi Lurus
Dari perhitungan diatas ada empat kemungkinan susunan jumlah gigi dari
pasangan roda gigi yaitu: 13 : 50 , 13 : 51, 14 : 50, 14 : 51; dari keempat
kemungkinan tersebut maka perbandingan 13 : 50 lebih mendekati dengan
perbandingan transmisi yaitu 3,84; oleh karena itu jumlah gigi dari pasangan roda
gigi ditetapkan sebagai berikut:
z1 = 13 dan z2 = 50, kemudian diameter sebenarnya dari pasangan roda gigi dapat
ditentukan sebagai berikut:
Pada pasangan roda gigi, di antara lingkaran kepala dan lingkaran kaki biasanya
terdapat celah yang sering disebut dengan kelonggaran puncak (ck) yang besarnya
adalah 0,25 x m atau lebih, namun dalam perencaaan ini ck diambil 0,25m, maka
harga ck = o,25 x 2,5 = 0,625 mm.
Ukuran-ukuran lain dari roda gigi dapat dihitung dengan menggunakan
persamaan berikut:
a. Diameter kepala ( dk)
dk1 = (z1+ 2)m = (13 + 2) x 2,5 mm = 37,5 mm
dk2 = (z2+ 2)m = (50 + 2) x 2,5 mm = 125 mm
b. Diameter kaki ( df )
df1 = ( z1 – 2 )m – 2 x ck = ( 13 –2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 26,25 mm
df2 = ( z2 – 2 )m – 2 x ck = ( 50 – 2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 118,75 mm
c. Tingggi gigi ( H )
H = 2 x m + ck = 2x 2,5 + 0,625 = 5,625 mm
d. Factor bentuk gigi
Factor bentuk gigi ini dapat dilihat pada tabel 3.1 dibawah ini
Tabel 3.1 Faktor Bentuk Gigi
Jumlah gigi Y Jumlah
Gigi Y Jumlah Gigi Y
101112131415161718
0,2010,2260,2450,2610,2760,2890,2950,3020,308
192021232527303438
0,3140,3200,3270,3330,3390,3490,3580,3710,383
43506075100150300
batang gigi
0,3960,4080,4210,4340,4460,4590,471
0,484
Sumber: Dialer Suzuki
Keterangan: Y1 = 0,261
Y2 = 0,408
e. Kecepatan keliling roda gigi ( v)
kecepatan keliling roda gigi dihitung berdasarkan diameter jarak bagi dari roda
gigi dengan persamaannya sebagai berikut:
f. Factor koreksi terhadap kecepatan ( fc )
Semakin tinggi kecepatannya, semakin besar pula variasi beban atau tumbukan
yang terjadi, oleh karena itu perlu dilakukan koreksi terhadap gaya yang terjadi pada
roda gigi. Factor koreksi dapat dilihat pada tabel dibawah ini
Tabel 3.2 Faktor Dinamis
Kecepatan rendah
Kecepatan sedang
Kecepatan tinggi
Berdasarkan tabel diatas maka untuk roda gigi reduksi ini, factor koreksinya
dapat digunakan persamaan:
g. gaya tangensial roda gigi
Roda gigi yang berputar dengan kecepatan tertentu akan menghasilkan gaya
tangensial sebesar: Ft = 102P / v = (102 x 9,504) / 15,30 = 63,36 kg
h. Bahan roda gigi
Bahan roda gigi dapat kita pilih berdasarkan tabel 3.3. Berdasarkan tabel
tersebut bahan untuk:
Pinyon ; S 45 C σB = 58 kg / mm2 HB = 200 σa = 30 kg / mm2
Roda gigi ; FC 30 σB = 30 kg / mm2 HB = 200 σa = 13 kg / mm2
Berdasarkan pemilihan bahan untuk pasangan roda gigi reduksi ini maka
a. Beban lentur yang diizinkan adalah (F’b)
F’ b1 = 30 x 2,5 x 0,261 x 0,282 = 5,5 kg
F’b2 = 13 x 2,5 x 0,408 x 0,282 = 3,73 kg
b. Beban permukaan yang dizinkan (F’H )
F’ H = 0,079 x 32,5 x (2 x 50)/ 63 = 4,075 kg
Tabel 3.3 Tegangan Lentur Yang Diizinkan Pada Bahan Roda Gigi
Sumber: Sularso, K Suga, DPDP Elemen Mesin 1987
i. Lebar roda gigi (b)
Lebar roda gigi biasanya ditetapkan antara (6 – 10 )m, roda gigi dengan sisi
sangat lebar cenderung mengalami deformasi, khususnya jika bekerja sebagai
pinyon. Oleh karena itu lebar roda gigi dihitung berdasarkan beban minimum yang
diizinkan dengan menggunakan persamaan berikut:
b =Ft / F’tm
= 63,36 kg / 3,73 kg = 16,99 mm, dibulatkan menjadi 17 mm.
Pemeriksaan perhitungan roda gigi dapat dilakukan dengan membandingkan
beberapa dimensi dari roda gigi yaitu:
b / m = 17 / 2,5 = 6,8 kontruksi aman
d / b = 32,5 / 17 =1,9 kontruksi aman
Syarat keamanan untuk pemeriksaan ini adalah d / b harus lebih besar dari 1,5;
berarti syarat kedua ini juga telah terpenuhi, dengan demikian roda gigi reduksi ini
adalah aman untuk digunakan.
3.2 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan pertama
Pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan pertama/rendah ini terdiri dari
pinion yang terletak pada poros transisi dan roda gigi yang terletak pada poros
output. Jarak antara poros transisi dan poros output direncanakan sebesar 60 mm.
Penerusan daya dan putaran dari poros transisi sebesar 9,13 kW / 2354 rpm ke poros
output dilakukan oleh pasangan roda gigi ini yang bersifat reduksi dengan
perbandingan transmisinya sebesar 3.
Penerusan daya dan putaran akan berlangsung dengan baik apabila ukuran dari
roda gigi yang direncanakan mampu untuk meneruskan daya dan putaran yang
direncanakan. Berikut ini adalah langkah-langkah perhitungan dimensi dari roda
gigi , pemilihan bahan roda gigi dan pemeriksaan keamanan pemakaian roda gigi.
a. Diameter jarak bagi sementara pinion dan roda gigi (d0’)
b. Jumlah gigi dari pinion dan roda gigi (z)
Berdasarkan daya pada poros ini maka modul untuk roda gigi ini dapat
diperoleh diagram pmilihan modul. Dari diagram tersebut modul untu roda gigi
ini dipilih sebesar 2,5 mm. Dengan demikian jumlah gigi dari pinion dan roda
gigi dapat ditentukan yaitu:
c. Diameter jarak bagi sebenarnya ( d0 )
d. Diameter kepala ( dk)
dk1 = (z1+ 2)m = (12 + 2) x 2,5 mm = 35 mm
dk2 = (z2+ 2)m = (36 + 2) x 2,5 mm = 95 mm
e. Diameter kaki ( df )
ck = o,25 x 2,5 = 0,625 mm.
df1 = ( z1 – 2 )m – 2 x ck = ( 12 –2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 26,25 mm
df2 = ( z2 – 2 )m – 2 x ck = ( 36 – 2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 118,75 mm
f. Tingggi gigi ( H )
H = 2 x m + ck = 2x 2,5 + 0,625 = 5,625 mm
g. Factor bentuk gigi (Y)
Y1 = 0,245
Y2 = 0,37 + (0,383 – 0,371) 2/4 = 0,377
h. Kecepatan keliling roda gigi ( v)
i. Factor koreksi terhadap kecepatan ( fc )
j. Gaya tangensial roda gigi
Ft = 102P / v = (102 x 9,315) / 3,69 = 257,5 kg
k. Bahan roda gigi
Bahan roda gigi dapat kita pilih berdasarkan tabel 3.3. Berdasarkan tabel
tersebut bahan untuk:
Pinyon ; SNC 22 σB = 100 kg / mm2 HB = 600 σa = 55 kg / mm2
Roda gigi ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 40 kg / mm2
Berdasarkan pemilihan bahan untuk pasangan roda gigi reduksi ini maka
a. Beban lentur yang diizinkan adalah (F’b)
F’ b1 = 55 x 2,5 x 0,245 x 0,488 = 15,092 kg
F’b2 = 40 x 2,5 x 0,377 x 0,488 = 16,89 kg
b.Beban permukaan yang dizinkan (F’H )
F’ H = 0,569 x 30 x 2 x 36/ 48 = 25,605 kg
l. Lebar roda gigi (b)
b =Ft / F’tm
= 257,5 kg / 15,092 kg = 17,06 mm, dibulatkan menjadi 17 mm.
m. Pemeriksaan keamanan
b / m = 17 / 2,5 = 6,8 kontruksi aman
d / b = 30 / 17 = 1,76 kontruksi aman
Dengan demikian roda gigi reduksi ini adalah aman untuk digunakan.
3.3 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua
Pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua ini terdiri dari pinion yang
terletak pada poros transisi dan roda gigi yang terletak pada poros output. Jarak
antara poros transisi dan poros output direncanakan sebesar 60 mm. Penerusan daya
dan putaran dari poros transisi sebesar 9,13 kW / 2354 rpm ke poros output
dilakukan oleh pasangan roda gigi ini yang bersifat reduksi dengan perbandingan
transmisinya sebesar 1,875.
Berikut ini adalah langkah-langkah perhitungan dimensi dari roda gigi,
pemilihan bahan roda gigi dan pemeriksaan keamanan pemakaian roda gigi untuk
pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua.
a. Diameter jarak bagi sementara pinion dan roda gigi (d0)
b. Jumlah gigi dari pinion dan roda gigi (z)
m = 2,5
Dari perhitungan diatas ada empat kemungkinan susunan jumlah gigi dari
pasangan roda gigi yaitu: 17 : 31 , 17 : 30, 16 : 31, 16 : 30; dari keempat
kemungkinan tersebut maka perbandingan 17 : 31 lebih mendekati dengan
perbandingan transmisi yaitu 1,875; oleh karena itu jumlah gigi dari pasangan roda
gigi ditetapkan sebagai berikut: z1 = 17 dan z2 = 31
c. Diameter jarak bagi sebenarnya
d. Diameter kepala
dk1 = (z1+ 2)m = (17 + 2) x 2,5 mm = 47.5 mm
dk2 = (z2+ 2)m = (31 + 2) x 2,5 mm = 82,5 mm
e. Diameter kaki ( df )
ck = o,25 x 2,5 = 0,625 mm.
df1 = ( z1 – 2 )m – 2 x ck = ( 17 –2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 36,25 mm
df2 = ( z2 – 2 )m – 2 x ck = ( 31 – 2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 71,25 mm
f. Tingggi gigi ( H )
H = 2 x m + ck = 2x 2,5 + 0,625 = 5,625 mm
g. Factor bentuk gigi (Y)
Y1 = 0,302
Y2 = 0,358 + (0,371 – 0,358) 1/4 = 0,361
h. Kecepatan keliling roda gigi ( v)
i. Factor koreksi terhadap kecepatan ( fc )
j. Gaya tangensial roda gigi
Ft = 102P / v = (102 x 9,315) / 5,24 = 181,3 kg
k. Bahan roda gigi
Bahan roda gigi dapat kita pilih berdasarkan tabel 3.3.
Pinyon ; SNC 22 σB = 100 kg / mm2 HB = 600 σa = 40 kg / mm2
Roda gigi ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 35 kg / mm2
Berdasarkan pemilihan bahan untuk pasangan roda gigi reduksi ini maka
a.Beban lentur yang diizinkan adalah (F’b)
F’ b1 = 40 x 2,5 x 0,302 x 0,364 = 10,99 kg
F’b2 = 35 x 2,5 x 0,361 x 0,364 = 11,49 kg
b. Beban permukaan yang dizinkan (F’H )
F’ H = 0,569 x 42,5 x 2 x 31/ 48 = 31,24 kg
l. Lebar roda gigi (b)
b =Ft / F’tm
= 181,3 kg / 10,99 kg = 16,497 mm, dibulatkan menjadi 17 mm.
m. Pemeriksaan keamanan
b / m = 17 / 2,5 = 6,8 kontruksi aman
d / b = 42,5 / 17 =1,76 kontruksi aman
Dengan demikian roda gigi reduksi ini adalah aman untuk digunakan.
3.4 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan ketiga
Pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua ini terdiri dari pinion yang
terletak pada poros transisi dan roda gigi yang terletak pada poros output. Jarak
antara poros transisi dan poros output direncanakan sebesar 60 mm. Penerusan daya
dan putaran dari poros transisi sebesar 9,13 kW / 2354 rpm ke poros output
dilakukan oleh pasangan roda gigi ini yang bersifat reduksi dengan perbandingan
transmisinya sebesar 1,368.
Berikut ini adalah langkah-langkah perhitungan dimensi dari roda gigi,
pemilihan bahan roda gigi dan pemeriksaan keamanan pemakaian roda gigi untuk
pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan ketiga.
a. Diameter jarak bagi sementara pinion dan roda gigi (d0)
b. Jumlah gigi dari pinion dan roda gigi (z)
m = 2,5
Dari perhitungan diatas ada empat kemungkinan susunan jumlah gigi dari
pasangan roda gigi yaitu: 20 : 28 , 20 : 27, 21 : 28, 21 : 28; dari keempat
kemungkinan tersebut maka perbandingan 20 : 28 lebih mendekati dengan
perbandingan transmisi yaitu 1,875; oleh karena itu jumlah gigi dari pasangan roda
gigi ditetapkan sebagai berikut: z1 = 20 dan z2 = 28
b. Diameter jarak bagi sebenarnya
c. Diameter kepala
dk1 = (z1+ 2)m = (20 + 2) x 2,5 mm = 55 mm
dk2 = (z2+ 2)m = (28 + 2) x 2,5 mm = 75 mm
d. Diameter kaki ( df )
ck = o,25 x 2,5 = 0,625 mm.
df1 = ( z1 – 2 )m – 2 x ck = ( 20 –2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 43,75 mm
df2 = ( z2 – 2 )m – 2 x ck = ( 28 – 2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 63,75 mm
f. Tingggi gigi ( H )
H = 2 x m + ck = 2x 2,5 + 0,625 = 5,625 mm
g. Factor bentuk gigi (Y)
Y1 = 0,320
Y2 = 0,349 + (0,358 – 0,349) 1/3 = 0,352
h. Kecepatan keliling roda gigi ( v)
i. Factor koreksi terhadap kecepatan ( fc )
j. Gaya tangensial roda gigi
Ft = 102P / v = (102 x 9,315) / 6,15 = 154,49 kg
k. Bahan roda gigi
Bahan roda gigi dapat kita pilih berdasarkan tabel 3.3.
Pinyon ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 35 kg / mm2
Roda gigi ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 35 kg / mm2
Berdasarkan pemilihan bahan untuk pasangan roda gigi reduksi ini maka
a.Beban lentur yang diizinkan adalah (F’b)
F’ b1 = 35 x 2,5 x 0,320 x 0,328 = 9,184 kg
F’b2 = 35 x 2,5 x 0,352 x 0,328= 10,10 kg
b.Beban permukaan yang dizinkan (F’H )
F’ H = 0,569 x 50 x 2 x 28/ 48 = 33,19 kg
l. Lebar roda gigi (b)
b =Ft / F’tm
= 154,49 kg / 9,184 kg = 16,8 mm, dibulatkan menjadi 17 mm.
m. Pemeriksaan keamanan
b / m = 17 / 2,5 = 6,8 kontruksi aman
d / b = 50 / 17 =1,76 kontruksi aman
Dengan demikian roda gigi reduksi ini adalah aman untuk digunakan.
3.5 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kempat
Pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua ini terdiri dari pinion yang
terletak pada poros transisi dan roda gigi yang terletak pada poros output. Jarak
antara poros transisi dan poros output direncanakan sebesar 60 mm. Penerusan daya
dan putaran dari poros transisi sebesar 9,13 kW / 2354 rpm ke poros output
dilakukan oleh pasangan roda gigi ini yang bersifat reduksi dengan perbandingan
transmisinya sebesar 1,052.
Berikut ini adalah langkah-langkah perhitungan dimensi dari roda gigi,
pemilihan bahan roda gigi dan pemeriksaan keamanan pemakaian roda gigi untuk
pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan ketiga.
a. Diameter jarak bagi sementara pinion dan roda gigi (d0)
b. Jumlah gigi dari pinion dan roda gigi (z)m = 2,5
Dari perhitungan diatas ada empat kemungkinan susunan jumlah gigi dari
pasangan roda gigi yaitu: 23 : 24 , 23 : 25, 24 : 24, 24 : 25; dari keempat
kemungkinan tersebut maka perbandingan 23 : 25 lebih mendekati dengan
perbandingan transmisi yaitu 1,052; oleh karena itu jumlah gigi dari pasangan roda
gigi ditetapkan sebagai berikut: z1 = 23 dan z2 = 25
c. Diameter jarak bagi sebenarnya
d. Diameter kepala
dk1 = (z1+ 2)m = (23 + 2) x 2,5 mm = 62,5 mm
dk2 = (z2+ 2)m = (25 + 2) x 2,5 mm = 67,5 mm
e. Diameter kaki ( df )
ck = o,25 x 2,5 = 0,625 mm.
df1 = ( z1 – 2 )m – 2 x ck = ( 23 –2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 51,25 mm
df2 = ( z2 – 2 )m – 2 x ck = ( 25 – 2) x 2,5 – 2 x 0,625 = 56,25 mm
f. Tingggi gigi ( H )
H = 2 x m + ck = 2x 2,5 + 0,625 = 5,625 mm
g. Faktor bentuk gigi (Y)
Y2 = 0,339 , Y2 = 0,339
h. Kecepatan keliling roda gigi ( v)
i. Factor koreksi terhadap kecepatan ( fc )
j. Gaya tangensial roda gigi
Ft = 102P / v = (102 x 9,315) / 7,67 = 123,88 kg
k. Bahan roda gigi
Bahan roda gigi dapat kita pilih berdasarkan tabel 3.3.
Pinyon ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 35 kg / mm2
Roda gigi ; SNC 21 σB = 80 kg / mm2 HB = 600 σa = 35 kg / mm2
Berdasarkan pemilihan bahan untuk pasangan roda gigi reduksi ini maka
a. Beban lentur yang diizinkan adalah (F’b)
F’ b1 = 35 x 2,5 x 0,333 x 0,281 = 8,18 kg
F’b2 = 35 x 2,5 x 0,339 x 0,281= 8,34 kg
b. Beban permukaan yang dizinkan (F’H )
F’ H = 0,569 x 57,5 x 2 x 25/ 48 = 34,1 kg
l. Lebar roda gigi (b)
b =Ft / F’tm
= 123,88 kg / 8,18 kg = 15,14 mm, dibulatkan menjadi 16 mm.
m. Pemeriksaan keamanan
b / m = 16 / 2,5 = 6,4 kontruksi aman
d / b = 57,5 / 16 = 3,59 kontruksi aman
Dengan demikian roda gigi reduksi ini adalah aman untuk digunakan.
BAB IV
PERENCANAAN BANTALAN
4.1 Pemilihan bantalan pada poros transisi
Pada poros transisi terdapat lima buah roda gigi, empat buah roda gigi
berfungsi untuk perpindahan kecepatan sedangkan satu lagi untuk penerusan daya
dari poros input ke poros transisi. Tiap –tiap roda gigi bekerja gaya radial secara
bervariasi, mulai dari kecil sampai gaya yang besar, gaya besar bekerja pada
kecepatan pertama dan gaya terkecil bekeja pada kecepatan keempat.
Akibat gaya yang bekerja pada roda gigi tersebut, maka bantalan sebagai
penahan poros mengalami gaya reaksi yang tergantung dari tingkat kecepatan yang
sedang bekerja. Variasi gaya terhadap waktu yang bekerja pada bantalan mejadi
sebuah kesulitan dalam menganalisa gaya reaksi dari bantalan, oleh karena itu dalam
menganalisa gaya reaksi bantalan, gaya yang digunakan adalah gaya rata-rata.
Berikut langkah – langkah menganalisa gaya reaksi bantalan:
a. Gaya reaksi bantalan pada tingkat kecepatan pertama
b. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan kedua
c. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan ketiga
d. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan keempat
Suatu beban yang besarnya sedemikian rupa hingga memberikan umur yang
sama dengan umur yang diberikan oleh beban dan kondisi putaran sebenarnya
disebut beban ekivalen dinamis (Pr). Beban ekivalen dinamis ini dapat dicari dengan
persamaan: Pr = XVFr + YFa
X berharga 1 dan Y berharga 0 jika bantalan bola baris tunggal
V berharga 1 bila beban putar pada bagian dalam 1,2 jika beban putar pada bagian
luar
Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan bola baris
tunggal, umur dari bantalan dinginkan 10000 jam dan beban aksial dianggap tidak
ada karena terlalu kecil dibandingkan dengan beban radial. Pembebanan terhadap
poros berlangsung dengan sedikit tumbukan dan getaran, sehingga beban harus
dikalikan dengan factor beban fW. untuk kerja dengan tumbukan fw adalah 1,2-1,5,
dalam perencanaan ini fw dipilih sebesar 1,2. Dengan demikian beban ekivalen
dinamis tiap-tiap kecepatan dapat dihitung sebagai berikut:
Bantalan 1
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 53,04 x 1,2 x 1x 1 = 63,65 kg
Pr2 = Fr2 x fw x X x V = 76,06 x 1,2 x 1x 1 = 91,27 kg
Pr3 = Fr3 x fw x X x V = 40,16 x 1,2 x 1x 1= 48,92 kg
Pr4 = Fr4 x fw x X x V = 78,30 x 1,2 x 1 x 1 = 93,96 kg
Gear box diperkirakan akan bekerja selama 8 jam dalam sehari, beban yang
bekerja selam 8 jam tersebut tidaklah sama, sehingga perlu diperkirakan beban rata-
rata yang bekerja selama itu. Berikut taksiran lamanya bekerja suatu beban:
Kecepatan pertama bekerja selama 1 jam
Kecepatan kedua bekerja selam 3,5 jam
Kecepatan ketiga bekerja selama 3 jam
Kecepatan keempat bekerja selama 0,5 jam
Maka perbandingan waktu masing-masing terhadap waktu total adalh sebagai
berikut:
α1 = 1/ 8 = 0,125; α2 = 3,5 / 8 = 0,4375; α3 = 3/8 = 0,375; α4 = 0,5/8 =0,0625
Beban rata-rata dapat dihitung dengan persamaan berikut:
nm = (t1n1 + t2n2+………….+ tnnn)/(t1+ t2 +……+ tn)
karena nn = nm maka:
= 77,12 kg
Bantalan dapat dipilih dari tabel 4.1, dalam perencanaan ini bantalan yang
dipilih adalah bantalan dengan nomor 6006 dengan C = 1030 kg. Umur dari bantalan
yang dipilih dapat ditentukan adalah sebagai berikut:
Bantalan 2
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 248,46 x 1,2 x 1x 1 = 208,152 kg
Pr2 = Fr2 x fw x X x V = 80,07 x 1,2 x 1 x 1 = 96,08 kg
Pr3 = Fr3 x fw x X x V = 95,75 x 1,2 x 1 x 1= 114,9 kg
Pr4 = Fr4 x fw x X x V = 17,19 x 1,2 x 1 x 1 = 20,63kg
= 162,74 kg
Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan dengan nomor
6306 dengan C = 2090 kg. Umur dari bantalan yang dipilih dapat ditentukan adalah
sebagai berikut:
4.2 Pemilihan bantalan pada poros output
Pada poros ouput terdapat empat buah roda gigi yang berfungsi untuk
meneruskan daya dan putaran pada waktu pemindahan kecepatan. Tiap –tiap roda
gigi bekerja gaya radial secara bervariasi, mulai dari kecil sampai gaya yang besar,
gaya besar bekerja pada kecepatan pertama dan gaya terkecil bekeja pada kecepatan
keempat.
Berikut langkah – langkah menganalisa gaya reaksi bantalan:
a. Gaya reaksi bantalan pada tingkat kecepatan pertama
b. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan kedua
c. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan ketiga
d. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan keempat
Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan bola baris
tunggal, umur dari bantalan dinginkan 10000 jam dan beban aksial dianggap tidak
ada karena terlalu kecil dibandingkan dengan beban radial. Pembebanan terhadap
poros berlangsung dengan sedikit tumbukan dan getaran, sehingga beban harus
dikalikan dengan factor beban fW. untuk kerja dengan tumbukan fw adalah 1,2-1,5,
dalam perencanaan ini fw dipilih sebesar 1,2. Dengan demikian beban ekivalen
dinamis tiap-tiap kecepatan dapat dihitung sebagai berikut:
Bantalan 1
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 28,90 x 1,2 x 1x 1 = 34,68 kg
Pr2 = Fr2 x fw x X x V = 116,34 x 1,2 x 1 x 1 = 139,61 kg
Pr3 = Fr3 x fw x X x V = 66,64 x 1,2 x 1 x 1= 79,97 kg
Pr4 = Fr4 x fw x X x V = 118,27 x 1,2 x 1 x 1 = 141,92 kg
Pada poros ini putaran tiap tiap kecepatan tidak sama oleh karena itu putaran
rata-rata harus ditentukan terlebih dahulu seperti berikut:
nm = (t1n1 + t2n2+………….+ tnnn)/(t1+ t2 +……+ tn)
= {1(875)+3,5(1255)+3(1721)+0,5(2238)}/ 8
= {785+4392,5+5163+1119}/ 8
= 1432,44 rpm
Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan dengan nomor
6007 dengan C = 1250 kg. Umur dari bantalan yang dipilih dapat ditentukan adalah
sebagai berikut:
Bantalan 2
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 245,05 x 1,2 x 1x 1 = 294,06 kg
Pr2 = Fr2 x fw x X x V = 76,63 x 1,2 x 1 x 1 = 91,96 kg
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 92,01 x 1,2 x 1 x 1= 110,412 kg
Pr1 = Fr1 x fw x X x V = 13,56 x 1,2 x 1 x 1 = 12,272kg
Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan dengan nomor
6009 dengan C = 1640 kg. Umur dari bantalan yang dipilih dapat ditentukan adalah
sebagai berikut:
BAB V
PELUMASAN
5.1 Pemilihan pelumasan pada roda gigi
Fungsi pelumasan adalah mencegah keausan dari benda yang bergerak
dan juga memindahkan panas akibat gesekan roda gigi kedalam cairan .
Dalam menentukan jenis minyak pelumas yang akan digunakan maka terlebih
dahulu haris dihitung panas yang ditimbulkan karena pergeseran roda gigi
yang bersinggungan ketika sedang bekerja , Disini roda gigi yang paling besar
kerjanya adalah roda gigi 3 , dan roda gigi 4 , juga roda gigi 5 dengan roda
gigi 6 .
Jenis minyak pelumas .
Viscositas bahan pelumas untuk roda gigi dengan kondisi kerja diatas
putaran 1500 rpm .
……………..……………... ( ref . I , hal. 256
)
Dalam perencanaan ini diambil vicositas = 39 ( ost )
Spesifik grafity bahan pelumas .
…… ( ref . III, hal. 931 )
= 0,9 - 0,000365 ( 55,9 – 15,5 )
= 0,885
Viscositas absolut bahan pelumas .
z = ………………….. ( ref. I. Hal. 118
)
z = 39 . 0,885
= 34,51
Jadi jenis minyak pelumas yang digunakan adalah S A E 30 .
Tabel 5.1 Viskositas Absolut Dari Minyak
S.NoType of
oil
Absolute viscosity incenil poises, at temperatur in o C
30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 90
1
2
3
4
5
6
7
SAE 10
SAE 20
SAE 30
SAE 40
SAE 50
SAE 60
SAE 70
50
69
130
210
300
450
1000
36
55
100
170
250
320
690
27
42
78
120
200
270
450
24,5
34
57
96
170
200
310
21
27
48
78
120
160
210
17
23
40
60
90
120
165
14
20
30
46
76
90
120
12
17
27
40
60
72
87
11
14
22
34
50
57
67
9
11
19
27
38
46
52
8
10
16
22
34
40
43
5,
5
7,
5
10
13
20
25
33
5.2 Pemilihan pelumasan pada bantalan
Pelumasan bantalan terutama dimaksud untuk mengurangi gesekan dan keausan
antara gelinding dan sangkar, membawa keluar panas yang terjadi, mencegah korosi
dan menghindari masuknya debu. Cara pelumasan ada dua macam, yaitu pelumasan
gemuk dan pelumasan minyak.
Pelumasan gemuk lebih disukai karena penyekatnya lebih sederhana, dan
semua gemuk yang bermutu baik dapat memberikan umur panjang. Cara umum
untuk penggemukkan adalah dengan mengisi dalam bantalan dengan gemuk
sebanyak mungkin; untuk ruangan yang cukup besar, jika harga d.n mendekati batas,
40 (%) dari seluruh ruangan yang ada dapat diisi; untuk harga d.n yang lebih kecil,
sebanyak 60 (%); untuk harga d.n yang kurang dari 5000, pengisian gemuk agak
berlebihan tidak menjadi keberatan.
Dalam perencanan ini pelumasan yang digunakan untuk bantalan adalah
pelumasan gemuk, sesuai dengan penjelasan diatas maka untuk menentukan jumlah
gemuk yang harus digunakan, harga d.n harus ditentukan terlebih dahulu. Berikut
pemilihan pelumasan terhadap masing-masing bantalan:
a. Bantalan pada poros transisi
Harga d.n dari poros ini adalah:
d.n = 22 x 2354 = 51788
karena harga d.n terlalu kecil, maka pelumasan dilakukan dengan mengisi gemuk 60
(%) dari seluruh ruangan. Umur dari gemuk dapat ditentukan dengan menggunakan
pedoman dibawah ini:
b. Bantalan pada poros output
Putaran pada poros ini adalah bervariasi dengan waktu, maka putaran yang
digunakan adalah putaran rata-rata yang telah dihitung pada perencanaan bantalan
yaitu 1432 rpm, maka harga d.n adalah
d.n = 30 x 14532 = 42960
karena harga d.n terlalu kecil, maka pelumasan dilakukan dengan mengisi gemuk 60
(%) dari seluruh ruangan. Umur dari gemuk dapat ditentukan dengan menggunakan
pedoman dibawah ini:
BAB VI
KESIMPULAN
Dari persamaan bantalan pada roda gigi kendaraan roda dua suzuli shogun R
dengan daya 9,8 Hp dan putaran 9000 rpm dapat diambil kesimpulan adalah:
Daya poros I (penggerak utama) = 9,8 Hp x 0.735 kW = 7,203 kW
Daya poros II (poros transisi) = 7,203 kW x 0,98 = 7,059 kW
Daya poros III (poros output) = 7,059 kW x 0,98 = 6,918 kW
Untuk putaran tiap-tiap poros yaitu:
1. Putaran poros kedua, yang merupakan reduksi awal dari poros penggerak utama
yang mempunyai putaran sebesar 9000 rpm.
rpm
2. Putaran poros output, untuk poros ini tingkatan putaran yang dialaminya
tergantung dari tingkatan kecepatan, maka untuk tingkatan kecepatan:
1. Pertama rpm
2. Kedua rpm
3. Ketiga rpm
4. Top rpm
Dalam perencanaan spline yang mengikat poros output dan roda gigi
direncanakan berjumlah 6 buah. Maka ukuran dari spline adalah sebagai
berikut:
Diameter poros (ds) = 0,80 x D
Diameter spline (D) = ds / 0,80 = 30 / 0.80 = 37,5 mm
Lebar spline (w) = 0,25 x D =0,25 x 37,5 = 9,375 mm
Tinggi spline (h) = 0,10 x D = 0,10 x 37,5 = 3,75 mm
Bahan untuk spline adalah sama dengan bahan poros yaitu S45C-D.
Ukuran bantalan 1
o Nomor bantalan = 6006 ZZ
o Kapasitas nominal yang di cari(C) = 1030 kg
o Diameter dalam (d) = 30 mm
o Diameter dalam (D) = 55 mm
o Lebar bantalan (B) = 13 mm
o Jari-jari bantalan = 1,5 mm
Ukuran batalan 2
o Nomor bantalan = 6306 ZZ
o Kapasitas nominal yang di cari(C) = 2090 kg
o Diameter dalam (d) = 30 mm
o Diameter dalam (D) = 72 mm
o Lebar bantalan (B) = 19 mm
o Jari-jari bantalan = 2 mm
Kendaraan roda dua suzuki shogun yang berdaya maksimum 9,8 Hp / 9000 rpm
mempunyai 4 (empat) tingkatan kecepatan. Tingkatan kecepatan dari kendaraan ini
diatur dalam suatu kotak yang sering disebut dengan gear box. Gear box ini berisi
pasangan roda gigi yang berfungsi untuk pemindahan tingkatan kecepatan. Dalam
gear box ini terdapat 4 (empat) pasang roda gigi, jika terjadi pemindahan tingkatan
kecepatan maka salah satu pasangan roda gigi akan saling terkait sementara yang lain
akan terpisah.
Penerusan daya dan putaran dalam gear box ini dilakukan oleh roda gigi dan
pinion yang bersifat reduksi. Pengurangan putaran dilakukan agar piston dalam
silinder tidak menerima beban kejut yang menyebabkan kerusakan terlalu cepat.
Roda gigi dan pinion yang digunakan untuk transmisi daya dan putaran dalam gear
box adalah roda gigi lurus dengan sudut tekan 20o
Pembebanan terhadap pasangan roda gigi dalam gear box dilakukan secara
perlahan-lahan dan dengan sedikit kejutan serta tumbukan. Penerusan daya melalui
pasangan roda gigi menghasilkan gaya radial antara roda gigi yang besarnya
tergantung dari daya dan putaran roda gigi. Gaya yang bekerja pada roda gigi ini di
tahan oleh elemen mesin lain yaitu bantalan yang berguna menetapkan poros pada
tempatnya. Dalam perencanaan ini bantalan yang dipilih adalah bantalan gelinding
radial, pemilihan bantalan ini dikarenakan bantalan gelinding radial mampu menahan
beban radial yang besar dan sedikit beban aksial dan bantalan ini juga mempunyai
gesekan yang sangat kecil dengan elemen gelinding.
Pelumasan yang digunakan adalah pelumasan minyak untuk roda gigi dan
pelumasan gemuk untuk bantalan. Gemuk dari bantalan harus digantikan setiap
386,19 jam untuk bantalan pada poros transisi dan setiap 465,55 jam untuk bantalan
pada poros ouput.
D A F T A R P U S T A K A
Kamal Kumar, M.E, 1976. Machine Design, Data Book, Delhi.
Lahey dan Debruijn, 1986. Ilmu Menggambar Bangunan Mesin, PT. Pradnya
Paramita. Jakarta.
MF. Spotts, 1978. Design of Machine Elemen, Prentice Hall Inc, Englewood Cliffs,
New Jersey.
Sularso dan Kyokatsu, 1987. Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, PT.
Pradnya Paramita. Jakarta.
Vallence, Alex dan venton Levy Doughtie, 1951. Design of Machine Members, Mc.
Graw Hill Book Company Inc, New York..
DAFTAR ISI
KATA PENGANTAR............................................................................................. i
DAFTAR ISI............................................................................................................ ii
DAFTAR TABEL.................................................................................................... v
DAFTAR GAMBAR............................................................................................... vi
BAB I PENDAHULUAN.................................................................................. 1
1.1 Latar Belakang................................................................................. 11.2 Perbandingan antara bantalan luncur dengan bantalan gelinding
...........................................................................................................21.3 Hal-hal penting dalam perencanaan bantalan radial................... 21.4 Cara kerja......................................................................................... 6
BAB II PERENCANAAN POROS DAN SPILEN.......................................... 7
2.1 Perhitungan daya dan putaran pada masing-masing poros......... 7
2.2 Perhitungan poros penggerak utama /input dan pasak ............... 9
2.3 Perhitungan poros kedua dan spilen.............................................. 14
2.4 Perhitungan poros output dan spilen............................................. 17
BAB III PERENCANAAN RODA GIGI........................................................... 19
3.1 Perhitungan pasangan roda gigi pada tahapan reduksi awal ...... 19
3.2 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan pertama
24
3.3 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan kedua. 26
3.4 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan ketiga 29
3.5 Perhitungan pasangan roda gigi pada tingkat kecepatan keempat
32
BAB IV PERENCANAAN BANTALAN.......................................................... 35
4.1 Pemilihan bantalan pada poros transmis...................................... 35
a. Gaya reaksi bantalan pada tingkat kecepatan pertama.......... 35b. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan kedua................ 36c. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan katiga............... 37d. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan keempat............ 38
4.2 Pemilihan bantalan pada poros output.......................................... 41
a. Gaya reaksi bantalan pada tingkat kecepatan pertama.......... 41b. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan kedua................ 42c. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan ketiga............... 43d. Analisa gaya reaksi pada tingkat kecepatan keempat............ 44
BAB V
PELUMASAN.......................................................................................................... 47
5.1 Pemilihan pelumasan pada roda gigi............................................. 47
5.2 Pemilihan pelumasan pada bantalan............................................. 48
BAB VI KESIMPULAN....................................................................................... 50
DAFTAR PUSTAKA.............................................................................................. 53
LAMPIRAN
DAFTAR TABEL
Tabel 2.1 perbandingan transmisi tiap tahapan................................ 8
Tabel 2.2 faktor koreksi daya yang akan di transmisikan,fc............ 9
Tabel 2.3 baja karbon untuk konstruksi mesin dan baja batang
yang ditarik dinding untuk poros..................................... 10
Tabel 2.4 faktor momen puntir........................................................ 11
Tabel 2.5 diameter poros.................................................................. 11
Tabel 3.1 faktor bentuk gigi.............................................................. 21
Tabel 3.2 faktor dinamis................................................................... 22
Tabel 3.3 tegangan lentur yang di izinkan pada bahan roda gigi..... 23
Tabel 5.1 viskositas absolut dari minyak.......................................... 48
DAFTAR GAMBAR
Gambar 1.1 bantalan radial ujung dan radial tangan................................ 3
Gambar 3.1 diagram pemilihan modul roda gigi lurus............................. 20
LAMPIRAN I
Susunan Bantalan dengan Komponen-komponennya
LAMPIRAN II
Bantalan Dalam Mesin
Bantalan Yang Dipasang Pada Poros