Tugas Roda Gigi Dian Revisi3,

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa yang telah

memberikan rahmat dan hidayah-NYA serta kesehatan kepada penulis sehingga dapat

menyelesaikan “Tugas Rancangan Elemen Mesin”

Berdasarkan kurikulum pada perguruan tinggi Institut Tekhnologi Medan

(ITM), dimana setiap mahasiswa/I Fakultas Tekhnologi Industri khususnya jurusan

Tekhnik Mesin, wajib menyelesaikan tugas rancangan roda gigi. Dalam kesempatan

ini penulis membuat rancangan roda gigi YAMAHA VEGA ZR dengan data sebagai

berikut:

Daya : 6 KW

Putaran : 7500 rpm

Dalam rancangan ini penulis menyajikan perhitungan untuk memperoleh

ukuran-ukuran dan bahan yang akan digunakan pada roda gigi YAMAHA VEGA ZR.

Penulis menyadari masih banyak kekurangan dalam penyusunan laporan ini dan

masih jauh dari yang diharapkan. Untuk itu penulis dengan lapang dada menerima

kritik dan saran dari pembaca yang sifatnya membangun untuk kesempurnaan laporan

ini.

Pada kesempatan ini penulis tidak lupa mengucapkan banyak terimakasih

kepada:

1. Kedua orang tua penulis, atas semua nasihat dan pengorbanan moril dan material

serta do’anya kepada penulis sehingga terselesaikannya tugas ini.

2. Bapak Ir.Nasri pilly,MT selaku dosen pembimbing penulis dalam menyusun tugas

rancangan roda gigi ini

3. Kepada teman-teman mahasiwa yang membantu penulis dalam menyelesaikan

tugas ini

Semoga laporan ini bermanfaat bagi penulis dan sebagai bahan pertimbangan

untuk tugas lainnya. TERIMAKASIH

Medan ,27 mei 2013 Penulis

( DIAN SYAHPUTRA)

Nim : 10 202 067

1

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR ....................................................................................... 1

DAFTAR ISI ..................................................................................................... 2

SKET GAMBAR RODA GIGI ........................................................................ 3

KETERANAGAN GAMBAR ......................................................................... 4

CARA KERJA ……………. ............................................................................ 5

BAB I PENDAHULUAN ............................................................................ 6

1.1 Pengertian Roda Gigi .................................................................. 6

1.2 Jenis-jenis Roda Gigi .................................................................. 6

1.3 Pemilihan Jenis Roda Gigi .......................................................... 11

BAB II POROS ..................................................... ...................................... 12

2.1 Pengertian Poros……………………………………………….. 12

2.2 Perhitungan Poros……………………………………………… 13

2.3 Perhitungan Poros Output……………………………………… 19

BAB III SPLINE DAN NAAF……. ….......................................................... 23

3.1 Spline dan Naaf………................................................................ 23

3.2 Perhitungan Spline dan Naaf ...................................................... 24

BAB IV PERENCANAAN RODA GIGI... .................................................... 34

4.1 Perencanaan Roda Gigi................... ........................................... 34

BAB V BANTALAN…………………….………………………………… 50

5.1 Bantalan……………………………………………………….. 50

5.2 Perencanaan Bantalan…………………………………………. 52

BABVI PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN................... 58

BAB VII PERAWATAN ................................................................................. 63

BABVIII KESIMPULAN DAN SARAN ........................................................ 65

LITERATUR ..................................................................................................... 69

2

KETERANGAN GAMBAR

NO NAMA BAGIAN JUMLAH

1 Rumah roda gigi 1

2 Pinion A 1

3 Pinion B 1

4 Pinion C 1

5 Pinion D 1

6 Bantalan input 2

7 Poros input 1

8 Bantalan output 2

9 Poros out put 1

10 Gear F (4) 1

11 Gear G (3) 1

12 Gear H (2) 1

13 Gear I (1) 1

14 Spline 4

15 Baut pengikat 5

4

PRINSIP KERJA RODA GIGI

Pada posisi netral

Putaran dari poros engkol diteruskan melalui sistem transmisi ke poros input.

Pada transmisi , putaran dari poros input diteruskan ke roda gigi yang terdapat pada

poros input. Karena gigi-gigi pada poros input tidak berhubungan dengan gigi-gigi

pada poros output, maka putaran dari poros input tidak dapat diteruskan ke poros

output.

Kecepatan I

Bila pedal pemindah daya (persenelling) ditekan ke depan, maka garpu

pemindah gigi akan menggerakkan pinion B sehingga menyatu dengan pinion A.

Sehinggan putaran dari poros input diteruskan ke gear I dengan perantaraan yang

berlawanan dengan poros input, selanjutnya poros output ditransmisikan ke belakang.

Kecepatan II

Untuk mengubah kecepatan cukup dengan menekan pedal pemindah gigi ke

depan, maka garpu akan menekan pinion B ke kanan. dan akan menggerakan gear I

(1) kekanan menyatu dengan gear H (2). Sehingga putaran dari poros input dapat

diteruskan ke poros output melalui hubungan antara gear H(2) dengan pinion B.

Kecepatan III

Untuk kecepatan III garpu pemindah menggerakkan pinion B kekanan

sehingga menyatu pada pinion C. Dengan berhubungnya pinion ini, maka putaran

dari poros input dapat diteruskan ke poros output melalui roda gigi G (3).

Kecepatan IV

Pada kecepatan IV garpu pemindah gigi akan menggerakan gear G(3)

sehingga berhubungan langsung dengan gear F(4), sehingga putaran dari poros input

dapat diteruskan keporos output melalui pinion D ke gear F(4).

5

BAB I

PENDAHULUAN

1.1 Pengertian Roda Gigi

Roda gigi adalah salah satu mekanisme yang dipergunakan untuk

memindahkan daya putaran dari poros yang satu ke poros yang lain. Pada umumnya

putaran poros yang digerakkan lebih besar putarannya dari pada putaran poros

penggerak, tetapi dapat juga terjadi sebaliknya dan biasanya poros-poros penggerak

dengan poros yang digerakkan mempunyai putaran yang berlawanan.

Sistem pemindahan daya dan putaran tidak hanya dapat dilakukan oleh roda

gigi, tetapi juga dapat dilakukan dengan sabuk dan rantai.

Fungsi transmisi adalah :

Memperbesar momen pada saat momen yang besar diperlukan.

Memperkecil momen pada saat kendaraan berjalan dengan kecepatan tinggi,

hal ini akan mengurangi bahan bakar dan memperkecil suara yang terjadi pada

kendaraan.

Untuk memundurkan jalannya kendaraan dengan adanya perkaitan gigi-gigi

pada transmisi dikarenakan mesin hanya berputar pada satu arah.

1.2 Jenis-jenis Roda Gigi

1.2.1 Roda gigi dengan poros sejajar.

Yaitu dimana roda giginya sejajar pada bidang slinder (bidang jarak bagi),

dimana slinder tersebut saling bersinggungan.

a. Roda gigi lurus.

Roda gigi lurus berfungsi untuk mentransmisikan daya yang positif antara dua

poros yang sejajar dengan sebuah perbandingan kecepatan angular (sudut) yang

konstan.

6

Gambar. 1.1 Roda gigi lurus

b. Roda gigi miring.

Roda gigi miring berbeda dengan roda gigi lurus. Dalam hal ini gigi yang

dibuat tidak sejajar dengan poros slinder, namun mempunyai sudut helix. Jumlah gigi

membentuk kontak serentak pada roda gigi miring.

Roda gigi miring jumlah pasangan gigi yang membentuk kontak serentak lebih

besar dari pada roda gigi lurus, sehingga pemindahan momen dan putaran melalui gigi

tersebut terjadi secara halus. Sifat ini sangat bagus untuk mentransmisikan putaran

yang tinggi dan daya yang besar. Namun roda gigi ini lebih besar karena berbentuk

ulir sehingga menimbulkan gaya reaksi yang sejajar dengan poros.

Gambar. I.2. Roda gigi miring

c. Roda gigi miring ganda.

Roda gigi miring ganda ini mempunyai gaya aksial yang timbul pada gigi

yang mempunyai alur gigi bentuk “V” yang gaya-gayanya akan saling meniadakan.

Roda gigi ini mempunyai perbandingan reduksi kecepatan keliling dan daya yang

diteruskan dapat diperbesar, akan tetapi melihat bentuknya sangatlah sukar dalam

pembentukannya.

7

http://en.wikipedia.org/wiki/Image:Gears_animation.gif

Gambar.I.3 Roda gigi miring

d. Roda gigi dalam.

Roda gigi ini dipergunakan sebagai alat pemindah daya untuk ukuran-ukuran

kecil dengan perbandingan reduksi yang besar. Sebab roda gigi pinionnya terletak

didalam roda giginya dan biasanya searah.

Gambar. I.4.Roda gigi dalam

e. Batang gigi dan Pinion.

Batang gigi ini merupakan profil dasar pembuatan gigi pasangan. Batang gigi

dari pinion dipergunakan untuk membuat putaran menjadi gerakan halus.

8

1.2.2. Roda gigi dengan poros berpotongan dimana porosnya tidak sejajar dan

tidak segaris.

a. Roda gigi kerucut lurus.

Seperti gambar dibawah ini roda gigi kerucut mempunyai bidang gerak bagi

dan batang kerucut, puncaknya terletak di titik potong sebagai poros.

Roda gigi kerucut adalah yang paling mudah dipakai dan dibuat, tetapi roda gigi ini

menimbulkan suara yang cukup besar ( berisik) diakibatkan perbandingan kontaknya

yang kecil.

Gambar. I.5.Roda gigi kerucut lurus

b. Roda gigi kerucut spiral.

Roda gigi ini mempunyai perbandingan yang besar dan dapat mentransmisikan

daya dan putaran yang tinggi dengan beban yang besar.

Gambar. I.6.Roda gigi kerucut spiral.

9

1.2.3. Roda gigi yang mempunyai poros tegak lurus.

Roda gigi ini dipakai pada poros-poros yang menjulang dan tegak lurus tanpa

adanya slip yang besar, dan merupakan pemindahan daya yang dibutuhkan pada

konstruksi permesinan.

Roda gigi ini dapat digolongkan menjadi:

a. Roda gigi silang.

Roda gigi silang ini mempunyai poros yang menyilang antara poros penggerak

dengan poros yang digerakkan.

Gambar. I.7.Roda gigi miring silang

b. Roda gigi cacing. (worm gear).

Roda gigi cacing fungsinya untuk memindahkan daya yang tidak berpotongan

( tegak lurus). Batang penggerak jenis ulir dipasang pada sebuah atau lebih roda gigi

dan biasanya disebut roda cacing.

Roda gigi cacing ini mempunyai fungsi yang sama, hanya gerakannya saja

yang berbeda. Gerakan roda gigi globoid lebih halus dari pada gigi silindris.

10

Gambar. I.8.Roda gigi cacing slindris

Selain roda gigi yang diuraikan diatas ada lagi roda gigi yang dapat

meneruskan putaran seperti:

1. Roda gigi Hipoid.

2. Roda gigi Permukaan.

I.3. Pemilihan Jenis Roda Gigi.

Dari jenis roda gigi yang penulis ketahui, penulis lebih cenderung memilih

roda gigi lurus.

Alasan penulis memilih roda gigi lurus karena sangat mudah untuk dimengerti,

apalagi fungsinya untuk mentransmisikan daya yang positif antara dua poros yang

sejajar dengan sebuah perbandingan kecepatan angular (sudut) yang konstan.

11

BAB II

POROS

2.1. Pengetian Poros

Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dalam setiap mesin.

Hampir semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran. Putaran

utama dalam transmisi seperti itu dipegang oleh poros.

Macam-macam poros

Poros untuk penerus daya di klasifikasikan menurut pembebanannya sebagai

berikut:

1. Poros Transmisi

Poros semacam ini mendapat beban puntir murni atau puntir lentur. Daya di

transmisikan pada poros ini melalui koling, roda gigi, puli, sabuk atau sprocket

rantai, dan lain-lain.

2. Spindel

Poros transmisi yang relative pendek, sepeti poros utama mesin perkakas, di mana

beban utamanya berupa puntiran, di sebut spindle.

3. Gandar

Poros seperti ini di pasang di antara roda-roda kereta barang, dimana tidak

mendapat beban puntir, bahkan kadang-kadang tidak boleh berputar, di sebut

gandar.

Tata cara perencanaan tersusun dalam sebuah diagram aliran, hal-hal yang perlu di

perhatikan antara lain, yaitu:

Pertama kali ambillah suatu kasus di mana daya P( kW ) harus ditransmisikan dan

putaran poros n ( Rpm ). Dalam hal ini perlu dilakukan pemeriksaan terhadap daya P.

Daya yang besar mungkin terjadi pada saat start atau mungkin beban yang besar

terjadi terus-menerus setelah start, dengan demikian perlu adanya factor koreksi.

Jika p adalah daya nominal yang di keluarkan oleh motor penggerak, maka

berbagai macam factor keamanan yang dapat di ambil. Jika factor koreksi adalah fc,

maka daya rencana Pd ( kW ) sebagai patokan adalah :

.......................................[1]

12

Jika daya di berikan dengan Power Staring ( PS ) maka harus di kalikan

dengan 0,73 untuk mendapatkan daya dalam kW.

Jika momen puntir ( di sebut juga sebagai momen rencana ) adalah T ( Kg.mm )

maka

................ [2]

Tegangan geser yang di izinkan a ( Kg.mm ) untuk pemakaian umum pada

poros dapat di peroleh dengan berbagai cara, dalam hal ini digunakan metode SF.

Dimana harga Sf1 6,0 untuk bahan S-C dengan pengaruh masa dan baja paduan,

sedangkan harga untuk Sf2 yaitu poros ditinjau akan di beri pasak atau di buat

bertangga karena pengaruh kosentrasi tegangan cukup besar, adalah 1,3 sampai 3,0.

Dan kekuatan tarik ( Kg/mm2)

........................ [3]

Untuk mendapatkan diameter poros ds (mm) ada factor Kt yaitu, di pilih 1,0

jika bebab dikenakan secara halus, 1,0-1,5 jika terjadi sedikit kejutan atau tumbukan,

1,5-3,0 jika terjadi beban atau tumbukan yang besar. Dan juga factor Cb diambil 1,2-

2,3 , jika tidak akan terjadi beban lentur cukup di ambil 1,0.

....................[4]

Sedangkan tegangan geser yang terjadi ( Kg/mm2 )di karnakan adanya

momen rencana T (Kg.mm), dan pada suatu diameter poros d (mm), yaitu :

.....................................[5]

2.2. Perhitungan Poros

Dalam merencanakan suatu elemen mesin pasti ada hal-hal yang penting dan

perlu diperhatikan. Begitu pula pada poros. Pada perencanaan poros ini antara lain :

Pemasangan yang mudah dan cepat

Ringkas dan ringan

Aman pada putaran tinggi, getaran dan tumbukan yang kecil

Gerakan aksial pada poros sedikit mungkin sebab pada waktu panas terjadi

pemuaian.

13

Poros merupakan salah satu bagian yang terpenting dalam setiap mesin. Hampir

semua mesin meneruskan tenaga bersama-sama dengan putaran. Putaran utama dalam

transmisi seperti itu dipegang oleh poros. Dalam bab ini akan di bicarakan adalah

proses penerus daya yang dipakai untuk meneruskan momen.

Oleh karena itu perlu diperhatikan jenis bahan yang dipergunakan biasanya dalam

proses di buat dari baja yang mempunyai sifat-sifat sebagai berikut :

Tahan terhadap momen puntir

Mempunyai elastisitas yang baik

Tidak mudah patah

Dalam tugas rancangan poros pemindahan ini spesifikasi yang dipilih adalah

untuk kendaraan roda dua, yaitu: “VEGA ZR “dengan data-data sebagai berikut:

Daya (P) : 6 kW

Putaran (n) : 7500 rpm

Gigi transmisi : 4 speed

Pola pengoperan : N- 1 - 2 - 3 - 4.

Jika P merupakan daya nominal out put dari motor penggerak, maka daya

rencana pada (kW) adalah daya nominal dikalikan factor keamanan f c maka dapat di

tulis

Pd = P . fc

Table 2.1 harga factor keamanaan

Daya yang di transmisikan fc

Daya rata-rata yang diperlukan

Daya maksimum

Daya nominal

0.8-1,2

1,2-2.0

1,5 – 1,5

Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari table 2.1

fc = 1,5 ( diambil )

Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :

Pd = P . fc

= 6 kW . 1,5

= 9 Kw

14

Momen puntir (T) Poros Input

..................................................[7]

Dimana : T = Momen

Pd = Daya rencana ( 9 kW )

n = Putaran (7500 rpm )

Maka diperoleh

Tin =

= 9,74 x 105

= 1168,8 Kg.mm

Tabel 2.2 Baja karbon untuk kontruksi mesin dan baja batang yang difinis

dingin untuk poros …………[8]

Standart dan

macam

Lambang Perlakuan

panas

Kekuatan tarik

(Kg/mm2)

Keterangan

Baja karbon

konstruksi mesin

(JIS G 4501)

S30C

S35C

S40C

S45C

S50C

S55C

Penormaan

“

“

“

“

“

48

52

55

58

62

66

Batang baja yang

difinis dingin

S35C-D

S45C-D

S55C-D

_

_

_

53

60

72

Ditarik dingin,

digerinda,

dibubut, atau

gabungan

antara hal-hal

terebut.

Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501)

S45C dan kekuatan tarik yaitu 58 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan

dapat dirumuskan sebagai berikut :

15

( Kg/mm2).......... [ 9]

Dimana : a = Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)

B = Tegangan patah izin poros 58 Kg/mm2

Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC (baja

karbon), 5,6 s/d 6,0 maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME

Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar 1,3-

3,0. Maka diambil 1,6 sesuai standart ASME

Maka :

=

= 6.041 Kg/mm2

Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Input (dsin)

ds in = .....................................[10]

Dimana : ds in = diameter poros in put

Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi “1,2 – 2,3”

( diambil 1,8 )

Kt = Faktor keamanan standart ASME, jika beban dikenakan dengan kejutan

atau tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )

T = Momen torsi rencana 1168,8 Kg.mm

Maka : ds in =

=

= 15.98 mm ≈ 16 mm (di ambil dari tabel 2.3 )

Table 2.3 Diameter Poros Standart ( SULARSO 1987)

4 10 *224 40 100 *224 400

(24) (105) 240

11 25 42 110 250 420

16

260 440

4,5 *11,2 28 45 *112 280 450

12 30 120 300 460

*31,5 48 *315 480

5 *12,5 50 125 320 500

130 340 530

35 55

*5,6 14 *35,5 56 140 *3350 560

(15) 150 360

6 16 38 60 160 380 600

17 170

*6,3 18 63 180 630

19 190

20 200

22 65 220

7 70

*7,1 71

75

8 80

85

9 90

95

Keterangan tabel 2.3, yaitu :

1. Tanda * menyatakan bahwa bilangan yang bersangkutan dipilih dari bilangan standart

2. Bilangan dlm kurung ( ) hanya dipakai untuk bagian dimana dipasang bantalan gelinding

3. Bilangan bercetak tebal, miring, dan bergaris bawah merupakan bilangan yang diambil pada

perencanan perhitungan ini.

Dari tabel 2.3 dapat dilihat diameter standart poros berdasarkan hasil

perhitungan diameter poros input maka diambil harga yang terdekat dari diameter

standart yaitu 16 mm. Maka tegangan geser () yang terjadi pada diameter poros

input. Yaitu :

................................................................[12]

17

= 5,1

= 1,45 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros input tersebut aman untuk dipakai

karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari tegangan geser

izin ( a )

≤ a

1,45 Kg/mm2 ≤ 6,041 Kg/mm2

2.3 Perhitungan Poros Output

Pada poros output, putaran terjadi berubah-ubah sesuai kecepatan yang di

kehendaki. Untuk itu putaran yang direncanakan adalah putaran ( n ) yang tertinggi

pada poros output yaitu : n out =

Di mana,

n out = putaran poros output

n = putaran poros input

I = Perbandingan poros putaran yang di reduksi, dimana nilai i ≤ 4 untuk

roda gigi lurus .

n out =

=

= 1875 rpm

Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari tabel 2.1

fc = 1,5 ( diambil )

Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :

Pd = P . fc...................................................................[13]

= 6 kW . 1,5

= 9 kW

Momen puntir Poros Output(Tout)

18

.............................................[14]

Dimana : T = Momen

Pd = Daya rencana (9 kW)

n out = Putaran (1875 rpm )

Maka diperoleh

T out = .................................................[15]

= 9,74 x 105

= 4675,2 Kg.mm

Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G 4501) dan

kekuatan tarik yaitu 55 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di izinkan dapat

dirumuskan sebagai berikut :

( Kg/mm2)..................................[16]

Dimana : a =Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)


Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC

(baja karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME

Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar

1,3-3,0. Maka diambil 1,9 sesuai standart ASME

Maka :

=

= 5,088 Kg/mm2

Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Output (dsout)

ds out = ..............................[17]

Dimana : ds out = diameter poros in put

Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi “1,2 – 2,3”

( diambil 1,8 )

19

Kt = Faktor keamanan standart ASME, jika beban dikenakan dengan

kejutan atau tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )

Tout = Momen torsi poros output 4787,2 Kg.mm

Maka : ds out =

=

= 26.87 mm ≈ 28 mm (di ambil dari tabel 2.3 )

Dari tabel 2.3 dapat dilihat diameter standart poros berdasarkan hasil

perhitungan diameter poros output maka diambil harga yang terdekat dari diameter

standart yaitu 28 mm. Maka tegangan geser () yang terjadi pada diameter poros

output. Yaitu :

..........................................................[18]

= 5,1

= 1,086 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros output tersebut aman untuk

dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan dari

tegangan geser izin ( a )

≤ a

1,086 Kg/mm2 ≤ Kg/mm2

BAB III

SPLINE DAN NAAF

3.1. Spline Dan Naaf

Spline adalah alur-alur yang terdapat pada poros sebagai tempat dudukan roda

gigi yang memeliki naaf.

20

Spline digunanakan bertujuan untuk meneruskan daya, dan dalam hal ini

putaran poros ke roda gigi. System ini dijumpai pada banyak system permesinan.

Gambar spline terlihat pada

Gambar 3.1. Spline

Untuk mendapatkan suatu nilai dimensi atau ukuran pada rancangan ini ada

beberapa ketentuan-ketentuan untuk medapatkan ukuran-ukuran tersebut:

Ds = Diameter spline

ds = Diameter poros

= 0,810 x Ds

ws = Tebal spline

=0,15 x Ds

Hs = Tinggi spline = 0,095 x Ds

Dalam merancang suatu poros, karna spline ini adalah termasuk dalam poros

maka harus diperhitungkan nilai-nilai keamanannya

Tegangan geser yang di izinkan a ( Kg.mm ) untuk pemakaian umum pada

poros dapat di peroleh dengan berbagai cara, dalam hal ini digunakan metode Sf.

Dimana harga Sf1 6,0 untuk bahan S-C dengan pengaruh masa dan baja paduan,

sedangkan harga untuk Sf2 yaitu poros ditinjau akan di beri pasak atau di buat

bertangga karena pengaruh kosentrasi tegangan cukup besar, adalah 1,3 sampai

3,0. Dan kekuatan tarik ( Kg/mm2)

Sedangkan tegangan geser yang terjadi ( Kg/mm2 )di karenakan adanya

momen rencana T (Kg.mm), dan pada suatu diameter poros d (mm), yaitu :

21

3.2 PERHITUNGAN SPLINE DAN NAAF

Spline adalah alur-alur yang terdapat pada poros sebagai tempat dudukan roda

gigi yang memeliki naaf. Pada perencanaan ini ada dua jenis spline yaitu spline

peros input dan spline pada poros output.

Spline digunanakan bertujuan untuk meneruskan daya, dan dalam hal ini

putaran poros ke roda gigi. Sistem ini dijumpai pada banyak sistem permesinan.

Gambar spline terlihat .

Gambar 3.2. Poros Spline

3.2.1. PERHITUNGAN SPLINE DAN NAAF PADA POROS INPUT

Di ketahui : Daya ( P in ) = 6kW

Putaran ( n in) = 7500 rpm

Torsi ( T in ) = 1168,8 Kg/mm

Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain sebagai

berikut:

Ds in = Dimeter Spline Input

ws in = Tebal Spline Input = 0,15 Ds

hs in = Tinggi Spline Input = 0,095 Ds

ds in = Diameter poros Input = 0,810 Ds

22

Diameter spline Dan Naaf Input (Ds in)

ds in = 0,810 Ds

Ds in =

=

= 19,75 mm( 19 mm untuk spline, 19,75 mm untuk naaf )

Tebal Spline Dan Naaf Input (ws in)

ws in = 0.156 x Ds in

= 0,156 x 19,75 mm

= 3,08 mm (3 mm untuk slpine, 3,08 mm untuk naaf )

Tinggi Spline Dan Naaf Input ( hs in )

hs = 0,095 x Ds in

= 0,095 x 19,75 mm

= 1,87 mm ( 1,87 mm untuk spline, 2 mm untuk naaf )

Panjang Alur Spline Input (Lsin) “untuk poros pejal”.

Ls in = dimana : De = Diameter efektif

De =

=

= 17,8 mm

Ls in = = = 22 mm

Jumlah Spline Dan Naaf Input ( ns in )

ns in =

23

=

= 10 ≈ ( 10 gigi spline = 10 gigi naaf )

Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Input

Diketahui : Diameter Spline Input ( Ds in) = 19,75 mm

Torsi Input ( T in ) = 1168.8kg/mm

Pemeriksaan Tegangan Geser Izin




( Kg/mm2)




karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME



Maka :

=

= 5,729 Kg/mm2

Tegangan Geser Yang Terjadi

= 5,1

= 0,77 Kg/mm2

24

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline input tersebut aman untuk



≤ a

0,77 Kg/mm2 ≤ 5,729 Kg/mm2

3.2.2 PERHITUNGAN POROS SPLINE DAN NAAF OUTPUT

Di ketahui : Daya ( P out ) = 6 kW

Putaran ( n out ) = 1875 rpm

Torsi ( T out ) = 4675,2 Kg.mm

Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain sebagai

berikut:

Ds out = Dimeter Spline Output

hs out = Tinggi Spline Output = 0,095 Ds

ds out = Diameter poros Output = 0,810 Ds

Diameter Spline Dan Naaf Output (Ds out)

ds out = 0,810 Dsout

Ds out =

=

= 33,43 mm ≈ ( 33 mm umtuk spline, 33,43 untuk naaf )

Tebal Spline Dan Naaf Output (ws out)

ws out = 0.156 x Ds out

= 0,156 x 33,43 mm

= 5,21 mm ( 5 mm untuk spline, 5,21 mm untuk naaf )

Tinggi Spline Dan Naaf Output ( hs out )

hsout = 0,095 x Ds out

25

= 0,095 x 33,43 mm

= 3,17 mm ( 3,17 mm untuk spline, 4 untuk naaf )

Panjang Alur Spline Output (Ls in) “untuk poros pejal”.

Ls out =

dimana : De = Diameter efektif

De =

= = 30,15 mm

Ls out = = = 37.96 mm

Jumlah Spline Dan Naaf Output ( ns out )

ns out =

= gigi

= 18 gigi ≈ ( 18 gigi spline, 18 gigi naaf )

Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Output

Diketahui : Diameter Spline Output ( Ds out) = 33,43 mm

Torsi Input ( T out ) =4675,2 kg.mm

Pemeriksaan Tegangan Geser Izin

26




( Kg/mm2)




karbon), maka diambil 6 sesuai dengan standart ASME



Maka :

=

= 4,824 Kg/mm2

Tegangan Geser Yang Terjadi

= 5,1

= 0,638 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline output tersebut aman untuk



≤ a

0,638Kg/mm2 ≤ 4,824 Kg/mm2

3.2.3 PEMERIKSAAN KEKEUATAN NAAF INPUT

Naaf adalah tempat kedudukan poros spline. Yang berfungsi untuk

menerusankan daya dari poros spline ke roda gigi. Naf terlihat pada gambar 3.3.

Direncanankan adalah sebagai berikut :

27

Gambar 3.3 Naaf

Table 3.1 Nilai Konstanta Bahan ( C )

Bahan B ( Kg/cm2 ) C ( Kg/cm2 )

Besi tuang Bt 18

Besi tuang Bt 26

Besi tuang Bt 52

Baja St 34

Baja St 42

Baja St 50

Baja St 60

Baja St 70

350 - 450

550 – 650

700 – 1000

700 – 900

800 – 950

850 – 1100

950 – 1200

1200 – 1400

25

35

35 – 65

55

65

70

85

100

Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.1 yaitu Tabel Nilai

Konstanta Bahan. Sebagai berikut:

Bahan : Besi tuang Bt 52

Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2

Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik (B) = 70–100

Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser izin (g) pada naaf adalah:

g =

Dimana : Sf1 = 6

Sf2 = 2,1

Maka : B =

=

= 7,93 Kg/mm2

28

Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk menguji

naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :

Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf input

a = → Fb = Fs

Dimana : Fbin = Fsin = gaya pada naaf & spline

Win = lebar spline dan naaf

Lnin = panjang naaf

Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbin)

Fbin =

=

= 65.38Kg

Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsin = Fbin)

Fsin = Zin = Jumlah spline input = 10 buah

=

= 6,538 Kg

Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf sebagai berikut :

ain =

=

= 0,96 Kg/mm2

Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf input ( c in)

cin = Dimana Acin = hsin x Lsin = 2mm x 22mm =44mm2

= = Luas yang mengalami tumbukan

= 1,48 Kg/mm

29

Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini aman

digunakan karena tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada yang melebihi tegangan

geser izin.

3.2.4 PEMERIKSAAN KEKUATAN NAAF OUTPUT

Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.3 yaitu Tabel Nilai

Konstanta Bahan. Sebagai berikut:

Bahan : Besi tuang Bt 52

Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2

Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik (B) = 70–100

Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser ijin (g) pada naaf adalah:

g =

Dimana : Sf1 = 6

Sf2 = 2,1

Maka : g =

=

= 7,93 Kg/mm2

Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk menguji

naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :

Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf output

aout = → Fbout = Fsout

Dimana : Fbout = Fsout = gaya pada naaf & spline output

Wout = lebar spline dan naaf out

Lnout = panjang naaf out

Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbout)

Fbout =

30

=

= 155.06 Kg

Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsout = Fbout)

Fsout = Zout = Jumlah spline output = 10 buah

=

= 15.506Kg

Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf out sebagai berikut :

aout =

=

= 0,0079 Kg/mm2

Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf output ( c out)

cout = Dimana Acout= hsout x Lsout = 4mm x 37,74mm =150,9mm2

= = Luas yang mengalami tumbukan

= 1,03 Kg/mm

Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini aman

digunakan karena tegangan tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada yang melebihi

tegangan geser izin.

BAB IV

PERENCANAAN RODA GIGI

4.1. Perencanaan Roda Gigi

Dalam pembuatan roda gigi terlihat banyaknya variasi roda gigi ini bertujuan

untuk memvariasikan kecepatan putar pada roda gigi. Dengan demikian putaran dapat

di percepat ataupun diperlambat dengan perhitungan besarnya perbandingan diameter

roda gigi. Terlihat pada rangkaian roda gigi pada gambar di bawah ini.

31

a b

Gambar 4.1 Rangkaian roda gigi

Untuk perencanaan roda gigi telah diperoleh data-data sebagai berikut:

Daya ( P ) = 6 kW

Putaran ( n ) = 7500 Rpm

4.1.1. Perencanaan First Gear (Pinion 1)

First gear adalah roda gigi penggerak. Pada perencanaan ini disebut roda gigi 1

pada pemakaiannya. Adapun perhitungan dari roda gigi ini adalah sebagai

berikut :

Table 4.1. Konstanta Bahan ( C )

Bahan ( Kg/cm2) C( Kg/cm2)

Besi tuang Bt 18

Besi tuang Bt 26

Besi tuang Bt 52

350 – 450

550 – 650

700 – 1000

25

35

35 – 65

32

Baja St 34

Baja St 42

Baja St 50

Baja St 60

Baja St 70

700 – 900

800 – 950

850 – 1100

950 – 1200

1200 – 1400

55

65

70

85

100

Table 4.2. Faktor pemasangan ( )

Cara Pemasangan

Dengan kolager dst

Pemasangan teliti

Pemasangan biasa

Sampai 30

Sampai 25

Sampai 15

Jumlah gigi, z = 20

= 25 (untuk pemasangan teliti)

c = konstanta bahan baja St 60, C = 85 kg/cm

Sehingga :

= 0.09 mm = 0.1mm

Besar modul yang di gunakan di sesuaikan dengan harga modul standart JIS

B 1701 –1973.

Table 4.3 Harga modul stsndart ( JIS B 1701 – 1973 )

Seri ke1 Seri ke2 Seri ke3 Seri ke1 Seri ke2 Seri ke3

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,8

0,15

0,25

0,35

0,45

0,55

0,7

0,75

0,65

4

5

6

8

10

12

3,5

4,5

5,5

7

9

11

14

3,75

6,5

33

1,0

1,25

1,50

2,0

2,5

3,0

0,9

1,75

2,25

2,753,25

16

20

25

32

40

50

18

22

28

36

45

Keterangan ;

Dalam pemilihan utamakan seri ke 1, jika terpaksa baru kemudian ke seri 2 dan 3

Maka diameter puncak (Dp) dapat dicari dengan persamaan :

Dp = M . z

= 0.1 x 20

= 2 mm ; d = dp = Diameter puncak.

Maka lingkaran dedendum (Dd) :

Dd = dp + (2 x m)

= 2 + (2 x 0.1)

= 2.2 mm.

Lingkaran addenum (Da) :

Da =Dp – 2 . 1,25 . M

= 2.2 – (2 x 1,25 x 0.1)

= 1.95 mm.

Tinggi kepala (addendum) Ha :

Ha = m

Ha = 0.1 mm.

Tinggi kaki (dedendum) Hf :

Hf = 1,25 x M

= 1,25 x 0.1

= 0.125 mm.

Tinggi gigi (Ht) :

Ht = Hf + Ha.

= 0.125 + 0.1

= 0.225 mm.

Tebal gigi (Tt) :

34

Tt =

=

= 0.157 mm.

Lebar gigi (b) :

b = (G-10) x M

= 8 x 0.1

= 0.8 mm.

a. Pemeriksaan kekuatan gigi pada first gear.

Pada pemeriksaan roda gigi ini banyak sekali fenomena yang terjadi pada gigi

tersebut, mulai dari gaya-gaya yang bekerja pada gigi, tegangan lanjut dan momen

lentur.

Gaya tangensial yang terjadi pada gigi (Ft) :

Ft = (kg)

ν = (m/det)

dimana: Ft = gaya tangensial

Pd = daya rancangan

V = kecepatan keliling

Maka Ft: = .

= 260.1 kg

Sedang momen yang terjadi (M) :

M = Ft . z

= 260.1 x 20

= 5202 kg.mm.

Table 4,4 Faktor bentuk gigi Y.

Jumlah gigi Y Jumlah gigi Y

10 0,201 25 0,339

35

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

21

23

0,226

0,245

0,261

0,276

0,289

0,295

0,302

0,308

0,314

0,320

0,327

0,333

27

30

34

38

43

50

60

75

100

150

300

Batang gigi

0,349

0,358

0,371

0,383

0,396

0,408

0.421

0,434

0,446

0,459

0,471

0,484

Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :

Ft = Tb . b . M . Y

Tb =

Dimana :

Tb = Tegangan lentur (kg/mm2)

Ft = Gaya tangensial (kg)

b = Lebar gigi (mm)

Y = Faktor bentuk gigi (Tabel 4.4)

Untuk : z = 20

Y = 0,320

Tb =

=

= 10160.2 kg/mm2.

b. Ukuran utama counter main shaft first gear (1).

36

Untuk mencari harga-harga dan diameter roda gigi penggerak (gear) harus

diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi yang berpasangan “i” ,

yaitu jumlah gigi pada gear berbanding jumlah gigi pada pinion.

Harga dan perbandingan transmisi untuk roda gigi biasanya antara 4 – 5, maka

untuk speed satu diambil i = 4 sehingga didapat persamaan dengan rumus : no =

Dimana :

no = Putaran counter gear.

nl = Putaran roda gigi

i = Perbandingan transmisi : 4 (diambil)

Disubstitusikan :

no = = 1875 rpm.

Untuk mencari z2 (jumlah pada gear) maka dapat dilihat dibawah ini :

z2 = z1 . i

Dimana :

z1 = Jumlah gigi pada pinion

i = Perbandingan transmisi (dipilih)

Disubstitusikan ke angka :

z2 = 20 . 4

= 80.

Dalam hal roda gigi berpasangan antara pinion dengan gear, besarnya harga

modul, lebar gigi, tebal gigi, dan tinggi gigi dinilai sama. Maka harga diameter dari

roda gigi (gear) dapat dicari yaitu :

Dp = Lingkaran puncak

= M . z

= 0.1 . 80

= 8 mm.

Lingkaran dedendum (Dd) :

Dd = dp – 2 . 1,25 . M

= 8 – 2 x (1,25 x 0.1)

= 0.75 mm.

37

Lingkaran addendum (Da) :

= dp + 2 . M

= 8 + 2 .x0.1

= 8.2 mm.

4.1.2. Perencanaan Ukuran utama Main Shaft Second Gear (Pinion 2)

Pada perencanaan pinion 2 roda gigi sama juga dengan perhitungan roda gigi

penggerak pada pinion 2. Dalam hal ini harga modul dan jumlah gigi ditentukan

terlebih dahulu.

Direncanakan jumlah gigi ke 2 (z) : 21 (diambil).

Maka :

M

=0.09 mm = 0.1 mm

Maka diameter puncak dari roda gigi (pinion 2) dapat diketahui :

Dp = M . z

= 0.1 X 21

= 2.1 mm


Dd = Dp + 2 . M

= 2.1 + 2 X 0.1 = 2.3 mm


Da = Dp – 2 . 1,25 . M

= 2.1 – 2 . (1,25 X0.1)

= 0.53 mm.


Ha = M

= 0.1 mm.


Hf = 1,25 . M

= 1,25 . 0.1

= 0.125 mm.

Tinggi gigi (Ht) :

38

Ht = Hf + Ha

= 0.125 + 0.1

= 0.225 mm.

Tebal gigi (Tt) :

Tt =

=

= 0.157 mm

Lebar gigi (b) :

b = (G – 10) . M

= 8 X 0.1

= 0.8 mm

a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion 2.

Dalam konstruksi roda gigi ini banyak sekali fenomena yang terjadi pada gigi

tersebut, maka gaya-gaya yang bekerja pada gigi : tegangan lentur, momen lentur.


Ft =

V = (m/det)

Dimana :

n = momen puntir rancangn

V = kecepatan keliling

Ft = gaya tangensial

Pd = daya rancangsan

Dp = Diameter puncak

Maka :

V =

= 0,83 m/det.

Sehingga harga Ft dapat dicari :

39

Ft =

= 1113.7 kg

Sedangkan momen yang terjadi (M) :

M = Ft . r

= 1113.7 . 21

= 23388.5 kg . mm

Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :

Tb =

Dimana:Y = 0.320

M =momen yang terjadi

Ft =gaya tangensial

Tb=tegangan lentur yang terjadi

Tb =

= 43503.9 kg/mm2.

b. Ukuran utama counter shaft seconder gear (II).

Untuk mencari harga-harga dari diameter roda gigi penggerak (gear) harus

diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi berpasangan (i).

Harga i = 3 diambil untuk speed 2.

no =

=

= 2500 rpm.

Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) maka dapat dilihat sebagai berikut :

z2 = i . z

= 3 . 21

= 63 mm.

Maka pada roda gigi yang berpasangan antara pinion dan gear dapat dihitung

parameternya yaitu :

Dp = M . z

= 0,1 . 63

= 6.3 mm.

40


Da = Dp – 2 (1,25) M

= 6.3 – 2 (1,25) 0.1

= 6.05 mm.


Dd = Dp + 2 . M

= 6.3 + 2 . 0,1

= 6.5 mm.

4.1.3 Perencanaan Utama Main Shaft Gear (Pinion III).

Untuk mengetahui harga- harga dari roda gigi penggerak yang ke 3 harus

terlebih dahulu direncanakan / ditentukan parameternya yaitu modul dan jumlah gigi

yang akan dirancang.

Dalam hal ini jumlah gigi (z) = 22.

Maka diameter puncak dapat dicari :

Dp = M . z

= 0.1 . 22

= 2.2 mm.


Dd = Dp + 2 . M

= 2.2 + 2 . 2

= 6.2 mm.


Da = Dp – 2 (1,25 . M)

= 2.2 – 2 (1,25 . 0,1)

= 1.95 mm.


Ha = M

= 0.1 mm


Hf = 1,25 . M

= 1,25 . 0,1

= 0.125 mm

Sedangkan tinggi gigi (Ht) :

41

Ht = Hf + Ha

= 2,5 + 0,1

= 0.25 mm

Tebal gigi (Tt) :

Tt = π .

= π .

= 0.05 mm.

Lebar gigi (b) :

b = (G – 10) . M

= 8 . 0,1

= 0.8 mm

a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion ke tiga.

Dalam konstruksi roda gigi ini banyak yang harus di perhatikan, yaitu gaya

yang bekerja pada gigi, tegangan lentur yang terjadi, dan momen lentur.


Ft =

V =

=

= 0.29 rad/det.

Maka :

Ft =

=

= 3165,5 g

Sedangkan momen yang terjadi (M):

M = Ft . r

= 3165.5 . 22

= 69641.37 g . mm

b. Ukuran utama counter shaft third gear (III) .

42

Untuk mengetahui harga-harga dan diameter roda gigi yang digerakkan, harus

diketahui terlebih dahulu besarnya perbandingan transmisi (i).

Harga i = 2 untuk speed 3.

Maka :

n2 =

=

= 3750 rpm.

Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada pinion) dapat dihitung dengan

persamaan sebagai berikut :

z2 = i . z

= 2 . 22

= 44 buah.

Maka pada roda gigi yang berpasangan ini antara gear dan pinion dapat

dihitung parameternya yaitu :

Diameter puncak (Dp) :

Dp = M . z2

= 0,1 . 44

= 4,4 mm.


Da = Dp – 2 (1,25 . M)

= 4.4 – 2 (1,25 . 0,1)

= 4.15 mm.


Dd = Dp + 2 . M

= 4.4 + 2 . 0,1

= 4.6 mm.

Sedangkan harga dari addendum, dedendum, tinggi gigi, dan tebal gigi sama

dengan pinion 3

4.1.4.Perencanaan Ukuran Utama Main Shaft (Pinion IV)

43

Roda gigi penggerak terakhir adalah pinion 4 dimana akan menggerakkan gigi

empat dan posisinya adalah top speed. Dalam hal ini gigi dan harga modul juga

ditentukan terlebih dahulu. z = 25 buah.

Maka diameter puncak dari roda gigi dapat diketahui :

Dp = M . z

= 0.1 . 25

= 2.5 mm


Dd = Dp + 2 . M

= 2.5 + 2 . 0,1

= 2.7 mm.

Lingkaran adendum (Da) :

Da = Dp – 2 (1,25 . M)

= 2.5 – 2 (1,25 . 0,1)

= 2.25 mm.


Ha = M

= 0.1


Hf = 1,25 . M

= 1,25 . 0,1

= 0.125 mm

Tinggi gigi (Ht) :

Ht = Hf + Ha

= 0.125 + 0,1

= 0.225 mm

Tebal gigi (Tt) :

Tt = π .

= 3,14 .

= 0,157 mm

Lebar gigi (b) :

44

b = (6-10) . M

= 8 . 0,1

= 0,8 mm

a. Pemeriksaan t erhadap kekuatan gigi pada pinion IV.

Hal-hal yang diperlukan pada konstruksi roda gigi adalah gaya tangensial yang

bekerja seperti tegangan lentur dan momen lentur.

Untuk mengetahui hal diatas akan dihitung dengan cara seperti dibawah ini :

Ft =

V =

=

= 6,98 rad/det.

Maka :

Ft =

= 143,64 m/s.

Sedangkan momen yang terjadi adalah (M) :

M = Ft . r

= 143,64 . 25

= 3591 kg . mm.

Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dipakai persamaan :

Tb =

Dimana :

Y = Faktor bentuk gigi

Y = 0,399

Maka :

Tb =

= 13,24 kg/mm2

b. Ukuran utama counter shaft fourth gear (4).

45

Untuk menghitung parameter pada gear 4 juga harus diketahui perbandingan

transmisi (i) dalam hal ini i = 1,5.

Maka :

no =

=

= 5333,33 rpm.

Dimana :

nl = Putaran lentur shaft fourth gear

no = Putaran roda gigi.

Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) dapat dihitung dengan

persamaan dibawah ini :

z2 = z1 . i

= 25 . 1,5

= 37,5 mm.

Diambil : 38

Maka diameter puncak (Dp) dapat dihitung :

Dp = M . z

= 2 . 38

= 76 mm.


Da = Dp – 2 (1,25 . M)

= 76 – 2 (1,25 . 2)

= 71 mm.


Dd = Dp + 2 . M

= 76 + 2 . 2

= 80 mm.

Haga-harga pada addendum, dedendum, tinggi gigi, lebar gigi, dan modul

adalah sama untuk gigi yang berpasangan. Dalam hal ini yaitu pinion 4.

46

BAB V

BANTALAN

5.1 Bantalan

Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga

putaran atau gerakan bolak-baliknya dapat berlangsung secara halus, aman, dan

panjang umur

Klasifikasi Bantalan

Bantalan dapat di klasifikasikan sebagai berikut :

1. Atas dasar gerakan bantalan terhadap poros

a. Bantalan luncur, pada bantalan ini terjadi gesekan luncur antara poros dan

bantalan karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan bantalan dengan

perantara lapisa pelumas.

b. Bantalan gelinding, pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding antara bagian

yang berputar dengan yang diam melalui elemen gelinding seprti bola

(peluru), rol, atau rol jarum, dan rol bulat.

2. Atas dasar beban terhadap poros

47

a. Bantalan radial, arah beban yang di tumpu bantalan ini adalah tegak lurus

sumbu poros.

b. Bantalan aksial, arah beban ini sejajar dengan sumbu poros.

c. Bantalan gelinding khusus, bantalan ini dapat menumpu beban yang arahnya

sejajar dan tegak lurus sumbu poros.

Bagian-bagian bantalan dapat dilihat pada gambar 5.1 di bawah ini:

H

Gambar 2.14. Nama bagian-bagian bantalan

www.bonesbearings.com/gap/maintenance.html

Gambar.5.1 Bantalan

Hal-Hal Penting Dalam Perancangan Bantalan Radial

Dalam perancangan ini diambil bantalan radial karena, roda gigi yang di

gunakan adalah roda gigi lurus secara keseluruhan yang dalam hal ini nilai gaya aksial

Fa dianggap tidak ada. Sebelumnya kita menentukan nilai ekivalen P (Kg)

P = X . Fr + Y . Fa

Dimana :P = Gaya ekivalen (Kg)

X = Faktor Radial

Y = Faktor Aksial

Fr = Gaya Radial

Fa = Gaya Aksial

Dimana : T = Torsi D = Diameter luar bantalan

Beban dinamis spesifik (C) yang tejadi :

Dimana : fh = Life factor

48

http://www.bonesbearings.com/gap/maintenance.html

fn = Speed factor

Dimana : Lh yaitu umur nominal bantalan bola

Dimana : n = Putaran

5.2. PERENCANAAN BANTALAN ( BEARING )

Bantalan yaitu elemen mesin yang menumpu poros berbeban sehingga putaran

atau gerak bolak-balik dapat berputar secara halus, aman dan tahan lama. Bantalan

harus kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan

baik. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik, maka prestasi seluruh mesin akan

menurun atau tidak bekerja dengan baik. Terlihat gambar bagian-bagian bantalan

radial pada gambar (a) dan bantalan radial utuh pada gambar (b).

a b

Gambar 5.2 Bantalan radial

Dalam perancangan bantalan ini terdapat dua jenis bantalan yaitu, bantalan

pada poros in put dan pada poros out put

Gaya yang menekan bantalan adalah gaya yang bekerja pada roda gigi yang

saling berhubungan, dan dalam perancangan ini di gunakan jenis bantalan radial.

Perhitungan Bantalan Pada Poros Input

Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di peroleh

bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 5.1 yaitu table ukuran bantalan.

49

Table 5.1Ukuran bantalan

Nomor bantalan Ukuran luar(mm) Kapasitas

nominal

dinamis

spesifik

C(Kg)

Kapasitas

nominal

statis

spesifik C0

(Kg)

Jenis terbuka

Dua sekatDua sekat

tanpa kontak

d D B r

6000600160026003*60046005*60066007600860096010

6001ZZ02ZZ

6003ZZ04ZZ05ZZ

6006ZZ07ZZ08ZZ

6009ZZ10ZZ

6001VV02VV

6003VV04VV05VV

6006VV07VV08VV

6009VV10VV

1012151720253035404550

2628323542475562687580

8891012121314151616

0,50,50,50,5111,51,51,51,51,5

36040044047073579010301250131016401710

196229263296465530740915101013201430

62006201620262036204620562066207620862096210

6200ZZ01ZZ02ZZ

6203ZZ04ZZ05ZZ

6206ZZ07ZZ08ZZ

6209ZZ10ZZ

6200VV01V

02VV6203VV

04VV05VV

6206VV07VV08VV

6209VV10VV

1012151720253035404550

3032354047526272808590

910111214151617181920

11111,51,51,52222

4005356007501000110015302010238025702750

23630536046063573010501430165018802100

63006301630263036304630563066307630863096310

6300ZZ01ZZ02ZZ

6303ZZ04ZZ05ZZ

6306ZZ07ZZ08ZZ

6309ZZ10ZZ

6300VV01VV02VV

6303VV04VV05VV

6306VV07VV08VV

6309VV10VV

1012151720253035404550

353742475262728090100110

1112131415171920232527

11,51,51,52222,52,52,53

63576089510701250161020902620320041504850

365450545660785108014401840230031003650

50

* Angka yang bercetak tebal, miring, dan bergaris bawah adalah bantalan yang diambil pada perancangan ini

Maka di peroleh bantalan poros input :

Diameter poros (ds) 16,1 mm

Diameter dalam bantalan (d) 17 mm

Lebar bantalan (B) 10 mm

Diameter luar bantalan (D) 35 mm

Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) 470 Kg

Kapasitas nominal statis (C0) 296 Kg

Nomor bantalan 6003

Dalam rancangan bantalan poros intput ini yang di gunakan adalah bantalan

radial, dimana gaya aksial Fa = 0. Pada bantalan ini gaya ekivalen (P) yang bekerja

adalah

P = X x Fr + Y x Fa

Dimana : X = Faktor radial = 0,56 (untuk baris tunggal) dari table 5.2

Y = Faktor axial = 1,0 dari table 5.2

` Fr = Daya radial

Fa = Gaya aksial = 0

Tabel 5.2 faktor-faktor V, X, Y dan X0, Y0

Jenis bantalan

BebanPutarPada

CincinDalam

BebanPutarPada

Cincinluar

BarisTunggal

Baris Ganda

e

BarisTunggal

BarisGanda

Fa/VFr>e Fa/VFr≤ e Fa/VFr>e

V X Y X Y X Y X0

Y0 X0 Y0

Bantalan

AlurDalam

Fa/C0 = 0,014 = 0,028 = 0,056 = 0,084 = 0,11 = 0,17 = 0,28 = 0,42 = 0,56

1 1,2 0,56

2,301,191,711,551,451,311,151,041,00

1 0 0,56

2,301,901,711,551,451,311,151,041,00

0,190,220,260,280,300,340,380,420,44

0,6 0,5 0,6 0,5

Bantalan

Bola Sudut

= 20o

= 25o

= 30o

= 35o

= 40o

1 1,2

0,430.410,390,370,35

1,000,870,760,660,57

1

1,090,920,780,660,55

0,700,670,630,600,57

1,631,411,241,070,93

0,570,680,800,951,14

0,5

0,420,380,330,290,26

1

0,840,760,660,580,52

51

Untuk bantalan garis tunggal, bila Fa / VFr ≤ e, X = 1, Y = 0

Gaya radial

Dimana :Tin = Torsi input = 1196,8 Kg/mm

= D = Diameter luar bantalan

= 68,38 Kg

Maka: P = X x Fr + Y x Fa

= 0,56 x 68,38 Kg + 1 x 0

= 38,29 Kg

Table 5.3Bantalan untuk permesinan serta umurnya

Umur Lh

Factor beban fw

2000-4000(jam) 5000-15000(jam) 20000-30000(jam) 40000-60000 (jam)

Pemakian jarangPemakaian

sebentar-sebentar (tidak terus-

menerus)

Pemakaian terus-menerus

Pemakaian terus-menerus dengan keandalan tinggi

1-1,1

Kerja halus tanpa tumbukan

Alat listrik rumah

tangga,speda

Konveyor, mesin pengangkat, lift,

tangga jalan

Pompa, poros transmisi, separator,

pengayak , mesin perkakas , pres putar , separator

sentripugal , setrifus pemurni

gula ,motor listrik

Poros transmisi utama yang

memang peranan penting motor-

motor listrik yang penting

1,1-1,3

Kerja biasa Mesin pertanianOtomobil, mesin

jahit

Motor kecil, roda meja, pemegang pinyon, roda gigi reduksi, kereta rel

Pompa penguras, rol kalender, kips angin, penggiling

bola, motor rel kereta listrik

1,2-1,5 Kerja dengan getaran atau tumbukan

Alat-alat besar, unit roda gigi

dengan getaran besar

Penggetar, penghancur

Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :

C = P

Dimana : fh : Life factor

fn : Speed factor

life factor ( fh ) adalah :

52

Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil

pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 5.3

fh =

=

Speed fector ( fh ) adalah : n = putaran poros yaitu 8000 Rpm

fn =

=

= 0,16

Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :

C =

=

Perhitungan Bantalan Pada Poros Output

Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di peroleh

bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 5.1 yaitu table ukuran bantalan.

Maka di peroleh bantalan poros output :

Diameter poros (ds) 27,08 mm

Diameter dalam bantalan (d) 25 mm

Lebar bantalan (B) 12 mm

Diameter luar bantalan (D) 47 mm

Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) 790 Kg

Kapasitas nominal statis (C0) 530 Kg

Nomor bantalan 6005

Dalam rancangan bantalan poros output ini yang di gunakan adalah bantalan

radial, dimana gaya aksial Fa = 0. Pada bantalan ini gaya ekivalen (P) yang bekerja

adalah

P = X . Fr + Y . FaDimana : X = Faktor radial = 0,56 (untuk baris tunggal), dari table 5.2

Y = Faktor axial = 1,0 . Dari table 5.2` Fr = Daya radial

Fa = Gaya aksial = 0

53

Gaya radial

Dimana :Tout = Torsi output = 4878,2 Kg.mm

Fr = D = Diameter luar bantalan

= 207,5 Kg

Maka: P = X .Fr + Y. Fa

= 0,56 x 207,5 Kg + 1 x 0

= 116,2 Kg

Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :

C = P

Dimana : fh : Life factor

fn : Speed factor

life factor ( fh ) adalah :

Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil

pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 5.1

fh = =

Speed fector ( fh ) adalah : nout = putaran poros yaitu 9988,24 Rpm

fn = = Putaran poros output pada kec 4

=

= 0,149

Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :

C =

=

54

BAB VI

PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN

6.1. Pelumasan dan Temperatur Kerja Mesin

Pada perancangan pelumas kali ini disamakan atara pelumas roda gigi dengan

pelumas mesin, karena gear box tercakup dalam klasifikasi mesin pada kendaraan

roda dua ini.

Sifat-sifat Utama Dari Pelumasan Yaitu :

Sebagai Pelumas

Oli melumasi permukaan metal yang bersinggungan dengan cara membentuk

lapisan film. Lapisan oli ( oil film ) tersebut berfungsi untuk mencegah kontak

langsung antara permukaan metal yang membatasi keausan dan kehilangan

tenaga minim. Terlihat pada gambar 6.1

55

Gambar 6,1 Roda Gigi yang Terlapisi Oli ( Oil Film )

Bersifat Pendingin

Pembakaran menimbulkan panas dan komponen mesin menjadi panas sekali.

Hal ini akan menyebabkan keausan yang cepat, bila tidak di turunkan

temperaturnya. Untuk melakukan ini oli perlu di sirkulasikan di sekeliling

komponen agar dapat menyerap panas dan mengeluarkannya dari mesin.

Sebagai Perapat

Oli membentuk semacam selaput oli antara dua roda gigi atau lebih yang

berkaitan. Ini berfungsi sebagai perapat ( seal ) yang dapat mencegah hilangnya

tenaga masin.

Sebagai pembersih

Kotoran akan mengendap dalam komponen-komponen mesin. Ini akan

menambah gesekan dan menyumbat saluran oli. Oli akan membersihkan

kotoran-kotoran yang menempel dan mencegah tertimbunnya kotoran dalam

mesin dengan pergantian oli secara bekala.

sebagai Penyerap Tegangan

Oli menyerap dan menekan tekanan lokal yang beraksi pada komponen

yang di lumasi, serta melindungi agar komponen tersebut tidak menjadi tajam

saat tejadinya gesekan-gesekan pada bagian-bagian yang bersinggungan.

Syarat-Syarat Oli Mesin atau Roda Gigi

Harus mempunyai kekentalan yang tepat

Kekentalan harus relative stabil tanpa terpengaruh adanya perubahan

temperatur

Oli harus sesuai dengan penggunaan metal

Tidak merusak dan anti karat terhadap komponen

Tidak menimbulkan busa

Perhitungan Pelumasan dan Temperatur Kerja Mesin

56

Untuk mecari luas bidang gesek pada roda gigi, dimana luas bidang gesek roda

gigi A ( mm ), lebar gigi b ( mm ), tinggi gigi Ht atau tinggi kepala ditambah tinggi

kaki, jumlah gigi Z ( gigi ).

Maka : A = 2 x b x Ht x Z

Karna dalam hal ini ada empat pasang roda gigi in dan out, maka luas total

yaitu :

Untuk mendapatkan luas total Atot , yaitu:

Atot = Ain + Aout

Diambil diameter linkar jarak bagi rata-rata pada roda gigi input dan out put

pada kecepatan 4 d4 (mm), dengan kecepatan keliling V ( m/s ), dan n4 putaran

kecepatan 4 (Rpm).

Dimana :

din = d1 pada kecepatan 4

dout = d2 pada kecepatan 4

6.2. PERHITUNGAN TEMPERATUR DAN PELUMASAN

Gesekan di sertai tenaga interaksi phisik antara obyek, dan gesekan selalu

mengakibatkan keausan. Permukaan gigi adalah subyek gesekan akibat slip dan

gesekan di karenakan putaran.

Besarnya beban permukaan roda gigi, permukaan yang kasar dan kecepatan

meluncur menghasilkan gesekan yang besar dan bertambah panas yang di

timbulkan.

Untuk alasan tersebut, oli roda gigi diperlukan dengan memenuhi kondisi

berikut :

Kekentalannya harus sesuai

Mempunyai kemampuan memikul beban

Tahan terhadap panas dan oksidasi

57

Telihat pada gambar (a) bantalan yang terlumasi dan (b) roda gigi yang

terlapisi dengan selaput oli:

a b

Gambar 6.2 Bantalan dan Roda Gigi yang Terlumasi

Untuk mengetahui panas pada roda gigi sistem transmisi ini terlebih dahulu di

cari luas penampang luas roda gigi tersebut:

6.2.1. Luas Bidang Gesek Pada Roda Gigi Input

Untuk mencari luas bidang gesek pada roda gigi input di gunakan persamaan

yaitu:

Ain = 2 x b x Ht x Zin

Dimana : Ain = Luas bidang gesek pada roda gigi input (mm2)

b = Lebar gigi keseluruhan (mm)

Ht = Tinggi gigi keseluruhan (mm)

Zin = Jumlah roda gigi input

Maka : Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 1 (Ain1)

Ain1 = 2 x b x Ht x Zin1

= 2 x 30mm x 4,5mm x 18

= 4860 mm2

Luas bidang gesek roda gigi input pada kecepatan 2 (Ain2)


= 2 x 30mm x 4,5mm x 28

= 7560 mm2

58



= 2 x 30mm x 4,5mm x 37

= 9990mm2



= 2 x 30mm x 4,5mm x 44

= 11880 mm2

Maka laus total bidang gesek roda gigi input ( Ain )

Ain = Ain1 + Ain2 + Ain3 + Ain4

= ( 4860 + 7560 + 9990 + 11880 ) mm2

Ain = 34290 mm2

6.2.2. Luas Bidang Gesek Pada Roda Gigi output

Untuk mencari luas bidang gesek pada roda gigi output di gunakan persamaan

yaitu: Aout = 2 x b x Ht x Zout

Dimana : Aout = Luas bidang gesek pada roda gigi output (mm2)

b = Lebar gigi keseluruhan (mm)

Ht = Tinggi gigi keseluruhan (mm)

Zout = Jumlah roda gigi output

Maka :

Luas bidang gesek roda gigi output pada kecepatan 1 (Aout1)

Aout1 = 2 x b x Ht x Zout1

= 2 x 30mm x 4,5mm x 71

= 19170 mm2



= 2 x 30mm x 4,5mm x 61

= 16470 mm2



59

= 2 x 30mm x 4,5mm x 52

= 14040 mm2



= 2 x 30mm x 4,5mm x 44

= 11880 mm2

Maka laus total bidang gesek roda gigi output ( Aout )

Aout = Aout1 + Aout2 + Aout3 + Aout4

= ( 19170 + 16470 + 14040 + 11880 ) mm2

Aout = 61560 mm2

Luas Total Pada Semua Roda Gigi ( Atot ), Yaitu:

Atot = Ain + Aout

= ( 34290 + 61560) mm2

= 95850 mm2

BAB VII

PERAWATAN

Elemen-elemen mesin yang direncanakan untuk transmisi mesin akan

mengalami pembebanan sesuai dengan penggunaannya. Seiring dengan pembebanan

itu akan mempengaruhi umur dari suatu elemen mesin atau masa pakai dari mesin itu

sendiri.

Terkadang suatu peralatan tidak dapat dioperasikan sampai batas jam operasi

yang ditentukan oleh pabrik pembuat mesin itu sendiri, tetapi terkadang dapat juga

melebihi jam operasi dan peralatan mesin juga baik kondisinya. Hal itulah yang

menjadikan kita mengambil suatu tindakan yaitu peralatan tepat yang harus digunakan

didalam bagian-bagian mesin.

Dalam perencanaan roda gigi analisa yang dilakukan adalah berdasarkan

pembebanan-pembebanan yang terjadi erat hubungannya dengan pemakaian

kendaraan “YAMAHA ZUPITER Z” ini.

Hal ini dibuktikan dengan beban maksimum yang dapat diangkat oleh kendaraan ini.

Jika pada buku petunjuk pemakaian, kendaraan hanya diperbolehkan 2 orang saja,

60

petunjuk ini harus diteliti karena desain peralatan yang digunakan telah dirancang

untuk semaksimal mungkin.

Pada saat mengendarai sepeda motor, yang perlu diperhatikan adalah

pengaturan kecepatan pada saat pengoperasian transmisi kecepatan. Tidak dibenarkan

mengoper gigi pada saat putaran mesin masih tinggi, cara yang benar dalam

mengurangi putaran mesin dari poros engkol sejenak dengan bantuan kopling.

Dalam hal ini kopling yang digunakan adalah kopling basah. Dengan

diturunkannya tarikan mesin, maka secara otomatis kopling dalam pengoperasian gigi

akan terjadi hentakan atau benturan. Semakin sering hal ini dilakukan maka tidak

terutup kemungkinan gigi-gigi akan sompel / rusak.

Pelumasan

Suatu hal yang perlu diperhatikan adalah pelumasan. Dimana pelumasan

fungsinya untuk mengurangi gesekan-gesekan antara dua bahan yang bersinggungan.

Maka dengan adanya pelumasan akan mengurangi keausan dan sekaligus akan

menambah umur dari peralatan, dalam hal ini adalah roda gigi dan bantalan.

Pelumasan diperhitungkan dengan sekian jam operasi atau sekian ribu

kilometer, kemudian pelumas harus diganti dengan yang baru.

Kebersihan

Suatu hal yang tidak boleh luput dari kita adalah kebersihan dari peralatan,

karena peralatan ini adalah paduan-paduan dari logam dan juga berhubungan

langsung dengan udara luar, yang mengakibatkan teroksidasinya peralatan-peralatan

tersebut dan akhirnya menimbulkan korosi pada komponen mesin.

Bagian / komponen mesin yang harus diperhatikan kebersihannya yaitu :

a. Saringan udara, agar udara yang masuk ke slinder bebas dari kotoran-

kotoran, sehingga menghasilkan proses yang baik pada saat pembakaran. Oleh

karena itu saringan udara harus dibersihkan setiap 6000 km.

b. Busi juga harus diperhatikan kebersihannya supaya terjadi proses

pembakaran yang baik.

c. Membersihkan sisa pembakaran yang terlihat pada slinder, penutup

blok dan permukaan atas piston dan saluran-saluran campuran bahan bakar setiap

3000 km.

61

BAB VIII

KESIMPULA DAN SARAN

8.1 KESIMPULAN

Dari hasil analisa mulai dari bab II pada perencanaan roda gigi ini, maka dapat

disimpulkan data-data perencanaan sebuah roda gigi kendaraan roda dua YAMAHA

JUPITER-Z adalah sebagai berikut :

Daya : 88 Hp

Putaran : 8000 rpm

Speed : 4 kecepatan.

Pola pengoperasian : N-1-2-3-4-N (rotari)

1. Hasil perhitungan poros.

Bahan poros baja karbon (JIS G4501) S 45 C yang mempunyai tegangan tarik

(Tb = 58 kg / mm2).

Momen puntir / momen rencana (T) :1196,8 Kg.mm

Diameter poros out put : 28 mm

62

Dimeter poros in put : 16 mm

Tegangan geser yang terjadi : 1,49 Kg/mm

Tegangan geser izin : 6,041 Kg/mm

2. Hasil perhitungan spline.

Panjang spline (L) : 22 mm

Lebar spline (W) :.3,08 mm

Tinggi spline (h) : 1,87 mm

Dimeter spline maksimum (D) :.33,43 mm

Diameter spline minimum (d) : 19,75 mm

Jumlah spline (K) : 10

Tegangan geser yang terjadi pada spline (Tg) : 0,79 Kg/mm

Tegangan geser yang diizinkan pada spline (Tˉg) : 5,729 Kg/mm

3. Hasil perhitungan roda gigi.

Bahan roda gigi yang direncanakan : Baja St 60

3.1.a Bahan shaft first gear

Diameter puncak (Dp) : 40 mm

Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm

Tebal dasar gigi (Tp) : 3,14 mm

Lebar gigi (B) :.16 mm

dedendum (hf) : 2.5 mm

addendum (ha) : 2 mm

Modul (M) : 2

Jumlah gigi (Zl) : 20

Tegangan lentur : 17,5 Kg/mm

3.1.b Counter shaft first gear




Jumlah gigi (Z2) : 80

63

3.2.a Main shaft second gear



Lebar gigi (Tt) : 3,14 mm

Tebal gigi (B) : 16 mm



Modul (M) : 2

Jumlah gigi (Z) : 21

3.2.b Counter shaft second gear





3.3.a Main shaft third gear





Modul (M) : 2


Tebal gigi (Tt) : 3,925 mm

Lebar gigi (B) : 16 mm

3.3.b Counter shaft third gear





3.4.a Main shaft fourth gear.


64




Modul (M) : 2


Tebal gigi (Tt) : 3,14 mm

Lebar gigi (B) : 16 mm

3.4.b Counter shaft fourth gear.


dedendum (hf) :.2.5 mm



Modul (M) : 2

4. Hasil perhitungan bantalan

Nomor bantalan : 6003

Diameter dalam bantalan input (d) :.17mm

Diameter luar bantalan input(D) : 35mm

Tebal bantalan (B) : 10mm

Diameter dalam bantalan output : 28 mm

Diameter luar bantalan output : 47 mm

Lebar bantalan : 12 mm

Kapasitas dinamis spesifik (C) : 790Kg

Kapasitas statis spesifik (Co) : 530Kg

5. Pelumasan.

Pelumasan yang dipakai : Hidrodinamika.

Jenis pelumasan : SAE 30.

Absolute (Viscosity) : 3,988 Cp.

8.2 SARAN

65

Dalam hal ini penulis menghimbau kepada pengguna buku ini sebagai

referensi nantinya, hendaklah lebih teliti dalam menyelesaikan tugas rancangan Roda

gigi ataupun tugas-tugas lainnya, sehingga tugas anda jauh lebih baik.

Banyak sekali faedah yang dapat dipetik dari tugas rancangan Roda Gigi ini,

jika dikerjakan sesuai prosedur yang sebagai mana mestinya. Diantaranya:

1. Sebagai pembelajaran untuk membuat skripsi

2. Menambah wawasan dengan banyaknya literatur yang diambil

3. Lebih bertanggung jawab dengan apa yang kita tulis.

Akhirnya penulis mengucapkan terima kasi banyak kepada Bapak Edy

Susanto, ST,MT sebagai pembimbing, kedua orang tua yang telah memebantu baik

moril maupun materil, dan tak terlupakan teman-teman yang tentunya sedikit

banyaknya turut berperan dalam penyelesaian tugas rancangan Roda Gigi ini.

LITERATUR

1. DASAR-DASAR PERENCANAAN DAN PEMILIHAN MESIN, oleh

Ir. Sularso Msc. PT. Pradya Paramita.

Edisi satu 1987, Jakarta.

2. J.S. Sukai, L.D. Michael, Sandi Harahap. PERENCANAAN TEHNIK MESIN.

Edisi IV. Jilid I. Penerbit Erlangga.

Jakarta 1984.

3. Umar Sutrisno, PERENCANAAN TEHNIK MESIN.

Penerbit Erlangga 1986.

66

4. MECHANICAL ENGINEERING AND BOOK, By Kault.

5. DASAR-DASAR PERHITUNGAN KEKUATAN BAHAN.

Penerbit Restu Agung Jakarta, Edisi I tahun 1986.

6. ELEMEN MESIN, Drs. Daryanto.Penerbit Rineke Cipta

67

Tugas Roda Gigi Dian Revisi3,

Documents

Transcript of Tugas Roda Gigi Dian Revisi3,