BABY

PERENCANAAN MESIN TEKUK PIPA HIDROLIS

I. DATA PERENCANAAN

Pipa yang digunakan berdiameter 28,6 mm dan tcbal 1,4 mm.

Perencanaan gaya-gaya, tekanan hidrolis, pom pa, motor dan elemen mesin

yang mendukungnya seperti poros, roda gigi dan Iain-lain didasarkan pada

perhitungan radius minimal bending die, karena pada radius tersebut terjadi

gaya-gaya maksimal yang mendasari perencanaan ini.

Dalam penggunaannya nanti, clamping die dan mandrel disesuaikan dengan

dimensi pipa yang ditekuk dan radius bending die.

Gambar mesin yang diberikan adalah berdasarkan perhitungan radius bending

die 95mm yang merupakan radius untuk menekuk pipa garpu sepeda.

Pada perencanaan Mesin Tekuk Pipa Hidrolis ini, satu mesin dapat melakukan

dua proses bending dengan ukuran bending die yang berlainan karena pada

mesin ini dilengkapi dua bending die yang berdiri sendiri (pengontrolan dapat

disetel berbeda).

65

LI ) CD

I"' !

Gambar 5.1 Bentuk dan ukuran benda kerja (garpu sepeda).

2. PERHITUNGAN GAYA DAN DIMENS1 YANG BERSANGKUTAN LANGSUNG DENGAN PROSES BENDING

Perhitungan ini meliputi dimensi bending die, clamping block,

mandrel, momen untuk membentuk pipa dan gaya-gaya yang terjadi pada

bending die, clamping block serta pressure die.

66

2.1 Peneiiluau Radius Minimum Bending Die

Untuk proses bending, radius minimum bending die yang diijinkan

dihubungkan dengan persentase perpanjangan dari hasil uji tarik seperti

ditunjukkan pada persamaan 2.1. Dalam hal ini gesekan antara bending

die dan pi pa diabaikan.

D r - 50 —

s

r = 37,96 mm = 38 mm

Untuk mesin bending ini, radius bending die direncanakan 95 mm.

Bending die ini dapat diganti sesuai dengan kebutuhan penekukan,

asalkan masih sesuai dengan dimensi mesin.

2.2 Pemilihan Mandrel

Pemilihan mandrel yang sesuai dengan proses penekukan ini dapat

dilihat pada tabel 5.1 yaitu dengan menghubungkan rasio dari radius

penekukan dibagi diameter pipa dengan rasio diameter pipa dibagi tebal

pipa. Dari proses ini radius penekukannya adalah 95 mm. Jadi rasio

radius penekukan dibagi diameter pipa diambil 3 x D (180°) dan rasio

diameter pipa dibagi tebal pipa diambil 20. Sehingga jika dihubungkan,

mandrel yang digunakan adalah tipe Plug.

67

Tabei 5.1 Penuntun pemilihan mandrel

1

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

125

150

175

200

end Angle

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Perrons

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

Ferrous

Nonfcrrous

1 X 90°

P

P

RR- I

R R - I

RR-2

RR-3

RR-3

RCP-3

RCP-3

RCP-4

RCP-4

RCP-4

RCP-4 J-4

RCP-4

J-4

J-4

J-4

J-4

J-5

J-4

J-5

J-4

J-5

D 180°

P

P

R R - l " !

RR-2 |

RR-3

RR-3

RR-3

RCP-4

RCP-4

RCP-5

RCP-5

RCP-5

RCP-5

J-5

RCP-5

J-5

J-5

J-5

J-5

J-6

J-5

J-5

1.50 90°

P

P

RR-1

RR- I

RR-2

RR-3

RR-3

RCP-3

RCP-3

RCP-4

RCP-4

RCP-4

RCP-J.

J-4

RCP-4

J-4

J-4

J-4

J^t

J-4

J-4

J-5

J-»

J-5

J-5

J-6

R

x D 180"

P

P

RR- I

RR-2

RR-3

RR-3

RR-3

RCP-4

R C I M

RCP-5

RCP-5

RCP-5

RCP-5

.1-5

RCP-5

J-5

J-5

J-5

J-5

J-5

J-5

J-6

J-5

J-6

ccnicrlinc radius m o of

lube outside diameter

2> 90°

P

P

R R - I

R R - I

RR-2

RR-3

RR-3

RR-3

RR-3

R C P - )

RCP-3

R C I M

RCP-3

RCP-«

RCP-3

J-4

RCP-4

i-A

}-4

J-4

J^t

J-4

J-4

J-5

J-4

J-7

J-5

D 180"

P

P

RR- I

RR-2

RR-3 i

RR-3 !

RR-3

RR-4

RR-4

RCP-5

RCP-4

RCP-5

R C I M

RCP-5

RCP-4

J-5

RCP-5

J-5

J-5

J-5

J-5

J- l

J-5

J-6

J-5

J-6

2.50 90°

P

P

P

R R - I

R R - I

RR-3

RR-3

RR-3

RR-3

RCP-3

RR-3 RCP-4

RCP-3

RCP-4

RCP-3

RCP-4

RCP-4

J-4

RCP-4

J ^

J-4

J-4

J-4

J-4

J-7

J-5

J-9

x D ' 180°'

1'

P

P

RR-2

RR-2

RR-3

RR-3

KK-J

RR-4

RCP-4

RR-4

RCP-5

RCP-4

RCP-5

RCP-4

RCP-5

RCP-5

J-5

RCP-5

J-5

J-5

J -8

J-6

3 ) 90°

-0-

P

P

RR- I

RR- I

RR-2

RR-2

RR-3

RR-3

RR-3

RR-3

RCP-3

RR-3

R C I M

RCP-3

RCP-4

RCP-4

RCP-<

RCP-4

J-4

RCP-4

J-4

J-4

J-5

J-4

J-o

J-4

J-9

D 180°

P

P

P

RR-2

RR-2

RR-3

"RROI RR-3 j

RR-3 |

RR-4 [

RR-4

RCP-4

RR-4

RCP-5

RCP-4

RCP-5

RCP-5

RCP-5

RCP-5

J-5

RCP-5

J-5

J-5

J-6

J-5

J-7

J-5

5 x D 90° 180°

-0-

-0-

P

P

P

RR- I

P

R R - :

RR- I

RR-2

RR-2

RR-3

RR-3

RR-4

RR-3

RCP-3

RR-4

RCP-»

RCP-4

RCP-4

RCP-4

RCP-4

RCP-4

J-5

RCP-5

J-6

J-9

-0-

-0-

P

p

p

RR-2

R R - I

RR 2

RR-2

RR-3

RR-3

RR-3

RR-3

RR-5

RR-4

RCP-4

RR-5

RCP-5

KCr--5

RCP-5

RCP-5

RCP-5

RCP-5

J-6

RCP-6

J-7

J-10

Note: A wiper die is suggested for applications falling beneath the dolled line. Number hid mandrel.

Key: P—Plug RCP—Roberts Close Pitch RR —Roberts Regular J—Roberts Inserted

(Tovli /of BtnJmi. Inc ) icales suggested number of b»lis in

2.3 Clamping Die

Panjang clamping die yang dibutuhkan pada proses ini berdasarkan tabel

5.2 untuk penekukan garpu sepeda dengan radius penekukan 95 mm

yang merupakan 3 kali diameter pipa dan tebal pipa 1,4 mm, panjang

clamp yang diijinkan adalah 2 sampai 3 kali diameter pipa. Maka

digunakan clamp dengan panjang 72 mm.

68

label 5.2 Panjang Clamping die umuk bending pipa

fUdliu of Wnd

ctnUrlln* Wall

JNSTB. cUniprd

1 X OD

a x OD

3 X OD

Under 0.03S 0.031 to 0.085

Over 0.045 Under 0.035

0.035 to 0.065 Over 0.085

Under 0.085 0.065 »nd over

4 to 6 X OD 3 to 4 X OD 3 to 3 X OD 3 to 4 X OD 3 U 1 1 X O D

I H t o W X OD 3 to 3 X OD l l o l X O D

2.4 Penentuan Panjang Pressure Die

Karena sudut bending maksimal direncanakan 180° (bending U) dan

dengan menggunakan radius bending die 95 mm maka panjang pressure

die ditentukan sebesar 300 mm.

2.5 Perhitungan Momen Bending

Momen bending yang terjadi pada proses bending pipa dengan bentuk

penampang lingkaran berlubang ini dapat dihitung dengan menggunakan

ramus 2.4.

M = arv -.d* (

v 1 - I — r

If

yW = 217,5683 x 7 x 2 8 , 6 :

6 - 1

2x1,4 ~28,6~

<\

M = 225551 N.mm

Momen bending ini mempunyai peranan yang penting untuk

perhitungan-perhitungan selanjutnya.

69

2.6 Perhitungan Gaya Penjepit Clamp

Dari perhitungan di atas telah diketahui momen bending dalam pipa.

Momen bending dalam ini adalah sama dengan momen luar yang

digunakan untuk menekuk pipa yang dalam hal ini adalah juga momen

torsi. Radius bending die yang digunakan adalah radius minimum

sehingga diperoleh gaya yang maksimum.

M = T = F,. r

T 225551 F ' = 7 = ~3l~

F,-5935,55 N

Selanjutnya dicari gaya normal (gaya clamping die) yang terjadi dengan

menggunakan rumus gesekan. Karena clamping die diharapkan tidak

bergerak maka gesekan yang terjadi haruslah maksimal yang berarti

bahvva gaya tangensial yang terjadi adalah juga gaya geseknya.

Tabel 5.3 Koefisien Gesek Statis

Gran and dry Oxide film Sulfide film

Siecl-sicel 0.7R 0.27 0J9 Brass-brass 0.8H •' 0.37 Copper-copper 1.21 U.7n 0.74

f 5935,55

' ~ A = 0,78

Nj= 7609,68 N

70

2.7 Perhitungan Gaya pada Pressure Die

Torsi yang terjadi pada perhitungan di atas sama dengan torsi akibat

gaya pressure die dikalikan jaraknya ke pusat bending die. Dari rumus

2.10 didapatkan gaya N2.

»-T7

225551

A'2 = 28I9,39N

2.8 Perhitungan Gaya pada Pinion

Gaya pada pinion didapatkan dari pembagian torsi yang terjadi dengan

radius pinion. Radius pinion direncanakan 60 mm.

r !<' = -

r

r, 225551 F—w F= 3759,18 N

2.9 Perhitungan Springback

Radius setelah springback dapat dicari dengan :

28,6 ' 2 x 37,67

+ 95

71

rr = 95,38 mm

Karena adanya springback pada proses bending pipa, maka sudut

bending yang ditetapkan hasilnya tidak sama dengan sudut bending pada

pipa setelah proses dilakukan. Hal ini dapat diatasi dengan melakukan

penyetelan sudut bending yang melebihi, sehingga pipa hasil proses

mempunyai sudut bending yang diharapkan.

Jika misainya diinginkan sudut penekukan setelah springback adalah

90°, maka dengan menggunakan springback rasio sudut bending dapat

ditentukan.

r 95 K = —~ —— = 0,9960

/; 95,38 '

a

ar 90 a _ _L _ __ _ 90 4 o

A' 0,9960

Jadi pada penyetelan awal, sudut bending di set pada angka 90,4°

3. FERENCANAAN RANGKAIAN HIDROL1S

3.1 Perencanaan Silinder Hidrolis untuk Clamping Die

Data perencanaan :

• diameter torak (dt) = 50,8 mm

• diameter batang torak (dbl) = 34,9 mm

• stroke (L) = min. 100 mm

72

• kecepatan maju batang torak (v) = 30 mtn/s

• beban yang harus diberikan silinder hidrolis (Fc) = 7609,68 N

Silinder hidrolis yang cligunakan adalah yang ada di pasaran. Keterangan

yang lebih lengkap dapat dilihat di lampiran 17.

3.1.1 Tekanan kerja. Tekanan kerja yang terjadi pada silinder hidrolis

dapat diketahui dengan persamaan :

D _ tc 1 —

n.d,1 3,14x50,8 aengan : A, = - j - =

A, = 2025,80 mm2

„ 7609,68 ~ 2025,80

P == 3,7564 N/mm2 - 37,6 bar

3.1.2 Kapasitas aliran pompa aktual.

Q<lkl = 30 x 2025,80

Ookl = 60774.07 mm-/s

3.1.3 Kapasitas aliran pompa teoritis. Pompa yang digunakan adalah

pompa sudu (vane pump) dengan etisiensi volumetns (r|v) < 90 %.

73

60774,07 Qth - 09

0,h 67526,74 mm3/s

3.1.4 Kapasitas pompa. Pompa yang akan digunakan digerakkan oleh

motor yang mempunyai putaran 1500 rpm.

60 x Qlh QP =

n

60 x 67526,7467

~p ~ 1500

Qp = 2701,07 mm3/s = 2,701 cc/rev

3.2 Perencanaan Silinder Hidrolis untuk Pressure Die

Data perencanaan :

• diameter torak (dt) = 50,8 mm

• diameter batang torak (db() - 34,9 mm

• stroke (L) = min. 100 mm

• tekanan kerja direncanakan sama dengan tekanan kerja silinder pada

clamping die sehingga perhitungan kapasitas alirannya juga sama.

Qp = 2701,07 mmVs = 2,701 cc/rev

74

3.3 Perencanaan Silinder Hid rolls untuk Bending Die

Mekanisme penggerak untuk bending die ini yaitu, silinder hidrolis

menggerakkan rack yang berpasangan dengan pinion sehingga pinion

berputar dan menggerakkan bending die.

Tekanan kerja pada silinder ini direncanakan sama dengan dua silinder

terdahulu.

Data perencanaan :

• diameter torak (dt) = 50,8 mm

• diameter batang torak (dbt) - 34,9 mm

• stroke (L) = 300 mm

• putaran bending die (N) = 10 rpm

3.3,1 Kecepatan torak silinder.

2n.N (0 =

60

2x3,14x10

" = 60

co = 1,046 rad/s

Maka kecepatan maju batang torak untuk silinder bending die adalah :

v = co x r

v = 1,046 x 60

v = 62,8 mm/s

75

3.3.2 Kapasitas aliran pompa aktual.

(),,,= 62,8x2025,80

Q(lk, =127220,39 mm3/s

3.3.3 Kapasitas aliran pompa teoritis. Pompa yang digunakan adalah

pompa sudu (vane pump) dengan efisiensi volumetris (T|V) 2 90 %.

Q,h = v,

127220,39 Q,h ~ 0,9

(?„,-• 141355,99 mmVs

3.3.4 Kapasitas pompa. Pompa yang akan digunakan digerakkan oleh

motor yang mempunyai putaran 1500 rpm.

60 x Qlh

QP = n

60x141355,99 L p 1500

Qp = 5654,24 mnrVs - 5,65 cc/rev

3.4 Kapasitas Aliran Pompa Total

Kapasitas pompa total adalah jumlah total dari kapasitas pompa yang

bekerja pada setiap si Under.

76

Qua = 2,701 + 2,701 + 5,65 - 11,056 cc/rev

Qtot= 16,58 it/min.

Dari hasii kapasitas aliran pompa total ini, dicocokkan dengan katalog

pompa hidrolis di lampiran 16 dipilih :

Pompa vane dengan spesifikasi V 10-4

- displacement per rev. = 13,1 cc/rev

- rpm motor = 1500 rpm

Dipilih pompa vane untuk mesin tekuk pipa karena pompa vane

mempunyai beberapa keunggulan bila dibandingkan dengan pompa lain,

yaitu :

• Penurunan efisiensi lebih kecil meskipun vane sudah aus

• Bentuknya yang relatif kecil dibanding dengan daya pompa

• Perawatannya mudah

Untuk mengatur kapasitas aliran pompa digunakan flow control valve.

- untuk silinder pada clamping die dan pressure die dengan Qp = 2,701

cc/rev = 4,05 lt/min dipilih flow control valve type l\C)G-3-63.

- untuk silinder pada bending die dengan Qp = 5,65 cc/rev = 8,48 ll/min

dipilih flow control valve type F(C)G-3-120.

3.5 Waktu Kerja

Waktu kerja disini dimaksudkan untuk penyetelan timer. Jarak-jarak dan

ukuran yang diberikan merupakan jarak dan ukuran untuk menekuk garpu

sepeda.

77

Digunakan bending die dengan radius 95 mm dan stroke dibatasi oleh

limit switch sepanjang 70 mm.

• untuk silinder clamping die dan pressure die

L T . = —

IIKIJU

70

T = 23 s

Luas annul us (A„):

^ = ^ ( 5 0 , 8 2 - 3 4 , 9 2 )

A„= 1069,66 mm2

Waktu untuk mundur:

L x A, mundur

70x1069,66 '"""'*"= 60774,07

7' — 1 9 ^ c ' nmiulur ~~ l>'~J ^

• untuk silindeT bending die bila digunakan untuk menekuk sebesar 75c

sehingga stroke yang digunakan = 78,5 mm

78

dan,

L map ~

78,5 l"""" ~ 62,8

•/' = 1,25 s

. , . /• x A, mtuuliir /\

\dakt

78,5x1069,66 •r 2 1 'rmmehir 127220 39

Tnmndur = °> 6 6 S

3.6 Fluida Hidrolis dan Selang

Jems aiiran yang dikehendaki adalah ahran laminar dengan angka

Reynold di bawah 2300. Diameter pipa saluran (selang) mempengaruhi

kecepatan aiiran fluida di dalam pipa yang menentukan jenis aiiran

tersebut. Jika diameter dalam pipa ditentukan, yaitu sebesar 0,41 in

(10,414 mm), maka kecepatan ahran dapat dihitung dengan persamaan :

Qakl A . Vp

sehingga :

V '" \nd2

untuk selang pada silinder clamping die dan pressure die

60774,66 v., = p i x3,14xl0,4142

vp = 713,86 mm/s

74

untuk seiang pada silinder bending die :

127220,39 Vp }x3,14xl0,4142

vp = 1494,3486 mm/s

Jenis fluida hidrolis yang dipakai adalah Energol-HLP 32 sehingga angka

Reynold dapat dihitung.

• untuk seiang pada silinder clamping die dan pressure die :

v x d Re = - ^

v

713,86x10,414 Re = — ^ - T T H

20

Re-371,70

diketahui angka Reynold si bawah 2300, maka jenis alirannya yaitu alirun

laminar.

• untuk seiang pada silinder bending die :

v x d Re = - i L-—

1494,34x10,414 Re = - — - — —

20

Re = 778,11

diketahui angka Reynold si bawah 2300, maka jenis alirannya yaitu alirun

laminar.

80

7

dimana : v = viskositas kinematis fluida hidrolis - 20 mm /s (diambil

pada temperatur 50° C).

3.7 Kehilangan Tekanan

Kehilangan tekanan mempengaruhi tenaga penggerak pom pa. Dengan

hilangnya tekanan maka tenaga yang dibutuhkan pom pa untuk memenuhi

tekanan kerja semakin besar.

Kehilangan tekanan pada pipa (selang) saluran dapat dihitung dengan

persamaan :

/ v2

VP -A x y x — x — d 2g

dimana : / = panjang selang (untuk selang pada silinder clamping die dan

pressure die / = 3000 mm ; untuk selang pada silinder

bending die / = 500 mm)

d = diameter dalam selang = 10,414 mm

g = percepatan gravitasi == 9810 mm/s"

Y = berat jenis minyak = 0,878 kg/It

= 86.10-7N/mm3

X = koefisien gesek = 64/Re

• koefisien gesek (X) yang terjadi pada selang di clamping die dan

pressure die.

64 X = 371,70

X = 0,1722

# koefisien gesek (A,) yang terjadi pada selang di bending die.

64 A ~ 778,11

X = 0,0822

Jadi kehilangan tekanan pada selang di clamping die dan pressure die.

VP - X x r x - x — d 2g

7 3000 713,862

W = 0,1722 x 86.10"7 x x 10,414 2x9810

VP = 0,011 N/mm'

VP = 0,11 bar

Kehilangan tekanan pada selang di silinder bending die

/ v2

VP - X x y x — x — d 2g

500 1494,35' V/' = 0,0822 x 86.10 7

10,414 2x9810

VP = 0,0039 N/mm2

VP = 0,039 bar

Jadi total kehilangan tekanan - V P1(1, = 0.1 I + 0,039 -• 0,149 bar

82

3.8 Motor

Untuk menggerakkan pompa sehingga terjadi aliran fluida digunakan

motor. Daya motor yang dibutuhkan dapat dicari dengan persamaan :

600 x rj M

dimana : P - daya motor (HP)

?m - tekanan total (bar)

Qp = kapasitas pompa (tt/min)

7]t0, - efisiensi total = 0,8

Tekanan total pompa yang diperlukan :

Ptot = 37,564 + 0,149 = 37,713 bar

Daya motor yang diperlukan :

~ 6 0 0 X , 7 M

37,713x16,58 P

600 x 0,8

P= 1,303 kW

P= 1,75 HP

dipakai motor dengan daya 3 HP dan putaran 1500 rpm.

83

3.9 Rangkaian Sistem Hidrolis

Rangkaian sistem hidrolis yang akan dipakai pada mesin tekuk pipa

seperti gambar berikut:

A B

eg SOL. A

'Tl LS2

aD LS1

m T SOL. B SOL. C

IS 4 LS 3

^ S H X ^

> ^

n

u T SOL D

}£

CM l

W) i

Gambar 4.2 Rangkaian hidrolis

3.10 Rangkaian Listrik

Slop

o | ,

1TR

3LS

Start

1CR

•\Y 1CR

1LS

3CR

2TR

3LS

2CR

2CR

1LS

Start

<£B>-

Sol. A

Sol. C

2LS

Sol. B

3LS

-<@>"

Sol. D

84

4CR 4LS

Gambar 4.3 Rangkaian listrik

85

4. PERENCANAAN PEGAS

Data perencanaan :

• Bahan pegas :

baja pegas JIS G 4801 dengan Syp = 110 kg/mm2 (- 156456 psi)

• Kf= konsentrasi tegangan = 1,33

• P = beban yang bekerja = 5 kg (= 11 lb)

• P, = beban mula = 0,5 kg (= 1,1 lb)

• C = indeks pegas = 8

• 5 = defieksi pegas yang diharapkan = 12 in (= 304,8 mm)

4.1 Diameter Pegas

Dari tegangan geser yang terjadi dapat diketahui diameter pegas yang

akan di gunakan.

r M-Kf-P-RfAC-] 0,615 7tDi U C - 4 + C

dimana : R = -— 5

0,5 8. Syp

sehingga rumus tegangan geser menjadi :

0,5S.Syp _ 16. Kf.P.C(AC-\ 0,615

A' In I)2 U r - 4 + "('

0,5 8. Syp _ 1 <>.Kf.P.& ( 4 x 8 - 1 0,615

N 2;rD2 U X 8 - 4 + 8

86

\\5\,552.Kf.P.N D==\ 3,6424 Syp

Angka keamanan (N) = 1,5

jl51,552x1,33x11 x 1,5

3,6424x156456

D = 0,076 in

Diameter kawat pegas yang digunakan = 0.08 in = 2 mm.

8x0,08 , . n R = -2— = 0,32 in = 8,1 mm

4.2 Panjang Pegas

Modulus geser bahan (G) = 11,5.106 psi

64. Na.R>(P~Pt)

64 x Ma x 0,32'(l 1 - 1,1 ) ]~=~ l U I O ' x O , ^

12xll,5.106x0,084

" ~ 64 x 0,323 x 9,9

Na = 272 lilitan.

Dengan jumlah lilitan = 272 dan diameter kawat pegas = 0,08 in maka

panjang pegas = 21,76 in = 552,7 mm.

4.3 Konstanta Pegas

87

K = 11 -1,1

12

K - 0,825 lb/in = 0,0147 kg/mm.

5. MEKANJSME PADA PRESSURE DIE

Pe.«as

Bending die

ressure die 2

Pressure die I

* F,

Gambar 5.4 Mekanisme Pressure Die

Pada proses bending ini, pressure die akan bergerak secara linier

mengikuti pipa yang dibending. Gerakan ini terjadi karena pressure die

menempel pada bending die dan gaya tangensial yang diberikan lebili besar

dari gaya gesek pada pipa dan pressure die serta gaya pegas yang terjadi.

Perhitungan gaya-gayanya:

- Gaya pegas :

^=0 ,0147x300

88

Fp=4,41 kg = 43,26 N

- Gaya gesek antara pipa dan pressure die 1 :

/* = to x N

fk =0,25x2819,39

./, = 704,85 N

- Gaya gesek antara pressure die 1 dan pressure die 2 diabaikan karena

dihubungkan dengan rol.

Dari gaya-gaya yang terjadi, F, harus lebih besar dari jumlah gaya pegas

dan gaya gesek.

Ft>Fp+fu

5935,55 > 43,26 + 704,85

5935,55 N> 748,11 N

Dari perhitungan diatas didapat bahwa pressure die akan ikut terbawa

pada saat proses bending dilakukan. Setelah proses bending ini diiakukan

maka pressure die akan ditarik ke tempat semula oleh pegas.

6. PERENCANAAN RACK DAN PINION

Pada mesin tekuk pipa ini rack dan pinion digunakan untuk

meneruskan gaya dari silinder hidrolis ke bending die. Rack dan pinion ini

berguna untuk mengubah gerakan linear menjadi gerakan rotasi. Karena

89

pinion dan bending die berada pada satu poros, rnaka gerakan pinion akan

diikuti bending die sehingga terjadi proses penekukan.

Data-data awal yang diberikan untuk perencanaan pinion :

• Diametral pitch (P) = 8

• Pitch diameter (dp) = 4,8 in (= 120 mm)

• Bahan pinion adalah alloy steel AISI 3145

• Bahan rack adalah cast steel 0,20% C

• Circular pitch (p)

/ ; = - J - = 0,39 in = 0,98 mm

8

• Jumlah gigi (N)

A, 3,14x4,8 oo • • N -———— = 38gigi

0,39 b b

* Addendum

addendum - — = 0,125 in = 3,125 mm o

• Dedendum

1,25 dedendum = - ~ - = 0,16 ~ 4 mm

8

Working depth

2 working depth - — - 0,25 in =* 6,25 mm

o

Whole depth

2,25 whole depth = ——- = 0,28 in - 7 mm

I I — — — — •

90

• Diameter luar(d0)

d0 - 4,8 + 2 x 0,125 = 5,05 in = ! 26,25 mm

• Diameter kaki (dh)

db - 4,8 cos 20°= 4,51 in = 112,75 mm

• Clearence (c)

c = 0,16 - 0,125 = 0,03 in = 0,75 mm

• Modul (m)

° ' 3 9 n o ; i m = —— = 0,12 in = 3 mm 3,14

• Tebal gigi

0,39 tebal gigi = — - = 0,195 in = 4,875 mm

6.1 Beban Oinamis

Dari perhitungan sebelumnya telah diketahui bahwa :

• kecepatan roda gigi (vp) = 62,8 mm/s (= 12,36 ft/min)

• gaya tangensial (F,) - 3759,18 N - 845,06 lb

maka berdasarkan kecepatan tersebut, rumus beban dinamis yang

digunakan :

600 + v„ 17 - — L f " 600 '

600 + 12,36 F. = ; — 845,06 (/ 600

/<;,= 862,47 lb = 3837,79 N

91

6.2 Beban Penyebab Keausan

Untuk mencari beban penyebab keausan ini ditetapkan tebal roda gigi = 3

mm (1,18 in) dan perlu dican nilai Q terlebih dahulu. Faktor K antara

steel dan steel dengan average Brinell hardness number 350 dapat dilihat

pada lampiran.

Beban penyebab keausan ini harus lebih besar dari beban dinamis agar

dalam penggunaannya roda gigi tidak cepai rusak.

* 38 + 25

Q = 0,7937

maka beban penyebab keausan dapat dicari:

Fw=dp.b.Q.K

/•'„. = 4,8 x 1,18 x 0,7937 x 270

Fw= 1213,79 1b

7-;, = 5401,05 N

Ternyata Fw lebih besar dari Fd, maka roda gigi tersebut aman digunakan.

6.3 Beban Bending

Beban bending (Fh) adalah gaya tangensial yang diijinkan pada bahan

tersebut, jadi apabila beban dinamik yang terjadi lebih besar dari gaya

tangensial yang diijinkan maka perencanaan roda gigi tersebut kurang

92

tepat dan dapat dipilih kembali bahan yang dipakai atau dengan

mengubah dimensi roda gigi.

• Beban bending untuk pinion :

/<; = s.b-F

* -•- a

Fb

53000x1,18x0,384

Fb = 3001,92 lb = 13357,76 N

Ternyata beban bendingnya lebih besar dan beban dinnmis sehingga roda

gigi pinion ini layak digunakan.

• Beban bending

Y

53000 F* -

untuk rack :

x 1,18 > 0

c 0,340

Fb°° 2657,95 lb - 11827,2 N

Beban bendingnya lebih besar dari beban dinamis sehingga rack ini layak

digunakan.

7. PERENCANAAN POROS DAN PASAK

Perencanaan poros dan pasak ini bertujuan untuk mencari diameter

poros dan dimensi pasak yang digunakan. Perencanaan poros ini meliputi

perencanaan poros utama pada bending die yang menerima beban bending dan

93

torsi serta poros untuk menahan rack dan poros pada pressure die yang

menerima beban bending saja. Pasak yang direncanakan digunakan pada poros

utama di bagian bending die, penyangga bending die dan roda gigi pinion.

7.1 Perencanaan Poros Utama

Data-data perencanaan :

• Bahan: S 55 C

au — 66 kg/mm2

• Angka keamanan : Sn = 5,6 (berdasarkan batas kelelahan puntir)

So = 1,5 (adanya alur pasak, poros bertangga)

• Faktor koreksi : Km = 2 (untuk momen bending)

Kt = 1,5 (untuk momen torsi)

7.1.1 Gaya-gaya yang bekerja pada poros.

Data perencanaan :

- Torsi = 225551 N.mm = 22992 kg.mm

- F, = 3759,18 N = 383,20 kg

- Fr = F« tg 20° = 1368,23 N = 139,47 kg

- vv, (beban bending die dan penyangga) = 22 kg

- w2 (beban pengatur sudut) = 1,25 kg

- vvp (berat pinion) = 2,6 kg

Gambar 5.5 Distribusi gaya pada poros utama

Untuk arah vertikal :

• Momen terliadap titik A

-w,. 173,5 + \vp.70,5 + Fr.70,5 - Bv. 142,5 + w,.267,5 - 0

-22.173,5 + 2,6.70,5+ 139,4731,70,5 - By 142,5 + 1,25.267,5-0

142,5.By = 6533,5286 kg

By = 42,85kg(T)

• I ¥y = 0

-W| -i- Ay - w p - Fr + By - w 2 = 0

-22 + Ay - 2,6 - 139,4731 + 42,85 - 1,25 = 0

Ay =119,47 kg(t)

Untuk arah horisontal:

• Momen terliadap titik A

F,70,5-Bv 142,5=0

142,5 Bx = 27015,5366

Bx=I89,58kg(

• 2 Fx = 0

F, - Bx -Ax - 0

383,1991 - 89,58 -Ax = 0

A * » ] 93,62 kg ( « - )

173,5

19,47 45,85

70,5 72

• 119,47

125

4>

142,07 1,25

,-583,20

70,5 72

193,62 y

189,5

Gambar 5.6 Gaya-gaya pada poros utama

Bidang gay a:

c 22

97,47

1,25

1

44,60

,

189,58

193,62

Gambar 5.7 Bidang gaya padii poros utama

Bidang in omen :

.105.1

3X17

Gambar 5.8 Bidang momen pada poros utama

Dari gambar diagram momen diketahui momen bending terbesar terjadi di

titik C.

A/B = V(3054)2+(13650)2

A/«= 13987 kg.mm

7.1.2 Tegangan geser ijin. Tegangan geser yang diijinkan

66 " 5,6 x 1,5

tu = 7,86 kg/mm2

97

7.1.3 Diameter poros. Dari data-data yang ada kemudian dihitung

diameter poros yang akari digunakan.

d> (KmM)\(K,.ff

d> 5,1

7,86 (2 xl3650)2+(1,5x22^)2)"'

t/>30,9

d = 35 mm

Dari perhitungan dipakai diameter poros 35 mm.

7.1.4 Pemeriksaan diameter poros. Karena direncanakan menggunakan

pasak dan dibuat bertangga, maka perlu dicek aman atau tidaknya

menggunakan poros dengan diameter tersebut.

Alur pasak biia porosnya berdiameter 35 mm adalah :

10x5x0 ,4

Perbandingan antara fillet alur pasak dengan diameter poros digunakan

untuk mencari faktor konsentrasi tegangan (a) yang dapat dilihat pada

lampiran.

0,4/35 = 0,011

dari gam bar, a = 3,1

16

n.d Tj(Km.M)2+(KrT)2

98

r = J-,7^7 V^ * ! 3650)2 + (1,5 x 22992)2

r = 5,23 kg/mm'

Jika ta x SQ dibandingkan dengan t x a

7,86 x 1,5 < 5,23x3,1

maka diameter tersebut kurang aman.

Dicoba diameter poros 40 mm. Alur pasak berdasarkan tabel adalah .

12 x 5 x 0,4

Perbandingan antara fillet dengan diameter poros :

0.4/40-0,01

didapatkan a = 3,1

T = idho" {2 *l3650)2+(K5* 22992)2

t - 3,5 kg/mm2

T„ x SQ dibandingkan dengan x x a

7,86 x 1,5 > 3,5x3,1

Ternyata ia x SQ lebih besar dari i x a sehingga poros dengan diameter

40 mm dapat digunakan.

7.2 Penentuan Pasak, Pasak digunakan untuk menyambung poros dengan

elemen mesin yang Iain. Perencanaan pasak untuk bending die dan

99

penyangganya adalah sama karena berada pada diameter poros yang

sama.

7.2.1 Ferencanaan pasak untuk bending die dan penyangganya.

Perhitungan dimulai dengan mencari gaya tangensial yang bekerja pada

poros:

T F =

F

(rf/2)

22992

(40/2)

F' 1149,6 kg

Dengan diameter poros 40 mm maka penampang pasaknya adalah 10x8

Kedalaman alur pasak pada poros (tj) — 5 mm

Kedalaman alur pasak pada naf (t2) = 3,3 mm

Bahan pasak digunakan S 45 C-D dengan ati - 60 kg/mm2

Angka keamanan : S -i = 6

S lU=l,5

7.2.1.1 Tegangan geser ijin. Tegangan geser yang diijinkan :

Tlu,

ha

h.

<rs bfl\-^Jk2

60 " 6 x 1,5

= 6,67 kg/mm2

100

7.2.1.2 Panjang pasak. Panjang pasak dari tegangan geser yang diijinkan

adalah :

F T--b.l i

10 x /,

// > 17 mm

Panjang pasak dari tekanan permukaan yang diijinkan (P8) = 8 kg/mm

adalah :

F Pa*

8>

I x (tlataui2)

149,6

/x3,3

/ > 43 mm

Dari kedua hasil perhitungan panjang pasak tersebut dipilih yang terbesar.

Tetapi karena panjang pasak sudah ditabelkan maka dipilih panjang pasak

yangaktif (lk) = 45 mm

7.2.1.3 Pengecekan panjang pasak. Supaya pasak dapat berfungsi

dengan baik, maka dimensi pasak yang digunakan perlu di cek.

Bila perbandingan b dan d berharga antara 0,25 - 0,35, dan perbandingan

lk dan d berharga 0,75 - 1,5, maka pasak tersebut memenuhi syarat.

b 10 ^ = 4 0 = 0 ' 2 5 W k

101

/, 45 li'To-'-'25 ba'k

7.2.2 Perencanaan pasak untuk roda gigi pinion. Untuk pasak yang

dipasang pada roda gigi dimana diameter porosnya 55 mm adalah seperti

perh itungan berikut:

T F =

F~

(d/2)

22992

(55/2)

F=836kg

Penampang pasaknya adalah 15x8

Kedalaman alur pasak pada poros (t,) = 5 mm

Kedalaman alur pasak pada naf (t2) - 5 mm

Bahan pasak digunakan S 45 C-D dengan aJ3 = 60 kg/mm2

Angka keamanan : Sftl = 6

S&2 -1 ,5

7.2.2.1 Tegangan geser ijin. Tegangan geser yang diijinkan :

TL,

lh,

ha

<TB

bfi\-&Jk2

60 ~ 6 x 1,5

= 6,67 kg/mm2

102

7.2.2.2 Panjang pasak. Panjang pasak dan tcgangan geser yang diijinkan

adalah :

< ,n 8 3 6

6,67 > — — 15 x /,

// > 8 mm

Panjang pasak dari tekanan permukaan yang diijinkan (PJ = 8 kg/mm"

adalah :

F Pa* I x (/, ataul2)

836 8> ,

ixs

/>21 mm

Dari kedua hasil perhitungan panjang pasak tersebut dipilih yang terbesar.

Tetapi karena panjang pasak sudah ditabelkan maka dipilih panjang pasak

yang aktif (Ifc) — 45 mm

7.2.1.3 Pengecekan panjang pasak.

b 15 - = — = 0,27 baik a 55

^- = - ^ = 0,82 baik a 55

7.3 Perencanaan Poros yang Menahan Rack

Data perencanaan :

Poros tidak berputar dan menerima gaya perlawanan dari roda gigi yang

ditahannya. Pada poros ditahan oleh dua baut dengan jarak 115 mm dan

terdapat rol di tengahnya yang ditahan oleh dua bearing.

Bahan poros adalah S 40 C dengan an = 55 kg/mm*.

Angka keamanan (N) = 3

F, pada roda gigi - 3759,18 N - 383,2 kg

Fr = F, tg 6 = 383,2 tg 20° = 139,47 kg

Fb.

B A

Gambar 5.9 Distribusi gaya pada pros penahan rack

Karena gaya yang bekerja simetri terhadap gaya Fr yang bekerja maka

diambil bagian kiri dari gaya Fr untuk mendapatkan gaya-gaya yang lain.

Momen terhadap titik A

I M A = 0

104

Maka

- Fw x 33 - 0,5Fr x 24,5 = 0

- Fb, x 33 - 69,735 x 24,5 - 0

Fb, = -51,773

F b l= 51,773 kg

(tanda negatif menyatakan arahnya)

A = 69,735-51,773= 17,92 kg

Fb 2=Fb I =51,773 kg

B = A = 17,92 kg

139,47

33 24,5

51,773 17,962

24,5 n

17,962 51,773

Gambar 5.10 Gaya-gaya pada poros pcnahan rack

Diagram gaya :

69,735

51,773

51,773

69,735

Gambar 5.11 Diagram gaya pada poros penahan rack

105

Diagram mom en

Gambar 5.12 Diagram momen pada poros utama

Dari diagram momen diketahui momen bending terbesar ada di titik C.

Dengan menggunakan rumus 2.61 dapat diketahui diameter poros yang

akan digunakan.

d>

d>

10,2 1

{SypIN)

3

i

[(55°;23)341H d> 12,39

d = 5 mm.

7.4 Perencanaart Poros pada Pressure Die

Bahan poros adalah S 40 C dengan aB = 55 kg/mm2.

Angka keamanan (N) = 3

Gaya pada pressure die yang mengenai poros = 2819,39 N = 287,4 kg

22,5 22,5

JF "A

Gambar 5.13 Distribusi gaya pada poros pressure die

Dari gambar diketahui bahwa A = B = — F, maka

A = 143,7 kg

B= 143,7 kg

2X7,4

22.5

143,7

22.5

143,7

Gambar 5.14 Gaya-gaya pada poros pressure die

Diagram gaya

143,7

143,7

Gambar 5.15 Diagram gaya poros pressure die

Diagram momen :

Gambar 5.16 Diagram momen poros pressure die

Dari diagram momen diketahui bahwa momen bending terbesar adalah

3233,25 kg.

d> 10,2

(Syp/N) M

d> 10,2

(55/3) 3233,25

d> 12,16

Digunakan poros dengan diameter 20 mm.

8. PERENCANAAN ULIR PENGGERAK

Data perencanaan :

Direncanakan ulirpenggerak tipe square thread (ulir tunggal) n

• Bahan ulir penggerak adalah :

AISI 1030 CD dengan tyy - 76000 psi (53,4 kg/mm')

• diameter nominal (d) = 0,75 in (19 mm)

• thread per inch = 5

• minor diameter (dr) = 0,575 in (14,6 mm)

108

• beban pada saat diam (Ws)= 30 kg = (66 lb)

• beban pada saat bekerja (Ww) = 287,4 - 30 =257,4 kg = (566 lb)

8.1 Diiiuiisi Ulir

Gambar 5.17 Ulir pada ulir penggerak

8.1.1 Kedalainan ulir.

Gambar 5.18 bentuk ulir persegi

" = F 6 "

h . — v, 0,2 16

109

h = 0,09 in - 2,29 mm

8.1.2 Diameter rata-rata ulir.

dm - d- h

dm • 0,75 - 0,09

d,„ ---• 0,66 in = 16,76 mm

8.1.3 Helix angle

n x p a = arc tg

a = arc tg •

n x dm

1x0,2

3,14 x 0,66

er=5,5°

dimana : n = jenis ulir (ulir tunggal n = 1)

8.2 Pemeriksaan Ulir dan Batang Ulir Penggerak

8.2.1 Tegangan bearing. Tegangan ini timbul antara permukaan ulir

pada ulir penggeraknya dengan permukaan ulir pada ulir murnya, yang

saling berhubungan.

W J»~ n.dm.h.n

H n = — ; <jB =

P

% N

dimana: H =tinggimur

no

p - pitch

Syp = tegangan yield bahan

N = angka keamanan

W x p

(Syp I N) x re x dm x h

566 x 0,2

H>

tl> (76000 / 3) x 3,14x0,66x0.09

H > 0,02 in

8.2.2 Tegangan bending dan tegangan geser. Tegangan bending ini

terjadi karena ulir menerima gaya dari luar sebesar W pada setengah jarak

kedalaman ulirnya. Tegangan geser terjadi karena torsi yang bekerja pada

ulir dan murnya.

3W.h Rum us tegangan bending : ah =

Rum us tegangan geser : r -

(n.dnrn)bl

3W 3W

2 A 2n.dr.n.b

Tegangan kombinasi bending dan geser adalah :

1 r-y—" 7 ^ k. Syp a, .. .= -,/cr„ +4r < — —

kamtntnisi ^ \ Is max \j

I—2~~T 2 2 k. Syp & knmbhuul- V & $ + 4 f m a x <

dimana . k = faktor konversi dari tarik ke geser

I l l

9.W2.h2 36.W2 4.k2.Syp2

n2,d2\H21 p2)b* + n2.d2\H21 p2)b2 ~ N2

228,36

H> 0,138 in

Dari hasil perhitungan, tinggi mur (H) minimal adalah 0,138 in. Dalam

perencanaan ini tinggi mur yang digunakan adalah 1,18 in = 30 mm.

8.3 Torsi untuk Ulir Penggerak

Untuk bahan baja dan baja dengan operasi kering, gesekan didapat dari

tabel 4.3 yaitu fs = fc =0,25.

label 5.4 Koefisien Gesek Kinetis

Scicw MtlnUI

Steel (dry)

Steel (lubricated)

Dronie

Si«l

0.15-0.25

0.1I-O.17

0.08-0. I I

Bna

0.15-0.23

0.10-0.16

0.04-0.60

Br on zt

O.I5-O.I9

0.10-0.15

-

Oil Iron

0.15-0.25

0.11-0.17

0.06-0.09

Pada saat start, koefisien diambil 1,33 kali dari t; dan fc yang ada di dalam

tabel = 1,33x0,25 = 0,33.

Sudut ulir pada tipe square thread (6) adalah 0.

8.3.1 Mencari 0n.

tg 6„ -- cos a. tg0

112

tgQ, = cos5t5°.tgO°

tg 9» = 0

8.3.2 Torsi untuk start. Koefisien gesek yang digunakan adalah 0,33.

T _dm.w(fs+cos0,rtga) Adm..fc.W R~ 2 (cos6„-fs.tga) 2

,, 0,6625 x 66 (0,33 + cos 0° x tg 5,5°) 0 x 0,33 x 66 R~ 2 (cos 0 ° - 0,33 xtg 5,5°) + 2

TR « 9,63 ib.in = 110,95 kg.mm

Bila lever untuk menggerakkannya adalah 2 in (50,8 mm), maka

dibutuhkan tenaga sebesar:

9,63 — - = 4,4 ib - 1,20 kg untuk start.

8.3.3 Torsi setelah bergerak. Koefisien gesek yang digunakai) 0,25.

dmw(f,+<x>sO„.iga) , d„K.fcW

2 (cos 0^-f^.tg a)

0,6625 x 66 (0,25 + cos 0° x tg 5,5°) 0 x 0,25 x 66 R" 2 (cos 0 ° - 0,25 xtg 5,5°) 2

7* = 7,76 lb.in = 89,40 kg.mm

Dengan menggunakan lever sepanjang 2 in (50,8 mm) maka tenaga untuk

7,76 menggerakkannya adalah —— = 3,88 lb - 1,76 kg.

113

8.4 Overhauling. Torsi digunatcan bukan hanya untuk menaikkan beban saja

tetapi juga untuk menjaga agar beban tidak turun dan ini juga tergantung

sudut helix-nya.

T _dm.w(fx-cosQ„.iga) ] d„K.f\..W L~ 2 (cos d„+frtg a) 2

0,6625 x 66 (0,25-cos0ox/g5,5°) 0 x 0,25 x 66 1 ~ 2 (cos 0° + 0,25 xtg 5,5°) + 2

TL = 3,28 lb.in = 37,79 kg.mm

Temyata TL berharga positif, jadi overhauling tidak terjadi (beban tidak

akan turun dengan sendirinya).

8.5 Efisiensi Ulir Penggerak

dmxtga e = (fs + cos 0Hxtg a)

(cos 6;, - / , xtga)

0,6625 xtg 5,5°

(0,25 + cos0°xA'5,5°) 0,6625 x }--: 5_JL. / + 0 x 0 25

(cos0°-0,25 xtg5,5°)

e = 25,6 %

Efisiensi dari ulir ini relatif kecil. Untuk menaikkan efisiensi

(memperbaiki efisiensi) dapat dilaksanakan dengan mereduksi koefisien

geseknya atau menambah sudut helix-nya atau dengan jalan mengubah

keduanva.

114

9. PERHITUNGAN BEARING

9.1 Bearing pada Poros Utama

Diameter poros yang digunakan adalah 50 mm.

Bearing menggunakan Ball bearing dengan nomor seri SKF 6010,

beban yang terjadi pada bearing diambil berdasarkan perhitungan poros.

9.1.1 Bearing yang berjarak 70,5 nun dari pinion. Resultan gaya yang

terjadi dapat dicari dengan :

Fr=^(l93,622+119,472)

Fr = 227,5122 kg

Beban total yang bekerja pada bearing :

P - VxFr

/>=1 x 227,5122

/ » - 227,5122 kg

Umur bearing :

Beban dinamik (C) yang terjadi untuk bearing tipe SKF 6010 adalah 1700

kg.

1227,5122 )

/, = 417,1888.10(l putaran

Bila produktifitas mesin adalah 350 penekukan setiap jam dengan sudut

penekukan 75°, maka satu hari earing berputar sebanyak :

350 x 8 x 2 x 75 = 420000°

Bila satu putaran = 360° maka bearing berputar:

420000 , , . —rr r~ = 1166,67 putaran per nan.

Umur bearing dari perhitungan = 417,1888.106 putaran, maka bearing

dapat bertahan selama:

417,1888.10* 1166,67

3575801 hari= 9796,7 tahun.

9.1.2 Bearing yang berjarak 72 mm dari pinion. Resultan gaya yang

terjadi dapat dicari dengan :

Fr =yj(m,5S2+42,852)

Fr= 194,3623 kg

Beban total yang bekerja pada bearing :

P = VxFr

P=\ x 194,3623

P = 194,3623 kg

Umur bearing :

116

Beban dinamik (C) yang terjadi seperti pada lampiran 14 untuk bearing

tipe SKF 6010 adalah 1700 kg.

J 1700 V

U94,3623;

L =669,1303.106putaran

Bila produktifitas mesin adalah 350 penekukan setiap jam dengan sudut

penekukan 75°, maka satu hari bearing berputar sebanyak :

350 x 8 x 2 x 75 = 420000°

Bila satu putaran = 360° maka bearing berputar:

420000 —. = 1166,67 putaran per hari.

Umur bearing dari perhitungan = 669,1303.106 putaran, maka bearing

dapat bertahan selama:

669,1303.106

166,67 = 573538hari- 1593,2tahun.

9.2 Bearing pada Poros Penahan Rack

Diameter poros yang digunakan adalah 20 mm. Bearing mengunakan ball

bearing SKF tipe 6004.

/V-17,962 kg

Beban total yang bekeija pada bearing :

Untuk cincin luar yang berputar, V = 1,2

117

/ » * VxFr

P = l , 2 x 17,962

P = 21,55 kg

Umur bearing :

Beban dinamik (C) yang terjadi untuk bearing tipe SKF 6004 adalah 695

kg.

L = l0{-f

i = 1 0 A ( 695 V

^21,55/

L= 33543,8255.106putaran

Bila produktifitas mesin adalah 350 penekukan setiap jam dengan sudut

penekukan 75°, maka satu hari bearing berputar sebanyak 126000 x 8 -

1008000 putaran.

Umur bearing dari perhitungan = 33543,8255.106 putaran, maka bearing

dapat bertahan selama :

33543,8255.10"

1008000 = 33277 hari= 92,4 tahun.

9.3 Bearing pada Ulir Penggerak

Poros yang digunakan berdiameter 20 mm.

Bearing yang digunakan adalah Thrust Ball Bearing FAG tipe 51

Beban total yang bekerja pada bearing :

118

P = 30 kg

10. PERHITUNGAN BAUT YANG MENAHAN POROS PENAHAN RACK

Baut terkena gaya aksial pada batangnya karena menahan poros.

Data perencanaan:

Bahan baut adalah baja SC 37, aB = 37 Kg/mm'

S,= 10

W = 51,773 kg

> W <Tfl~(;r/4).(0,8</)2

. I ^ d> \ 0.628. cr„

, I ^ ^ 0,628 x ( a / S,)

\ 0,628 x (37/10)

d > 4,72

Dipilih baut dengan diameter 10 mm dan pitch = 1,5.