BAB I. PENDAHULUAN
1.1 Latar Belakang Belakang Pemilihan Pemilihan Roda Gigi Gigi
Roda Roda Gigi Gigi meru merupak pakan an sala salah h satu satu elem elemen en mesi mesin n yang yang berf berfung ungsi si untuk untuk ment mentra rans nsmi misi sika kan n
daya daya
dan dan
puta putara ran, n,
mere meredu duks ksii
dan dan
memp memper erce cepa patt
puta putara ran. n.
Dibandingkan dengan elemen mesin yang lainnya yang juga dapat dipergunakan untuk mentransmisikan daya dan putaran seperti sabuk dan rantai, maka roda gigi memiliki kelebihan dan keunggulan tersendiri. Roda Roda gigi gigi lebih lebih ringkas ringkas dalam hal pemindahan pemindahan daya dan putaran putaran tinggi tinggi.. Konst nstruksi ksinya nya
sederhana hana
jika
diba diband ndiingk ngkan
denga ngan
ranta ntai
yang yang
dalam alam
pengoperasianny pengoperasiannyaa relatif bising. Selain itu, akurasi pemindahan pemindahan daya dan putaran pada roda gigi lebih tinggi dibandingkan dibandingkan dengan sabuk dan rantai. Berdasarkan hal tersebut, maka dapat dipahami jika roda gigi yang dipilih sebagai alat transmisi pada mesin bubut ini. ini. Dari sekian banyak jenis roda gigi, roda gigi yang dipakai adalah jenis roda gigi yang porosnya sejajar dan dipilih roda gigi lurus karena jalur roda gigi lurus tidak akan menimbulkan reaksi yang sejajar poros. Tetapi roda gigi juga memiliki kekurangan yang umumnya dijumpai pada saat operasionalnya, antara lain : memerlukan ketelitian yang besar dalam hal pembuatan (produksi), pemasangan dan pemeliharaan, dapat terjadi kerusakan pada salah satu giginya jika terjadi pembebanan yang cukup besar, kurang efisien digunakan untuk transmisi daya dengan jarak poros yang relatif jauh. Disamp Disamping ing roda gigi dapat dapat mengal mengalami ami kerusa kerusakan kan yang berupa berupa patah patah gigi gigi ataupun ataupun permukaan permukaan tergores disebabkan pecahnya selaput selaput minyak pelumas. Biasanya kekuatan gigi terhadap lenturan dan tekanan permukaan merupakan hal yang sangat penting dalam hal ini.
1
1.2 1.2 Tu Tuju juan an
Adapun penulisan penulisan laporan laporan ini bertujuan agar mahasiswa mahasiswa tahu dan memahami cara kerja roda gigi serta mampu merancang roda gigi, mengetahui elemen-elemen atau aksesoris aksesoris sebuah roda gigi transmisi beserta fungsinya. fungsinya. Jenis tegangan yang dialami oleh roda gigi, poros dan bantalan bantalan dan hal-hal lain yang nantinya berhubungan dengan lapor laporan an roda roda gigi gigi ini. ini. Denga Dengan n mera meranca ncang ng roda roda gigi gigi ini mahas mahasisw iswaa suda sudah h biasa biasa menerapkan teori-teori yang diperoleh dari mata kuliah Elemen Mesin I & II.
1.3 Batasan Batasan Masa Masalah lah
Lingkup dari perencanaan tulisan ini adalah perhitungan dan perencanaan roda gigi transmisi pada mesin bubut type LN-1840 (Engine Lathe machine) yang meliputi : mekanisme sistim tranmisi roda gigi, perancangan poros, perancangan roda gigi, perancangan spline dan naaf serta perancangan bantalan. Spesifikasi dari perancangan ini adalah : Daya
: 4,5 PS
Putaran
: 1600 rpm
1.4 Tujuan Penulisan
Adapun tujuan penulisan tugas rancang roda gigi ini adalah : a. Agar mahasiswa dapat merancang roda gigi. b. Agar mahasiwa mahasiwa dapat memaham memahamii prinsip prinsip roda roda gigi. c. Agar mahasiswa dapat menghitung ukuran – ukuran utama roda gigi dan rasio roda gigi. d. Agar mahasiswa memahami hubungan karakteristik bahan dan sifat yang dibutuhkan dalam merancang suatu roda gigi.
1.5 Metodologi Perancangan
2
Perancangan roda gigi yang digunakan untuk mentransmisikan daya sebesar 4,5 PS dengan putaran 1600 rpm, dilakukan dengan urutan : a. Perencanaan poros b. Perencanaan Perencanaan roda gigi c. Perencanaan spline dan naaf d. Perencanaan bantalan e. Penentuan temperatur kerja dan pelumasan.
BAB II
3
TINJAUAN PUSTAKA
2.1 Fungsi Roda Gigi
Roda Roda gigi gigi merup merupak akan an sala salah h satu satu eleme elemen n mesi mesin n yang yang berf berfung ungsi si untuk untuk menstra menstransm nsmisik isikan an daya dan putara putaran, n, mereduk mereduksi si dan memper mempercep cepat at putara putaran. n. Dalam Dalam dinamika permesinan roda gigi mempunyai kelebihan yang tidak dimiliki alat transmisi lain, yakni : lebih ringkas, kemungkinan kemungkinan terjadi slip kecil, efisiensi mekanis tinggi dan umur lebih panjang.
2.2 Klasifikasi Roda Gigi
Berdasarkan letaknya pada poros, roda gigi dapat dikelompokkan atas tiga bagian, yaitu : 1. Roda Roda gigi gigi denga dengan n poro poross sejaj sejajar ar 2. roda gigi gigi dengan dengan poros poros berpot berpotonga ongan n 3. Roda Roda gig gigii denga dengan n poro poross sila silang ng
Klasifikasi roda gigi dapat dilihat pada tabel 2.1 berikut : Letak Poros
Roda Gigi dengan poros sejajar
Roda Gigi Roda gigi lurus
Keterangan
Roda gigi miring
Klasifikasi atras dasar
Roda gigi miring ganda
bentuk alur alur gigi.
Roda gigi luar Roda gigi dalam dan pinion
Klasifikasi atas dasar bentuk dan dan gigi.
Roda gigi dengan poros
Batang gigi dan pinion Roda gigi kerucut lurus
Klasifikasi atas dasar
berpotongan berpotongan
Roda gigi kerucut spiral
bentuk jalur jalur gigi. gigi.
Roda gigi kerucut tedol Roda gigi kerucut miring
4
Roda gigi kerucut miring ganda Roda gigi permukaan dengan poros berpotongan
Roda gigi dengan poros berpotongan berpotongan berbentuk berbentuk
Roda gigi miring silang Batang gigi miring silang
istimewa. Kontak tiitk Gerakan lurus dan berputar berputar
Roda gigi cacing slindris Roda dengan poros silang
Roda gigi cacing selubung ganda (globoid) Roda gigi cacing sampingan Roda gigi hyperboloid
Roda dengan poros silang
Roda gigi hipoid Roda gigi permukaan
silang (Sumber (Sumber : Sularso Sularso,, hiyotet hiyotetsu su Suga Suga “Dasar “Dasar Perancan Perancangan gan dan Pemili Pemilihan han Elemen Elemen Mesin”) Mesin”) 2.2.1 Roda Gigi dengan Poros Sejajar
Roda Roda gigi gigi dengan dengan poros poros sejajar sejajar memiliki memiliki gigi-gi gigi-gigi gi yang sejajar sejajar pada pada dua bidang silinder silinder dan dua bidang silinder silinder tersebut tersebut bersinggungan bersinggungan yaitu satu menggelinding pada ujung yang lain dengan sumbu tetap sejajar.
Roda Gigi Lurus ( Spurs Gear ) Merupakan roda gigi paling dasar dengan jalur roda gigi sejajar poros.
5
Gambar 2.1 Roda Gigi Lurus
Roda Gigi Miring ( Helical Gear )
Roda gigi miring mempunyai jalur gigi yang membentuk ulir pada silinder jarak bagi. Pada roda gigi miring miring ini, jumlah jumlah pasangan pasangan gigi yang saling membuat kontak serentak (disebut perbandingan kontak) adalah lebig besar daripada roda gigi lurus, sehingga perpindahan momen atau putaran melalui gigi-gigi tersebut dapat berlansung dengan halus. Sifat ini sangat baik untuk menstransmisikan putaran tinggi dan beban besar. Namun, roda gigi miring memerlukan bantalan aksial dan kotak roda gigi yang besar dan kokoh, karena jalur gigi yang berbentuk berbentuk ulir tersebut tersebut menimbulkan menimbulkan gaya reaksi yang sejajar dengan poros.
Gambar 2.2 Roda Gigi Miring
Roda Gigi Miring Ganda
Gaya aksial yang ditimbulkan pada gigi membentuk alur berbentuk V tersebut akan saling meniadakan. Dengan roda gigi ini, perbandingan reduksi, kecepatan keliling dan daya yang diteruskan dapat diperbesar tetapi pembuatannya sukar.
6
Gambar 2.3 Roda Gigi Miring Ganda
Roda Gigi Dalam dan Pinion
Roda gigi ini dipakai jika diingini alat transmisi dengan ukuran kecil dengan perbandingan perbandingan reduksi reduksi besar besar karena pinyon pinyon terletak terletak di dalam roda roda gigi.
Gambar 2.4 Roda Gigi Dalam
Batang Gigi dan Pinion
Merupakan Merupakan dasar profil pahat pembuat pembuat gigi. Pasangan antara batang gigi dan pinyon digunakan digunakan untuk mengubah mengubah gerakan putar menjadi lurus atau sebaliknya.
7
Gambar 2.5 Roda Gigi Pinyon dan Batang Gigi
2.2.2 Roda Gigi dengan Poros Berpotongan
Pada Pada roda roda gigi gigi ini, ini, bida bidang ng jara jarak k bagi bagi meru merupa paka kan n bida bidang ng keru kerucu cutt yang yang puncaknya puncaknya terletak terletak di titik titik potong sumbu poros.
1. Roda Roda Gigi Gigi Keru Kerucut cut Luru Luruss
Dengan gigi lurus adalah yang paling mudah dibuat dan paling sering dipakai. Tetapi roda gigi ini sangat berisik karena perbandingan kontaknya yang kecil juga konstruksinya konstruksinya tidak memungkinkan memungkinkan pemasangan pemasangan bantalan pada kedua ujung porosnya.
8
Gambar 2.6 Roda Gigi Kerucut Lurus 2. Roda Roda Gigi Gigi Keru Kerucut cut Spir Spiral al
Karena mempunyai perbandingan kontak yang besar, maka roda gigi ini dapat meneruskan putaran tinggi dan beban besar. Sudut poros kedua roda gigi ini biasanya dibuat 900.
Gambar 2.7 Roda Gigi Kerucut Spiral
3. Roda Roda Gig Gigii Per Permu muka kaan an Roda Roda gigi gigi ini sama sama halnya halnya denga dengan n roda roda gigi gigi lurus lurus yakni yakni beri berisik sik karena karena perbandingan perbandingan kontak yang yang kecil. Roda Roda gigi ini tidak cocok cocok dipakai pada pada putaran putaran dan daya yang tinggi.
9
Gambar 2.8 Roda Gigi Permukaan
2.2.3 Roda Gigi dengan Poros Silang
1. Roda Roda Gig Gigii Caci Cacing ng Sli Slindr ndris is Roda gigi ini mempunyai gigi cacing berbentuk silinder.
Gambar 2.9 Roda Gigi Cacing Slindris
2. Roda Gigi Gigi Goblo Gobloid id (Cac (Cacing ing Gobloid Gobloid))
Digunakan untukl gaya yang lebih besar karena perbandingan kontak yang lebih besar.
10
Gambar 2.10 Roda Gigi Cacing Gobloid 3. Roda Roda Gig Gigii Hip Hipoi oid d
Roda gigi ini mempun mempunyai yai jalur jalur berbent berbentuk uk spiral spiral pada pada bidang bidang jerucut jerucut yang sumbuny sumbunyaa bersil bersilang. ang. Peminda Pemindahan han gaya gaya pada pada permuk permukaan aan gigi gigi berlang berlangsung sung secara meluncur dan menggelinding.
Gambar 2.11 Roda Gigi Hipoid
2.3 Nama-nama Bagian Roda Gigi dan Ukurannya.
Nama-nama Nama-nama bagian bagian utama dari sebuah sebuah roda gigi gigi terlihat terlihat dalam gambar berikut berikut :
11
Gambar 2.13 Nama-nama Bagian Roda Gigi
Adapun nama-nama bagian roda gigi lurus, antara lain :
-
Lingkar Lingkaran an puncak puncak (pitch (pitch circl circle) e) adalah adalah suatu suatu lingkar lingkaran an teorit teoritis is terhada terhadap p mana semua perhitungan biasa didasarkan. Lingkaran puncak atau lingkaran jaeak bagi dari sepasang sepasang roda roda gigi saling saling bersinggungan bersinggungan satu sama sama lain. Pinion Pinion adalah roda gigi terkecil yang diantara dua roda gigi yang berpasangan. berpasangan. Yang lebih besar disebut disebut roda roda gigi (gear). (gear).
-
Jarak Jarak lengkung lengkung punca puncak k (circul (circular ar pitch) pitch) p, adala adalah h jarak ddiuk ddiukur ur pada pada lingkar lingkaran an puncak, dari satu titik pada sebuah gigi ke suatu titik yang berkaitan pada roda gigi di sebelahnya. Jadi jarak lengkung puncak adalah sama dengan jumlah tebal gigi (tooth thickness) dan lebar antara (width of space).
-
Modul Modul (modul (module) e) m adalah adalah perba perbandin ndingan gan antar antaraa diamete diameterr puncak puncak dengan dengan jumla jumlah h gigi. Satuan panjang yang biasa dipakai adalah milimeter. Modul adalah indeks dari ukuran gigi pada standar SI.
-
Diame Diametr tral al pitc pitch h (punc (puncak ak diamet diametral ral)) P adala adalah h perb perband anding ingan an antara antara jumlah jumlah gigi pada roda gigi dengan diameter diameter puncak atau kebalikan kebalikan dari modul. Karena puncak diametral diametral hanya menggunakan menggunakan satuan Inggeris, Inggeris, dinyatakan dinyatakan dalam jumlah gigi gigi per inci.
12
-
Addendum Addendum a adal adalah ah jarak jarak radial radial antara antara bidang bidang atas atas (top (top land) land) denga dengan n lingkara lingkaran n puncak. Dedendum b adalah jarak radial dari bidang bawah (bottom (bottom land) ke lingk lingkar aran an punca puncak. k. Tingg Tinggii kesel keselur uruha uhan n (whol (wholee dept depth) h) ht adalah adalah jumlah jumlah dedendum dan addendum.
-
Lingk Lingkar aran an kebe kebebas basan an (clea (cleara rance nce circle circle)) adala adalah h lingk lingkar aran an yang yang bers bersing inggun gunga gan n dengan dengan lingkar lingkaran an addendum addendum dari dari pasanga pasangan n roda gigi gigi tersebu tersebut. t. Kebeba Kebebasan san (clearance) c adalah besaran yang disediakan dedendum bagi addendum dari roda gigi pasangannya. pasangannya. Kibasan-punggung Kibasan-punggung (back-lash) (back-lash) adalah besaran yang diberikan oleh lebar antara dari satu roda gigi kepada tebal gigi dari roda gigi pasangannya pasangannya diukur diukur pada lingkara lingkaran n puncak.
2.4 Assembling
13
Gambar 2.14. Assembling
Keterangan Gambar : 1. Rota Rotary ry hea head d moto motor r 2. Spline 3. Input put Pi Pinion nion 4. Roda Roda Gigi Gigi Input nput 5. Roda Roda Gig Gigii Per Perant antar araa Inpu Inputt 6. Roda Roda Gig Gigii Pera Peranta ntara ra Out Output put 7. Roda Roda Gig Gigii Out Outpu putt 8. Spin Spinde dell (Ro (Rod d Dri Drill ll)) 9. Banta Bantala lan n bola bola bar baris is tung tungga gall 10. Bantalan Bantalan bola baris baris tunggal tunggal 2.4 Mekanisme Transmisi Roda Gigi
Dalam perencanaan ini, jenis roda gigi yang dipakai pada mesin bubut type “LN-1840”, spesifikasi daya 4,5 PS dan putaran 1600 rpm dengan reduksi 1 : 0,9375 adalah roda gigi lurus. Tidak seperti pada kendaraan otomotif, dimana variasi putaran diatur dengan cara menggerakkan tuas untuk memutus atau menyambung putaran roda gigi yang diinginkan, pada mesin bubut ini variasi putaran hanya dilakukan pada elektromotor dan rotary head motor, sehingga keempat roda gigi selalu dalam keadaan tetap.
14
Putaran yang dihasilkan dari elektromotor diteruskan ke input pinion melalui spline. Pada input pinion terdapat roda gigi input yang meneruskan putaran ke roda gigi perantar perantar input yang menyebabkan menyebabkan momen puntir bertambah. bertambah. Putaran Putaran Roda gigi perantara perantara input menyebabkan menyebabkan roda gigi perantara perantara output ikut berputar berputar karena berada dalam poros yang sama dengan roda gigi perantara input, yaitu pada poros perantara. Kemudian putaran diteruskan ke roda gigi output yang menyebabkan momen puntir bertambah bertambah lagi. Roda gigi output output yang berada tegak tegak lurus lurus poros poros kemudia kemudian n memuta memutarr poros poros output (spindel) melalui hubungan spline dan naaf. Roda diikatkan ke dalam spindle sehingga roda ikut berputar. Karena pada ujung roda diberi mata pahat, maka proses penakanan penakanan spesimen spesimen berlangsung berlangsung dengan sendirinya sendirinya serta dapat diatur dengan menggunakan excapator oleh operator.
BAB III PERENCANAAN POROS
Poros merupakan salah satu komponen terpenting dalam mesin yaitu suatu bagian stasioner stasioner yang berputar, berputar, biasanya berpenampang berpenampang bulat, dimana terpasang terpasang elemen-elemen pemindah daya, seperti : Roda gigi, Pulley, Flywheel dan sebagainya. Hampir setip mesin meneruskan daya dan putaran melalui poros.
3.1. Jenis-Jenis Poros .
15
Poros dapat dibedakan atas beberapa bagian menurut pembebanannya, yaitu:
a. Poro Poross Tran Transsmisi misi..
Digunaka Digunakan n untuk untuk meminda memindahkan hkan daya melalui melalui;; Koplin Kopling, g, Roda gigi, gigi, Pulley, Pulley, Sabuk Sabuk atau atau Sproke Sprokett dan Rantai. Rantai. Poros Poros ini menerima menerima beban beban puntir puntir dan beban lentur.
b. Poros Spindel Spindel
Merupakan poros transmisi yang pendek dan digunakan memindahkan gaya pada poros utama utama mesin perkakas. perkakas. Beban utama berupa berupa puntiran puntiran dan deformasi yang terjadi pada poros harus kecil.
c.Poros Gandar
Poros Poros Gandar Gandar ini tidak tidak berputa berputarr dan beban beban utamanya utamanya adalah lenturan lenturan atau atau lendutan.
Adapun jenis poros yang akan dirancang meliputi: perancangan poros pernggerak atau poros input, poros poros perantar perantara, a, dan poros poros spindle spindle atau poros output. output. 3.2. Perencanaan Poros Input
Jenis poros yang direncanakan adalah poros yang digunakan pada Mesin Bubut dengan daya yang ditransmisikan adalah : P = 4,5 PS dan Putaran : n = 1600 rpm. Sehingga : N = 4,5 x 0,735 = 3,31 kW
Perencanaan Daya rencana diperoleh dari rumus :
16
Pd = P.fc ………………………………………….………..(3.1)
Dimana :
Pd = Daya rencana (kW) P
= Daya keluaran motor penggerak (kW)
fc = Faktor koreksi Ada beberapa jenis faktor koreksi sesuai dengan daya yang akan ditransmisikan ditransmisikan sesuai dengan Tabel 3.1.
Tabel 3.1. Jenis – jenis faktor koreksi berdasarkan daya yang akan ditransmisikan Daya yang akan ditransmisikan Daya rata-rata yang diperlukan Daya maksimum yang diperlukan Daya normal
factor koreksi (fc) 1,2 - 2.0 0,8 - 1,2 1,0 - 1,5
Sumber: Dasar Pemilihan dan Perancangan Elemen Mesin, Sularso & Kiyokatsu Suga, Hal. 7
Untuk Untuk momen momen torsi torsi yang aman terhadap terhadap puntiran, puntiran, maka factor factor koreks koreksii yang dipilih dipilih adalah daya maksimum maksimum yang diperlukan, dalam hal ini dipilih fc = 1 Sehingga daya rencana (Pd) adalah : Pd = P . fc = 1,0 x 3,31 kW = 3,31 kW
Akibat daya dan putaran akan menimbulkan Momen puntir/Torsi sebesar :
Mt = 9,74.10 5
×
Pd
= 9,74.10 5 ×
n
………………………………………… (3.2)
3,31kW 1600
17
= 2014,9625 Kg.mm
3.2.1. Bahan Poros
Dalam Dalam perancang perancangan an ini, poros poros input dibuat dibuat bersatu bersatu dengan roda gigi input (input pinion). Sehingga dalam memilih bahan untuk poros ini kita ambil dari tabel bahan roda roda gigi sebagai sebagai berikut: berikut: Tabel 3.2. Tegangan lentur diijinkan pada bahan roda gigi Kelompok bahan
Besi cor
Baja cor Baja karbon untuk konstruksi mesin Baja paduan dengan pengerasan pengerasan kulit Baja khrom nikel Perunggu Logam delta Perunggu fosfor (coran) Perunggu nikel (coran) Damar phenol, dll
Lambang bahan
Kekuatan tarik σB (kg/mm2)
Kekerasan (Brinnel) HB
FC 15 FC 20 FC 25 FC 30 SC 42 SC 46 SC 49 S 25 C S 35 C
15 20 25 30 42 46 49 45 52
140 ÷ 160 160 ÷ 180 180 ÷ 240 190 ÷ 240 140 160 190 123 ÷ 183 149 ÷ 207
Tegangan lentur yang dijinkan σa (kg/mm2) 7 9 11 13 12 19 20 21 26
S 45 C
58
167 ÷ 229
30
S 15 CK
50
SNC 21
80
SNC 22
100
SNC 1 SNC 2 SNC 3
75 85 95 18 35 ÷ 60
400 (dicelup dingin dalam minyak) 600 (dicelup dingin dalam air) 212 ÷ 255 248 ÷ 302 269 ÷ 321 85 -
19 ÷ 30
80 ÷ 100
5÷7
64 ÷ 90
180 ÷ 260
20 ÷ 30
30 35 ÷ 40 40 ÷ 55 35 ÷ 40 40 ÷ 60 40 ÷ 60 5 10 ÷ 20
3÷5
18
Sumber : Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Sularso dan Kiyokatsu Suga, halaman 241
Dari tabel 3.2. kita pilih pilih bahan poros input dari baja khrom nikel nikel SNC 2 dengan kekuatan kekuatan tarik σ b = 85 kg/mm2. Tegangan geser ijin untuk bahan ini dapat dihitung dengan persamaan sebagai berikut:
τ gi =
σ B
Sf 1 Sf 2
……………………………………………………………
(3.3) Dimana: τa =
tegan teganga gan n ges geser er ijin ijin bahan bahan (kg/ (kg/mm mm2)
σB = Sf 1 =
keku kekuat atan an tar tarik ik bah bahan an (kg (kg/m /mm m2) fakt faktor or keam keaman anan an untu untuk k bata batass kele kelela laha han n punt puntir ir yang yang harg hargan anya ya 5,6 5,6
Sf 2 =
untuk bahan S-F dan 6,0 untuk bahan S-C faktor faktor keamana keamanan n akibat pengar pengaruh uh konsentr konsentrasi asi teganga tegangan n seperti seperti adanya adanya alur pasak pada poros, harganya 1,3÷3,0
Dari data di atas untuk bahan S-C dipilih harga Sf 1 = 6,0 dan harga Sf 2 = 2,0 karena terdapat alur spline pada poros dan pada poros dibentuk roda gigi input. Maka diperoleh:
τ gi =
85 6,0 × 2,0
= 7,0833
Kg mm 2
Untuk menghitung diameter poros , ditentukan dengan persamaan :
dp = (
5,1 ×
τ gi
Kt × Cb × Mt )
1
3
……………………………………… (3.4)
Dimana : d p = K t =
dia diameter por poro os (mm) faktor faktor korek koreksi si terhad terhadap ap mome momen n puntir puntir yang yang besar besarnya: nya:
19
1,0 jika beban dikenakan halus 1,0 – 1,5 jika terjadi sedikit kejutan atau tumbukan C b =
1,5 – 3,0 jika beban dikenakan dengan kejutan atau tumbukan fakto faktorr kore koreksi ksi untuk untuk kemungk kemungkina inan n terj terjadi adinya nya beban beban lentu lenturr atau atau tidak yang harganya: 1,0 jika tidak terjadi beban lentur 1,2-2,3 jika terjadi beban lentur
Mt =
mome momen n punt puntir ir yan yang g ditr ditrans ansmi misi sikan kan (kg.mm).
Karena diperkirakan terjadi beban lentur lentur akibat pembebanan pembebanan roda gigi, diambil harga Cb = 1,7. Untuk harga Kt diambil harganya 1 karena diperkirakan tidak terjadi beban kejut kejut pada poros, poros, sehingga sehingga :
dp = (
5,1 7,0833
×
1 × 1, 7 × 2014, 96 9625kg.mm ) 13
= 13,96 mm = 14 mm
3.2.2. Kekuatan Poros Penggerak
Untuk memeriksa apakah poros yang dipilih aman, maka dihitung tegangan geser yang timbul, yang besarnya :
τg =
=
16 Mt π dp
3
……………………………………………………………(3.5)
16 × 2014,96 ,9625 3
3,14 × 14
Kg = 3,7417 mm 2
Dari hasil perhitungan di atas, dapat dilihat bahwa tegangan puntir yang terjadi lebih kecil dari tegangan puntir yang diijinkan (7,0833 kg/mm2) sehingga dapat disimpulkan bahwa poros poros input input yang direncanakan direncanakan cukup aman.
3.3. Perencanaan Poros Perantara
20
Poros perantara mempunyai putaran yang lebih lambat dibandingkan dengan poros input. Dalam hal h al ini perbandingan perbandingan putaran putaran poros input dengan poros perantara perantara yang direncanakan ( i ) adalah 1,5
Maka momen torsi yang dialami poros perantara adalah :
Mt = 9,74.10 5
×
Pd
Mt = 9,74 . 10 5 ×
×
i ………………………………(3.6)
n 3,31 1600
.1,5
= 3022,4437 Kg.mm
3.3.1 Bahan Poros
Poros Poros perant perantara ara dibuat dibuat bersat bersatu u dengan dengan roda gigi gigi perant perantara ara sehingg sehinggaa dalam dalam memilih bahan untuk poros ini kita ambil dari tabel bahan roda gigi sebelumnya. Dari tabel tabel 3.2. kita pilih pilih bahan poros poros perantar perantaraa dari baja khrom nikel nikel SNC 2
dengan dengan
kekuatan tarik σ b = 85 kg/mm2. Dari data sebelumnya untuk bahan S-C dipilih faktor keamanan Sf1 = 6,0 dan Sf2= 2,0 karena roda gigi perantara dibentuk pada poros perantara perantara ini. Maka Maka tegangan tegangan geser geser izin poros poros (τg ) adalah :
τ gi =
τ gi =
σ b
sf 1
× sf 2
85 6,0 × 2,0
……………………………………………(3.7)
= 7,0833
Kg 2 mm
Diameter poros perantara dapat dihitung berdasarkan persamaan:
21
dp = (
5,1 τ gi
× Kt × Cb × Mt )
1
3
………………………………………(3.8)
dimana: dp = diamet diameter er poro poross (mm) K t = faktor koreksi terhadap momen puntir diambil sebesar 1,0 C b =
faktor koreksi untuk kemungkinan kemungkinan terjadinya terjadinya beban lentur lentur
harganya diambil sebesar 1, 7 Mt = momen momen puntir puntir yang yang ditransmi ditransmisikan sikan (kg.mm). Maka: dp = (
5,1 7,0833
4437 ) ×1, 0 × 1, 7 × 3022, 44
1
3
= 15,86 mm ( diambil dp =16 mm).
3.3.2. Pemeriksaan Kekuatan Poros Perantara.
Tegangan geser yang timbul (τg ) adalah :
τg =
Sehingga diperoleh
16 Mt π dp
3
τ gi >
16 × 3022,443 ,4437 =
3,14 × 163
=3,7600
Kg mm 2
τg, maka poros perantara cukup aman terhadap tegangan
geser.
3.4. Perencanaan Poros Spindel
Poros spindel mempunyai putaran yang lebih besar dibandingkan dengan poros perantara perantara yaitu 1600 rpm.
Maka momen torsi yang dialami poros spindel adalah :
22
Mt = 9,74.10 5
Pd
×
n
Mt = 9,74 . 10 5 ×
………………………………………………..(3.9)
3,31 1600
= 2014,9625 Kg.mm
3.4.1 Bahan Poros Spindel
Karena momen torsi yang terjadi lebih besar, maka poros spindel dibuat dari bahan yang mempunyai mempunyai kekuatan tarik yang lebih besar dari bahan poros perantara. perantara. Maka dipilih bahan poros spindel adalah baja khrom nikel SNC 3 dengan kekuatan tarik:
σ b
= 95 kg/mm2. Dengan mengambil harga factor keamanan : Sf 1 = 6,0
dan
Sf 2 = 2,0. Maka tegangan geser izin poros (τg ) adalah :
τ gi =
σ b
sf 1
=
× sf 2
95
Kg = 7,9167 mm 2 6,0 × 2,0
Diameter poros spindel adalah :
dp = (
5,1 τ gi
× Kt × Cb × Mt )
1
3
……………… ( 3.10 )
dimana: dp =
diameter po poros (mm)
K t =
faktor faktor koreks koreksii terhada terhadap p momen momen puntir puntir diamb diambil il sebesa sebesarr 2,0
C b =
fakt faktor or kore koreks ksii unt untuk kemu kemung ngki kina nan n terj terjad adin inya ya beba beban n lent lentur ur harganya diambil sebesar 2,0
Mt =
mome momen n punt puntir ir yan yang g ditr ditrans ansmi misi sikan kan (kg.mm).
23
=(
5,1 7,9167
9625 ) ×2, 0 × 2, 0 × 2014, 96
1
3
= 17,84 mm ( diambil dp =18 mm).
3.4.2. Pemeriksaan Kekuatan Poros Spindel
Tegangan geser yang timbul (τg ) adalah :
τg =
16 Mt π dp
3
16 × 2014,96 ,9625 =
3,14 × 183
Kg =1,7605 mm 2
Sehingga diperoleh τ gi > τg, maka poros spindel cukup aman terhadap tegangan geser.
BAB IV PERENCANAAN RODA GIGI
Roda gigi pada tugas rancang ini terdiri dari roda gigi yang terdapat pada poros input (dengan memperhatikan assembly roda gigi) yaitu roda gigi input, roda gigi yang berada poros perantara perantara yang terdiri terdiri dari roda gigi perantara input, roda gigi perantara output, dan roda gigi output. Semua roda gigi dalam perancangan ini merupakan roda gigi gigi luru luruss denga dengan n bentu bentuk k gigi gigi stand standar ar yait yaitu u tipe tipe roda roda gigi gigi invol involut ut denga dengan n sudut sudut kemiringan gigi 200. Perancangan roda gigi ini akan meliputi perancangan ukuran – ukuran utama dari roda gigi input, roda gigi perantara input, roda gigi perantara output, dan roda gigi output dan pemeriksaan kekuatannya.
4.1. Pemiliha Pemilihan n Bahan Bahan Roda Roda Gigi Gigi
Bahan roda gigi input dan perantara perantara dibuat sama dengan bahan poros input dan perantara perantara karena roda gigi tersebut tersebut bersatu bersatu dengan kedua poros tersebut, tersebut, yaitu dari
24
bahan baja khrom khrom nikel SNC SNC 2 dengan kekuatan kekuatan tarik σ b = 85 kg/mm2. Kekuatan lentur ijin σa = 50 kg/mm2 dan kekerasan 300 BHN (sesuai dengan tabel 3.2.). Sedangkan roda gigi pada poros output terdiri dari bahan yang sama dengan bahan roda gigi input dan perantara ini agar ketika bekerja dengan tegangan kerja terbagi merata pada kedua roda gigi gigi yang melakuk melakukan an kontak kontak sehingga sehingga dapat dapat dihindar dihindarii terjadi terjadinya nya konsent konsentras rasii tegangan.
4.2. Perancangan Perancangan Roda Roda Gigi Input dan dan Roda Gigi Perantara Perantara Input Input
4.2.1. Ukuran Utama Roda Gigi Input dan Gigi Perantara Input
Pada perencanaan roda gigi input dan perantara perantara input ini ditetapkan ditetapkan jarak antar sumbu utama (poros utama dan poros perantara) sebesar a = 80 mm. Jarak ini juga akan dipakai pada perancangan roda gigi berikutnya. Selain itu juga ditetapkan reduksi putaran putaran input ke roda gigi gigi perantara perantara input input sebesar sebesar i = 1,5. 1,5. Diamet Diameter er jarak jarak bagi bagi sementa sementara ra untuk untuk roda roda gigi gigi input input dapat dapat dicari dicari dengan dengan menggunakan persamaan: D
=
2a i
+1
………………………………………………………..( 4.1 )
dimana : D
= diameter roda gigi input (mm)
a
= jarak poros (mm)
i
= perbandingan jumlah gigi
25
maka diameter roda gigi input : Di
= =
2 x 80 1.5 +1 64 mm
Karena Karena reduksi reduksi putara putaran n input input ke roda roda gigi gigi peranta perantara ra = 1.5, 1.5, maka diameter diameter lingkaran jarak bagi roda gigi perantara input adalah: D pi
=
Di
×i
=
64 x1.5
=
96 mm
Pemilihan modul pada rancangan ini didasarkan pada putaran poros input dan juga daya rencana poros input . Dimana untuk putaran poros input 1600 1600 rpm dan daya rencana 3,31 kW, diperoleh modul m = 1,5. Jadi, modul yang diambil adalah m = 1,5.
Berdasarkan nilai modul tersebut, dapat diperoleh jumlah gigi masing – masing roda gigi menggunakan persamaan : z
=
D
…………………………………………………………( 4.2 )
m
Dimana : z
= jumlah gigi
D
= Diameter roda gigi (mm)
m
= modul roda gigi
maka jumlah gigi untuk roda gigi input: z i
=
Di m
=
=
64 1,5
43 buah
Jumlah gigi untuk roda gigi perantara
26
z pi
=
D pi
=
m =
96 1,5
64buah
Sela Selanj njut utny nyaa akan akan dihi dihitu tung ng kece kecepa pata tan n keli kelili ling ng dari dari roda roda gigi gigi deng dengan an menggunakan persamaan sebagai berikut: V=
π
Di n i
60000
……………………………………………………( 4.3 )
dimana : V =
kecepatan ke keliling (m (m/s)
Di =
diamet diameter er pinyon, pinyon, dala dalam m hal ini ini diame diameter ter roda roda gigi gigi input input (mm) (mm)
ni =
putaran putaran piny pinyon, on, dalam dalam hal hal ini putaran putaran poro poross input input (rpm) (rpm)
Maka diperoleh kecepatan keliling sebagai berikut:
V =
π × 64 × 1600
60000 = 5,3589 m s
Besarnya gaya tangensial yang dialami roda gigi adalah: Ft
=
102 Pd V
…………...…………………………………… …………...………………………………………..( …..( 4.4 )
dimana: Ft =
gaya gaya tange tangens nsial ial roda roda gig gigii (kg (kg))
Pd =
daya daya pe perenc rencan anaa aan n (kW (kW)
V =
kecepatan ke keliling (m (m/s)
27
Sehingga diperoleh gaya tangensial sebagai berikut: F t = =
102 × 3, 31 31 5,3589 63,00 kg
Besarnya beban lentur per satuan lebar sisi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan persamaan sebagai sebagai berikut: berikut: '
F b
= σ a × m × Y × f v
……………………………………………( 4.5 )
dimana: F b’ =
beban beban lentu lenturr per per satu satuan an leb lebar ar sis sisii (kg/ (kg/mm mm))
σa =
kekuata kekuatan n lentur lentur ijin ijin bahan, bahan, dari dari tabel tabel 3.2. 3.2. sebe sebesar sar 50 50 kg/mm kg/mm2
m =
modul roda gigi (mm)
Y =
fakt faktor or bentu bentuk k gig gigi, i, yang yang dapa dapatt dil diliha ihatt pad padaa tabe tabell 4.1 4.1..
f V =
fakt faktor or dina dinami mis, s, yang yang besa besarn rnya ya terg tergan antu tung ng besa besarr kece kecepa pata tan, n, dapa dapatt dilihat pada tabel 4.2.
Tabel 4.1. Faktor bentuk gigi Jumlah gigi Jumlah gigi Y Y Z Z 10 0,201 27 0,349 11 0,226 30 0,358 12 0,245 34 0,371 13 0,261 38 0,383 14 0,276 40 0,3882 15 0,289 43 0,396 16 0,295 50 0,408 17 0,302 60 0,421 18 0,308 64 0,424 19 0,314 75 0,434 20 0,320 100 0,446 21 0,327 150 0,459 23 0,333 300 0,471 25 0,339 Batang gigi 0,484 Sumber : Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Sularso dan Kiyokatsu Suga. Halaman 240
28
Tabel 4.2. Faktor dinamis f V Kecepatan re rendah
V = 0,5 ÷ 10 m/s
f V
=
Kecepatan sedang
V = 5 ÷ 20 m/s
f V
=
Kecepatan ti tinggi
V = 20 ÷ 50 m/s
f V
=
3 3 + V 6 6+V 5,5
5,5 + V Sumber : Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin, Sularso dan Kiyokatsu Suga. Halaman 240
Dari interpolasi tabel 4.1, tampak bahwa faktor bentuk gigi untuk roda gigi input (zi = 43) adalah sebesar Y = 0,396 sedangkan untuk jumlah gigi untuk roda gigi perantara perantara (z pi = 64), faktor bentuk gigi adalah sebesar Y =0,424. Sedangkan faktor dinamis f V dipilih untuk kecepatan V di antara 0,5÷10 m/s maka diperoleh: f V
3
=
=
3 + V 3 3 + 5, 3589
=
0,3588
Sehingga diperoleh beban lentur per satuan lebar sisi untuk masing – masing roda gigi input dan roda gigi perantara input adalah sebagai berikut: Untuk roda gigi input: F bi'
=
50 × 1, 5 × 0, 396 × 0, 3588
=
10,656 kg mm
Untuk roda gigi perantara input: ' F bpi
=
50 × 1, 5 × 0, 42 424 × 0, 3588
= 11,409
kg mm
29
Jika tekanan antara sesama permukaan gigi terlalu besar, gigi akan mengalami keasusan dengan cepat. Selain itu, permukaan gigi juga akan mengalami kerusakan karena keletihan oleh beban berulang. Dengan demikian maka tekanan yang dikenakan pada permukaan permukaan gigi, atau kapasitas kapasitas pembebanan pembebanan permukaan permukaan harus dibatasi. dibatasi. Cara yang diguna digunaka kan n untuk untuk memba membata tasi si yakni yakni denga dengan n meng menghit hitung ung beba beban n perm permuk ukaan aan yang yang diijink diijinkan an per satuan lebar permuk permukaan aan gigi gigi (FH’) dengan dengan mengguna menggunakan kan persam persamaan aan sebagai berikut: F H '
= f V
k H d 01
2 z 2 z 1 + z 2
………………………………………( 4.6 )
dimana: FH’
=
beba beban n perm permuk ukaa aan n yang yang dii diiji jink nkan an per per sat satua uan n leba lebarr (kg/ (kg/mm mm))
f V
=
faktor di dinamis
d01
=
diameter diameter jarak jarak bagi bagi roda roda gigi gigi pengge penggerak rak (mm) (mm)
z1,z2 =
jumlah jumlah gigi gigi roda roda gigi gigi pengger penggerak ak dan dan yang yang diger digerakka akkan n
k H
faktor faktor tegang tegangan an kontak kontak,, yang dapat dapat dilih dilihat at pada pada tabel tabel 4.3. 4.3.
=
Tabel 4.3. Faktor tegangan kontak pada bahan roda gigi Bahan roda gigi (Kekerasan HB) Pinyon
Roda gigi besar
kH
Bahan roda gigi (Kekerasan HB)
(kg/mm
Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja
( 150 ) ( 200 ) ( 250 ) ( 200 ) ( 250 ) ( 300 ) ( 250 ) ( 300 ) ( 350 )
Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja
( 150) ( 150) ( 150) ( 200) ( 200) ( 200) ( 250) ( 250) ( 250)
2) 0,027 0,039 0,053 0,053 0,069 0,086 0,086 0,107 0,130
Baja
( 300 )
Baja
( 300)
0,130
30
Roda gigi
Pinyon
besar
Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja Baja
( 400 ) ( 500 ) ( 600 ) ( 500 ) ( 600 ) ( 150 ) ( 200 ) ( 250 ) ( 300 )
Baja
( 150 )
Baja ( 400 ) Baja ( 400 ) Baja ( 400 ) Baja ( 500 ) Baja ( 600 ) Besi cor Besi cor Besi cor Besi Cor Perunggu fosfor
kH (kg/mm2) 0,311 0,329 0,348 0,389 0,569 0,039 0,079 0,130 0,139 0,041
Baja
( 350 )
Baja
( 300)
0,154
Baja
( 200 )
Baja
( 400 )
Baja
( 300)
0,168
Baja
( 250 )
Baja Baja
( 350 ) ( 400 )
Baja Baja
( 350) ( 350)
0,182 0,210
Besi cor Besi cor nikel
Baja
( 500 )
Baja
( 350)
0,226
Besi cor nikel
Perunggu fosfor Perunggu fosfor Besi cor Besi cor nikel Perunggu
0,082 0,135 0,188 0,186
0,155 fosfor Sumber: Dasar Pemilihan dan Perancangan Elemen Mesin, Sularso & Kiyokatsu Suga, Hal. 243
Dari tabel 4.3. di atas tampak bahwa untuk bahan roda gigi pinyon dan roda gigi besar dari baja dengan kekerasan 300 BHN untuk masing – masing roda gigi, sesuai dengan bahan roda gigi yang telah kita pilih pada bagian sebelumnya, maka diperoleh harga faktor tegangan kontak sebesar k H = 0,13. 0,13. Maka Maka beban beban permuk permukaan aan yang diijinkan per satuan lebar diperoleh sebagai berikut: F H '
=
=
0,358 ,3588 × 0,13 ,13 × 64 ×
2 × 64 43 + 64
3,5710 kg mm
Untuk menghitung lebar sisi roda gigi, kita perhatikan dua macam perhitungan yang telah dilakukan yaitu perhitungan lenturan (F bi’ dan F bpi’) dan perhitungan tekanan permukaan permukaan (FH’). Lebar sisi yang diperlukan diperlukan dihitung dihitung atas dasar per satuan lebar yang terkecil. Dari perhitungan sebelumnya diperoleh F bpi’ > F bi’ > FH’. Sehingga beban per satuan lebar yang dipakai adalah beban permukaan per satuan lebar sisi (FH’) maka diperoleh lebar sisi sementara sebagai berikut: b= =
F t F H ' 63,00 3,5710
= 17,64
mm
b ≈ 18 mm
31
Kemudian pemeriksaan dilakukan dengan membandingkan lebar sisi sementara ini dengan modul sehingga diperoleh harga
b m
yang besarnya harus diantara 6 – 10.
Jika tidak perhitungan di atas semuanya diulang kembali dengan mengganti modul, atau bahan dan perlakuan panasnya yang digunakan. Maka dilakukan pemeriksaan sebagai berikut: b m
=
18 1, 5
= 12 maka nilai perbandingan sesuai, yaitu diantara diantara 8-14
Karena harga
b m
= 12
(6 < 12 < 14 ) maka lebar sisi 14 mm dapat diterima.
Maka spesifikasi roda gigi input dan perantara input sebagai berikut:
a. Modul
: m =
1,5
b. Jumlah gigi roda gigi input
: zi
=
43
c. Jumlah gigi roda gigi perantara input
: z pi =
64
d. Diameter jarak bagi roda gigi input
: Di =
64 mm
jarak ba bagi ro roda gi gigi pe perant antara in input e. Diameter ja
: D pi =
96 mm
f.
: b
18 mm
Lebar sisi roda gigi
=
g. Kelonggaran puncak
: C k =0,25 =0,25 x m= 0,25×1,5= 0,375 mm
h. Tinggi kepala gigi (Adendum)
: h k = m
i.
Tinggi kaki gigi (Dedendum)
: h f =m + Ck = 1,5+0,375 = 1,87 mm
j.
Tinggi gigi
: h
k. Diameter lingkar kepala roda gigi input l.
=
1,5 mm
=h k + hf = 1,5+1,87 1,5+1,87 =3,375 mm
: Do i = (zi+2)m= (43+2)1,5= 67,5 mm
Diamet Diameter er lingk lingkar ar kepal kepalaa roda roda gigi gigi pera perant ntara ara inpu inputt : Do pi=(z pi+2)m=(64+2)1,5= 99 mm
m. Diameter lingkar dasar roda gigi input
: Di i = zi.m.cosαo=(43.1,5.cos20) = 60,6 mm
n. Diam Diamet eter er lin lingk gkar ar das dasar ar rod rodaa gigi gigi per peran anta tara ra inp input ut
: Di pi= z pi.m.cosαo=(64.1,5.cos20) = 90,2 mm
32
o. Tebal gigi
: t=
1 2
1
π
m = π × 1,5 =2,355mm 2
4.2.2 Pemeriksaan Kekuatan
Pada saat beroperasi, roda gigi akan mengalami tegangan lentur akibat gaya tangensial. Gigi merupakan bagian yang mengalami pembebanan paling kritis sehingga pemeriksaan pemeriksaan kekuatan kekuatan didasarkan didasarkan pada kekuatan kekuatan gigi. Yaitu dengan membandingkan membandingkan tegangan lentur yang terjadi tidak boleh melebihi tegangan lentur ijin bahan. Tegangan lentur ijin bahan roda gigi yaitu SNC 2 adalah σa = 50 kg/mm2. Sedangkan tegangan lentur yang terjadi adalah : σt =
6 Ft h b t
2
…………………………………………………….( 4.7 )
Dimana : σt =
tegan teganga gan n lent lentur ur yang yang terj terjadi adi (kg/m (kg/mm m2)
Ft =
gaya gaya tang tangens ensial ial pada pada roda roda gigi gigi (kg (kg))
h
=
tinggi gi gigi (m (mm) = 3, 3,375 mm mm
b
=
lebar sisi roda gigi = 12 (mm)
t
=
tebal gigi = 2,355 mm
Maka tegangan lentur yang terjadi adalah : σ t =
6 × 63, 00 00 × 3, 375 12 × ( 2, 355)
= 19,1691 kg
2
mm 2
Jadi tampak bahwa tegangan lentur yang terjadi lebih kecil dari tegangan lentur ijin bahan (σt < σa) sehingga rancangan telah aman.
33
4.3. Peranca Perancangan ngan Roda Roda Gigi Outpu Outputt dan Roda Gigi Gigi Perantara Perantara Outpu Outputt
4.3.1. Ukuran Utama Roda Gigi Output dan Roda Gigi Perantara Output
a) Putaran Putaran roda gigi gigi output output (putaran (putaran spindel) spindel) : 1600 1600 rpm rpm b) Putaran Putaran roda gigi gigi perantara perantara output output n po
=
ni
=
i
1600 1, 5
= 1066,7
rpm
Maka Maka perband perbandinga ingan n reduksi reduksi putaran putaran roda gigi gigi peranta perantara ra ouput ouput dan output output adalah: i
=
n po
=
no1
1000
=
1600
0,625
Pada perencanaan perencanaan roda gigi output output dan perantara perantara output ini ditetapkan ditetapkan jarak antar sumbu utama (poros output dan poros perantara) sebesar a = 70 mm. Diameter jarak bagi sementara sementara untuk roda gigi perantara perantara output dapat dicari dengan menggunakan persamaan: D po
=
D po
=
2a i +1 2 × 70
……………………………………..( 4.8 )
0,625 + 1 = 83,58
mm ≈ 84mm
Maka diameter lingkaran jarak bagi roda gigi output adalah: Do
= D po × i = 84 × 0,625 =
52,5 mm ≈ 53mm
34
Berdasarkan Berdasarkan nilai modul pada rancangan rancangan sebelumnya sebelumnya yaitu m = 1,5 , diperoleh jumlah gigi masing masing – masing masing roda gigi sebagai sebagai berikut: berikut: z o
=
=
m =
z po
Do
=
53 1,5
35,33buah ≈ 36buah D po
=
m =
84 1,5
56 buah
Maka diameter roda gigi output yang sebenarnya adalah: Do
=
m × z o
= 1,5 × 36 =
54 mm
Sela Selanj njut utny nyaa akan akan dihi dihitu tung ng kece kecepa pata tan n keli kelili ling ng dari dari roda roda gigi gigi deng dengan an menggunakan persamaan sebagai berikut: V =
π D po
n po
60000
…………………………………………………( 4.9 )
dimana : V =
kecepatan ke keliling (m (m/s)
D po =
diamet diameter er pinyon, pinyon, dalam dalam hal hal ini diame diameter ter roda roda gigi gigi perantar perantaraa output output (mm)
n po =
putaran putaran piny pinyon, on, dalam dalam hal hal ini putaran putaran poro poross peranta perantara ra (rpm) (rpm)
Maka diperoleh kecepatan keliling sebagai berikut: V =
π × 84 × 1000
60000 = 4,396 m s
Besarnya gaya tangensial yang dialami roda gigi adalah: Ft
=
102 Pd V
35
dimana: Ft =
gaya gaya tange tangens nsial ial roda roda gig gigii (kg (kg))
Pd =
daya daya pe perenc rencan anaa aan n (kW (kW)
V =
kecepatan ke keliling (m (m/s)
Sehingga diperoleh gaya tangensial sebagai berikut: F t = =
102 × 3, 31 31 4,396 76,80 kg
Besarnya beban lentur per satuan lebar sisi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan persamaan sebagai sebagai berikut: berikut: '
F b
= σ a × m × Y × f v
……………………………………………( 4.10 )
dimana: F b’ =
beban beban lentu lenturr per per satu satuan an leb lebar ar sis sisii (kg/ (kg/mm mm))
σa =
kekuata kekuatan n lentur lentur ijin ijin bahan, bahan, dari dari tabel tabel 3.2. 3.2. sebe sebesar sar 50 50 kg/mm kg/mm2
m =
modul roda gigi (mm)
Y =
fakt faktor or bentu bentuk k gig gigi, i, yang yang dapa dapatt dil diliha ihatt pad padaa tabe tabell 4.1 4.1..
f V =
fakt faktor or dina dinami mis, s, yang yang besa besarn rnya ya terg tergan antu tung ng besa besarr kece kecepa pata tan, n, dapa dapatt dilihat pada tabel 4.2.
Dari tabel tampak bahwa faktor bentuk gigi untuk z po = 56 adalah sebesar Y = 0,416 sedangkan untuk jumlah gigi zo = 36, faktor bentuk gigi adalah sebesar Y =0,377. Sedangkan faktor dinamis f V dipilih untuk kecepatan V di antara 0,5÷10 m/s maka diperoleh:
36
f V
3
=
3 + V 3
=
3 + 4,396 0,40
=
Sehingga diperoleh beban lentur per satuan lebar sisi untuk masing – masing roda gigi output dan roda gigi perantara output adalah sebagai berikut: Untuk roda gigi perantara output: ' F bpo
= 50 × 3 × 0,416 × 0,4 =
24,96 kg mm
Untuk roda gigi output: '
F bo
=
50 × 3 × 0,377 × 0,4
=
22,62 kg mm
Jika tekanan antara sesama permukaan gigi terlalu besar, gigi akan mengalami keasusan dengan cepat. Selain itu, permukaan gigi juga akan mengalami kerusakan karena keletihan oleh beban berulang. Dengan demikian maka tekanan yang dikenakan pada permukaan permukaan gigi, atau kapasitas kapasitas pembebanan pembebanan permukaan permukaan harus dibatasi. dibatasi. Cara yang diguna digunaka kan n untuk untuk memba membata tasi si yakni yakni denga dengan n meng menghit hitung ung beba beban n perm permuk ukaan aan yang yang diijink diijinkan an per satuan lebar permuk permukaan aan gigi gigi (FH’) dengan dengan mengguna menggunakan kan persam persamaan aan sebagai berikut: '
FH
=
f V k H d 01
2 z2 z1
+ z2
……………………………………….( 4.11 )
dimana: FH’
=
beba beban n perm permuk ukaa aan n yang yang dii diiji jink nkan an per per sat satua uan n leba lebarr (kg/ (kg/mm mm))
f V
=
faktor di dinamis
d01
=
diameter diameter jarak jarak bagi bagi roda roda gigi gigi pengge penggerak rak (mm) (mm)
z1,z2 =
jumlah jumlah gigi gigi roda roda gigi gigi pengger penggerak ak dan dan yang yang diger digerakka akkan n
k H
faktor faktor tegang tegangan an kontak kontak,, yang dapat dapat dilih dilihat at pada pada tabel tabel 4.3. 4.3.
=
37
Dari tabel 4.3. di atas tampak bahwa untuk bahan roda gigi pinyon dan roda gigi besar dari baja dengan kekerasan 300 – 300 BHN masing – masing, sesuai dengan bahan roda gigi yang telah kita pilih pada bagian sebelumnya, sebelumnya, maka diperoleh diperoleh harga faktor tegangan kontak sebesar k H = 0,130. Maka beban permukaan permukaan yang diijinkan diijinkan per satuan lebar diperoleh sebagai berikut: F H '
=
=
0,4 × 0,13 × 84 ×
2 × 56 36 + 56
5,31 kg mm
Untuk menghitung lebar sisi roda gigi, kita perhatikan dua macam perhitungan yang telah telah dilakuka dilakukan n yaitu yaitu perhitu perhitungan ngan lentura lenturan n (F bo’ dan F bpo’) dan perhitu perhitungan ngan tekanan permukaan (FH’). Lebar sisi yang diperlukan dihitung atas dasar per satuan lebar yang terkecil. Dari perhitungan sebelumnya diperoleh F bo’ > F bpo’ > FH’. Sehingga beban per satuan lebar yang dipakai adalah beban permukaan per satuan lebar sisi (FH’) maka diperoleh lebar sisi sementara sebagai berikut: b= =
F t F H ' 76,80 5,31
= 14,36
mm
b ≈ 14mm
Kemudian pemeriksaan dilakukan dengan membandingkan lebar sisi sementara b
ini dengan modul sehingga diperoleh harga
m
yang besarnya harus diantara 6 – 10.
Jika tidak perhitungan di atas semuanya diulang kembali dengan mengganti modul, atau bahan dan perlakuan panasnya yang digunakan. Maka dilakukan pemeriksaan sebagai berikut: b m
14
=
1, 5
38
=
9,33
Karena harga
b
=
m
9,33 (6 < 9,33 < 10 ) ,maka lebar sisi 10 mm dapat diterima.
Maka spesifikasi roda gigi perantara output dan output sebagai berikut: a. Modul
:
m =
1,5
b. Jumlah gigi roda gigi output
:
zo =
36
c. Jumlah gigi roda gigi perantara output
:
z po =
56
d. Diameter jarak bagi roda gigi output
:
Do =
53 mm
iamete eter jar jarak ak bagi bagi roda roda gigi igi pe perant antara ara ou output put e. Diam
:
D po =
84 mm
f. Lebar sisi roda gigi
:
b
14 mm
g. Kelonggaran puncak
:
C k =0,25 m = 0,25 × 1,5
=
= 0,375 mm
h. Tinggi kepala gigi (Adendum)
:
h k = m
i.
:
h f = m + Ck = 1,5 + 0,375
Tinggi kaki gigi (Dedendum)
= 1, 1,5 mm
= 1,875 mm
j.
Tinggi gigi
:
h
=h k + hf = 1,5 + 1,875 1,875 = 3,375 mm
k. Diameter lingkar kepala roda gigi output
:
Do o = (zo+2)m= (36+2)x1,5 = 57 mm
l.
Diameter Diameter lingka lingkarr kepala kepala roda roda gigi peran perantara tara output output:: Do po = (z po+2)m = (56 + 2)x1,5 = 87 mm
m. Diameter lingkar dasar roda gigi output
:
Di o = zo.m.cosαo= 36.1,5.cos20 = 50,7 mm
Diameter er lin lingka gkarr dasar dasar roda roda gigi gigi pera perant ntara ara out output put:: n. Diamet
Di po=z po.m.cosαo= 56.1,5.cos20 = 78,93 mm
o. Tebal gigi
:
39
t=
1 2
1
π
m = π × 1,5 =2,35 mm 2
4.3.2.Pemeriksaan Kekuatan
Pada saat beroperasi, roda gigi akan mengalami tegangan lentur akibat gaya tangensial. Gigi merupakan bagian yang mengalami pembebanan paling kritis sehingga pemeriksaan pemeriksaan kekuatan kekuatan didasarkan didasarkan pada kekuatan kekuatan gigi. Yaitu dengan membandingkan membandingkan tegangan lentur yang terjadi tidak boleh melebihi tegangan lentur ijin bahan. Tegangan lentur ijin bahan roda gigi yaitu SNC 2 adalah σa = 50 kg/mm2. Sedangkan tegangan lentur yang terjadi adalah : σt =
6 Ft h b t 2
……………………………………………………( 4.12 )
Dimana : σt =
tegan teganga gan n lent lentur ur yang yang terj terjadi adi (kg/m (kg/mm m2)
Ft =
gaya gaya tang tangens ensial ial pada pada roda roda gigi gigi (kg (kg))
h
=
tinggi gi gigi (m (mm) = 3, 3,375 mm mm
b
=
lebar sisi sisi roda gigi = 10 10 (mm)
t
=
tebal gigi = 2,35 mm
Maka tegangan lentur yang terjadi adalah : σ t =
6 × 51,046 × 3,375 10 × ( 2,35)
= 18,71 kg
2
mm 2
Jadi tampak bahwa tegangan lentur yang terjadi lebih kecil dari tegangan lentur ijin bahan (σt < σa) yaitu 18,71 kg/mm2 < 50 kg/mm2sehingga rancangan telah aman. .
BAB V
40
PERANCANGAN SPLINE DAN NAAF
5.1. PERANCANGAN SPLINE
Pada dasarnya fungsi spline adalah sama dengan pasak, yaitu meneruskan daya dan putara putaran n dari dari poros poros ke kompone kompone-kom -kompone ponen n lain lain yang terhubu terhubung ng denganny dengannya, a, ataupun sebaliknya. Perbedaannya adalah spline menyatu atau menjadi bagian dari poros sedangkan sedangkan pasak merupakan merupakan komponen komponen yang terpisah terpisah dari poros dan memerlukan alur pada poros untuk pemasangannya. Selain itu jumlah spline pada suatu konstruksi telah tertentu berdasarkan standar SAE, sedangkan jumlah pasak ditentukan send sendir irii
oleh oleh
pera peranc ncan ang gnya. nya.
Hal
ini
meny menyeb ebab abka kan n
pem pemakai akaiaan
spl spline ine
lebi lebih h
menguntungkan dilihat dari segi penggunaannya karena sambungannya lebih kuat dan beban puntirnya puntirnya merata di seluruh bagian bagian poros dibandingkan dibandingkan dengan pasak yang akan menimbulkan konsentrasi tegangan pada daerah di mana pasak dipasang. Untuk pemakaian spline pada kenderaan bermotor, mesin perkakas dan mesin produksi, produksi, perhitungannya perhitungannya dilakukan dilakukan berdasarkan berdasarkan standar dari SAE (Soci Society ety of Automotive Automotive Engineering Engineering ). ). Simbol Simbol – simbol simbol yang digunakan digunakan dalam dalam standar standarisa isasi si ini adalah sebagai berikut:
Gambar 5.1. Spline Dimana:
D = diameter luar spline (mm)
41
d
= diam diamet eter er dal dalam am spl splin inee (mm (mm))
h
= tingg nggi spline (mm)
w = leba lebarr sp spline (mm) L = panj panjan ang g spli pline (mm (mm)
Ukuran spline untuk berbagai kondisi operasi telah ditetapkan dalam standar SAE dan dapat dilihat pada Tabel 5.1 berikut ini.
Tabel 5.1. Spesifikasi spline untuk berbagai kondisi operasi operasi (standar SAE) SAE) Number of Splines 4 6 10 16
Permanent Fit
To Slide When not
To Slide When
Under Load
Under Load
All Fits
H
D
H
D
h
d
w
0,075D 0,050D 0,045D 0,045D
0,850D 0,900D 0,910D 0,910D
0,125D 0,075D 0,070D 0,070D
0,750D 0,850D 0,860D 0,860D
0,100D 0,095D 0,095D
0,800D 0,810D 0,810D
0,241D 0,250D 0,156D 0,098D
Sumber : Kent’s, Mechanic Kent’s, Mechanical al Engineering Engineering Handbook Handbook , Halaman 15-15
Pada rancangan roda gigi ini spline terdapat pada poros input (input pinion) dan poros output. output. Spline ini merupakan merupakan spline spline alur dalam. Pada poros input, spline berfungsi berfungsi menghubungkan menghubungkan dan meneruskan meneruskan putaran putaran dari poros input elektromotor elektromotor ke input pinion. Sedangkan pada poros output, spline menghubungkan atau meneruskan putaran putaran dari roda roda gigi output output ke poros output. output.
5.1.1. 5.1.1. PEMI PEMILIH LIHAN AN BAHA BAHAN N SPLIN SPLINE E
Karena spline menyatu dengan poros maka bahan spline sama dengan bahan poros. Sehingga Sehingga spline pada poros poros input juga terbuat terbuat dari bahan baja khrom nikel SNC 2 dengan tegangan geser ijin 7,0833 kg/mm2 sedangkan sedangkan spline pada poros output juga terbuat dari baja karbon SNC 3 dengan tegangan geser ijin 7,9167 kg/mm2. 5.1.2. 5.1.2. PERANC PERANCANG ANGAN AN SPLI SPLINE NE PADA PADA PORO POROS S INPUT INPUT
42
Spline pada poros input menghubungkan poros input elektromotor dengan input pinion. Pada saat beroperasi beroperasi tidak ada pergeseran pergeseran (slide) (slide) yang terjadi terjadi pada spline. spline. Untuk itu dari tabel 5.1. dpilih spline jenis “ permanen “ permanentt fit ” , dengan jumlah spline 10 buah. Berikut Berikut ini adalah ukuran ukuran – ukuran ukuran utama spline spline pada pada poros poros ini. Karena spline disini merupakan alur dalam maka diameter luar spline adalah diameter poros input atau di = 14 mm. Maka diameter luar spline adalah: D =
di 0,910 14
=
0,910 = 15,38 ≈ 16
mm
mm
Tinggi spline adalah: h = 0,045 D =
0, 04 045 × 16
=
0,72mm
Lebar spline adalah: w = 0,156 D =
0,156 × 16
=
2,49mm
≈
2, 5mm
Maka jari – jari rata – rata spline adalah: r m
=
D + d
=
4 = 7, 5 mm
16 + 14 4
Sedangkan panjang spline diperoleh dari L
D =
d
L =
3
2
16
3
14
2
=
20,68mm
Besarnya gaya yang bekerja pada spline diperoleh dari:
43
T
F=
r m
di mana: T =
mome momen n punti puntirr yang yang beke bekerj rjaa pada pada poro poros, s, dari dari per perhi hitu tung ngan an pad padaa Bab Bab 3 diperoleh sebesar 2014,9625 kg-mm
F
=
r m =
gaya yan yang g be beker kerja pada sp spline (kg) jari jari-ja -jari ri rata rata-ra -rata ta spl spline ine (mm) (mm)..
Maka diperoleh: F
=
2014,9625
=
7, 5
268,66 kg
5.1.3. 5.1.3. PERANC PERANCANG ANGAN AN SPLINE SPLINE PADA PADA POROS POROS OUTPU OUTPUT T
Spline pada poros output ini meneruskan putaran dari roda gigi output ke poros output. Pada saat beroperasi tidak ada pergeseran (slide) yang terjadi pada spline. Untuk itu dari tabel 5.1. dipilih spline jenis “ permanen “ permanentt fit ” dengan jumlah spline 10 buah. Karena spline di sini merupakan alur luar maka diameter dalam spline adalah diameter diameter poros output. Pada bagian bagian spline ini, poros mengalami mengalami pembesaran pembesaran di mana ukuran ukuran diamete diameterr dalam dalam yang digunakan digunakan sebesar sebesar do = 17 mm. Sehingga Sehingga dipero diperoleh leh ukuran – ukuran utama sebagai berikut:
do = 17 D =
d 0,91 ,910
=
17 0,910 ,910
=
18,68 ≈ 19
045.D = 0, 04 045.19 = 0, 85 85 h = 0, 04
w = 0,156.D = 0,156.19 = 2, 9 ≈ 3mm
Maka jari – jari rata – rata spline adalah:
44
r m
D + do
=
=
19 + 17
4
4
9 mm
=
Sedangkan panjang spline diperoleh dari D L
=
L=
d
3
2
19
3
17
2
= 23,73mm
Besarnya gaya yang bekerja pada spline: F = =
T
=
2014,9625
r m
9
223,88 kg
5.1.4. 5.1.4. PEMERI PEMERIKSA KSAAN AN KEK KEKUAT UATAN AN SPLINE SPLINE
Pada bagian ini, pemeriksaan kekuatan spline dilakukan pemeriksaan terhadap tegangan geser dan tegangan tumbuk. Pemeriksaan Pemeriksaan dilakukan dilakukan dengan membandingkan membandingkan tegangan yang terjadi dengan tegangan ijin bahan. Dimana tegangan geser atau tumbuk yang timbul pada spline tidak boleh melebihi tegangan geser dan tegangan tumbuk ijin bahan spline. spline. Pemeri Pemeriksaa ksaan n kekuata kekuatan n spline spline pada pada poros poros input input dilakuk dilakukan an sebagai sebagai berikut berikut.. Tegangan geser yang timbul pada spline: τ g = =
F i w L
=
268,66 10 × 2 × 20, 89
0,68 kg mm
2
Tegangan tumbuk yang timbul pada spline dapat diperoleh dari:
45
σ t = =
F
268,66
=
i h L
10 × 0, 63 × 20, 89
2,04 kg mm
2
Sedangkan tegangan tumbuk ijin bahan spline yaitu baja khrom nikel SNC 2 diperoleh dengan: σ ti
=
σ b
i
85 =
10
=
8,5kg / mm
2
Jadi tampak bahwa tegangan geser dan tumbuk yang timbul, jauh lebih kecil dari tegangan geser dan tegangan tumbuk ijin bahan spline ( τ a
<< τ a
dan p << p ).
Maka spline yang dirancang pada poros input cukup aman terhadap tegangan yang terjadi.
Pemeriksaan kekuatan spline pada poros output dilakukan sebagai berikut.
Tegangan geser yang timbul pada spline: τ g = =
F
223,88
=
i w L
10 × 3 × 23, 73
0,31 kg mm 2
Tegangan tumbuk yang timbul pada spline dapat diperoleh dari: σ t =
F i h L
= 1,12
223,88
=
10 × 0, 84 × 23, 73
kg mm 2
Sedangkan tegangan tumbuk ijin bahan spline yaitu baja khrom nikel SNC 3 dapat diperoleh dengan: σ ti =
σ b
i
=
95 10
=
9,5kg / mm 2
46
Jadi tampak bahwa tegangan geser dan tumbuk yang timbul, jauh lebih kecil dari tegangan geser dan tegangan tumbuk ijin bahan spline ( τ a
<< τ a
dan p << p ).
Maka spline yang dirancang pada poros output cukup aman terhadap tegangan yang terjadi.
5.2 PERANCANGAN NAAF
Naaf dan spline merupakan merupakan bagian yang saling berkecocokan berkecocokan tetapi berbeda bagian. Spline Spline berupa tonjolan tonjolan atau atau bukit pada sisi sisi poros dan dan naaf merupakan merupakan pasangan pasangan dari bentuk tonjolan atau bukit tersebut. Sama seperti spline, naaf juga ada pada poros input input dan pada pada poro poross outp output ut.. Pada Pada poro poross inpu input, t, naaf naaf terl terlet etak ak pada pada poro poross input input elektromotor. Sedangkan pada poros output naaf terletak pada roda gigi output. Adapun simbol – simbol yang dipakai dalam perencanaan naaf ini adalah:
Gambar 5.2. Naaf
Dimana:
D =
diameter luar naaf (mm)
d
diameter dalam naaf (mm)
=
w =
lebar gi gigi na naaf (mm)
h
tinggi gigi naaf (mm)
=
L = 5.2. 5.2.1 1
panjang naaf (mm)
PEMI PEMILI LIHA HAN N BAH BAHAN AN NAAF NAAF
47
Pada poros input, naaf dibentuk pada poros input elektromotor. Maka bahan naaf sama dengan bahan dari poros input elektromotor elektromotor yang sama dengan input pinion yaitu baja khrom nikel SNC 2 dengan tegangan geser izin sebesar 7,0833 kg/mm2 dan tegangan tumbuk ijin (telah dihitung pada bagian 5.1.4.) sebesar 8,5 kg/mm2. Naaf pada poros output output dibentuk dibentuk pada roda roda gigi output output maka bahannya bahannya juga dari dari bahan yang sama sama dengan roda gigi output yakni baja paduan SNC 2.
5.2.2
PERANCANGAN NAAF PADA POROS INPUT
Karena naaf bercocokan dengan spline, maka ukuran – ukuran utama spline langsung dipakai sebagai ukuran naaf. Maka: Jumlah Jumlah naaf
: i = 10 buah buah
Diameter luar naaf
: D = 16 mm
Diameter dalam naaf
: d = 14 mm
Tinggi naaf
: h = 0,63 mm
Jari – jari rata – rata naaf
: rm = 7,5 mm
Panjang naaf
: L = 20,68 mm
Gaya yang bekerja pada naaf
: F = 268,66 kg
Sedangkan lebar naaf dapat diperoleh dari: w=
π D − i
w spline
i
dimana: w
=
lebar naaf (mm)
D
=
diameter luar spline atau naaf (mm)
wspline
=
leba lebarr sp spline (mm)
i
=
jumlah gigi spline atau naaf
Maka diperoleh:
48
w= =
5.2.3 5.2.3
π × 16 − 10 × 2, 5
10 2, 5 mm
PERA PERANC NCAN ANGA GAN N NAAF NAAF PADA PADA PORO POROS S OUTPU OUTPUT T
Pada poros output ini, naaf berkecocokan dengan spline sehingga ukuran – ukuran utama naaf diambil dari ukuran – ukuran spline, maka: Jumlah Jumlah naaf
: i = 10 buah buah
Diameter luar naaf
: D = 19 mm
Diameter dalam naaf
: d = 17 mm mm
Tinggi naaf
: h = 0,81mm
Jari – jari rata – rata naaf
: rm = 9 mm
Panjang naaf
: L = 23,73 mm
Gaya yang bekerja pada naaf
: F = 223, 23,88 kg
Sedangkan lebar naaf dapat diperoleh sebagai berikut: w= =
π D − i
w spline
i π × 19 − 10 × 3
10 =
5.2.4 5.2.4
3 mm
PEME PEMERIK RIKSAA SAAN N KE KEKU KUAT ATAN AN NAAF NAAF
Pemeriksaan kekuatan naaf dilakukan pemeriksaan terhadap tegangan geser dan teganga tegangan n tumbuk. tumbuk. Pemeri Pemeriksaa ksaan n dilakuk dilakukan an dengan dengan memband membandingk ingkan an teganga tegangan n yang timbul dengan tegangan ijin bahan dimana tegangan geser atau tumbuk yang timbul pada naaf naaf tidak boleh boleh melebihi melebihi tegangan tegangan geser geser dan tumbuk tumbuk ijin ijin bahan naaf. naaf. Pemeriksaan kekuatan naaf pada poros input elektromotor dilakukan sebagai berikut. berikut. Tegangan geser yang yang timbul timbul pada naaf naaf adalah: adalah:
49
τ a = =
F
268,66
=
i w L
10 × 2, 5 × 20, 68
0,52 kg mm
2
Tegangan tumbuk yang timbul pada naaf sama dengan tegangan tumbuk yang timbul pada spline yaitu σt = 2,04 kg/mm2. Tampak bahwa tegangan geser dan tumbuk yang timbul, jauh lebih kecil dari tegangan geser dan tegangan tumbuk ijin bahan naaf (τ g < τ gi σ t < σ ti →
→ 0,523 <
7,0833 dan
2, 04 < 8, 5 ). Maka Maka naaf yang dirancang dirancang pada poros poros input input elektro elektromot motor or
cukup aman terhadap tegangan yang terjadi.
Pemeriksaan kekuatan naaf pada roda gigi output dilakukan sebagai berikut. Tegangan geser yang timbul pada naaf: τ g = =
F
223,88
=
i w L
10 × 3 × 23, 73
0,31 kg mm 2
Tegangan tumbuk yang timbul pada naaf sama dengan tegangan tumbuk yang timbul pada spline yaitu σt = 1,12 kg/mm2. Tampak bahwa tegangan geser dan tumbuk yang timbul, jauh lebih kecil dari tegangan geser dan tegangan tumbuk ijin bahan naaf (τ g σ t < σ ti → 1,12 <
< τ gi →
0, 31 31 < 7, 08 0833 dan
8, 5 ). Maka naaf yang dirancang pada poros output cukup aman
terhadap tegangan yang terjadi.
50
BAB VI PERENCANAAN BANTALAN
Bantala Bantalan n adalah adalah elemen elemen mesin mesin yang menumpu menumpu poros poros sehingg sehinggaa putara putaran n dan gerak bolak – baliknya berlangsung dengan halus, aman dan tahan lama. Bantalan yang akan dirancang pada perencanaan ini adalah bantalan yang terpasang pada poros input, poros perantara, perantara, dan poros poros output output
6.1. Perenca Perencanaa naan n Bantalan Bantalan pada Poros Poros Input Input
Bantalan yang digunakan untuk mendukung poros input adalah bantalan bola radial radial beralur beralur dalam dalam baris baris tunggal tunggal ( single single row deep groove groove radial ball bearing ), sebanyak dua buah yang diletakkan pada kedua ujung poros input (dapat dilihat pada gambar assembly gambar assembly roda gigi).Bantalan bola radial ini dipilih karena ketahanan bantalan ini dalam menahan beban radial dan putaran tinggi. Pada poros input ini bantalan hanya menerima beban radial dan beban aksialnya dapat dikatakan nol. Pada poros input terdapat beban berupa massa dari roda gigi input yang yang ter terpasa pasang ng pada pada poro poross ini. ini. Massa assa dari dari roda oda gigi igi inpu inputt dapa dapatt dihi dihitu tung ng denganpersamaan: M =
π
4
( D − d ) b
ρ
dimana: M =
beban ma massa roda oda gig gigii (k (kg)
D =
diam diamet eter er jara jarak k bagi bagi roda roda gigi gigi (mm (mm)
d
=
diameter poros input (mm)
b
=
tebal roda roda gigi (mm) (mm)
ρ
=
mass assa jenis nis roda oda gigi igi dimana untuk ntuk baha bahan n baja baja har harganya nya adalah alah 7,65×10-6 kg/mm3
51
Maka: a. Massa assa roda roda gigi gigi inpu inputt M i
=
=
π
( 64 4
2
−
14
2
)
18 ⋅ 7, 65 65 ⋅10
−
6
0,42 kg
Beban akibat gaya tangensial diperoleh dengan persamaan sebagai berikut: Ft
=
F tan Φ
dimana: Ft =
beba beban n akiba akibatt gaya gaya tang tangens ensial ial (kg) (kg)
F
gaya gaya tan tange gens nsia iall yang yang ter terja jadi di pad padaa roda roda gig gigii inpu inputt yang yang dip diper erol oleh eh pad padaa
=
Bab IV sebesar 63,00kg Φ =
sudut udut tekan ekan ro roda gigi gigi yakn yaknii se sebes besar 20° 20°
Maka diperoleh: F t = 63, 00 00 × tan 2 0° =
22,93 kg
Maka beban radial total dapat diperoleh dengan persamaan sebagai berikut: Fr
=
M2
=
0, 422
=
+
F t 2 2
+ 22, 93
22,93 kg
Beban ekivalen diperoleh dengan: P = X ⋅ Fr + Y ⋅ Fa dimana: P
=
beban ek ekivalen (k (kg)
52
X =
fakt faktor or radi radial al,, untu untuk k bantal bantalan an bola bola radia radiall beral beralur ur dalam dalam bari bariss tungg tunggal al besarnya besarnya adalah 0,6 0,6
Fr =
gaya gaya rad radial ial tota totall yait yaitu u sebe sebesa sarr 22,93 22,93 kg kg
Y =
fakt faktor or aksi aksial al,, untu untuk k bantal bantalan an bola bola radi radial al bera beralu lurr dala dalam m baris baris tung tungga gall besarnya besarnya adalah 0,5 0,5
Fa =
gaya gaya aksial aksial,, untuk untuk bantal bantalan an penduku pendukung ng poros poros ini besar besarnya nya adala adalah h 0 karena tidak ada gaya aksial yang dibebankan pada bantalan ini
Maka diperoleh: P = 0, 6 × 22, 93 + 0, 5 × 0 = 13,75
kg
Besar basi basicc stati staticc load load rati rating ng adalah adalah sebandi sebanding ng dengan dengan beban beban ekivale ekivalen, n, sehingga diperoleh: C0
=
P
= 13,75
kg
Tabel 6.1. Bantalan Untuk Permesinan serta umurnya. 2000-4000 (j (jam) Umur Lh
Faktor Beban 1-1.1 Kerja halus tanpa
Pemakaian Ja Jarang
5000-15.000(jam) Pemakaian Se Sebentar-
20.000-30.000 (j (jam) Pemaka ia ian te terus-menerus
sebentar (tidak
40.000-60.000 (j (jam) Pemaka ia ian te terus-menerus dengan keandalan tinggi
continiu) Alat listrik rumah tangga,
Konveyor, mesin
Pompa, poros transmisi,
Poros transmisi utama yang
sepeda
pengangkat,lift pengangkat,lift
separator, pengayak mesin
memgang peranan penting.
perkakas, pres putar
Motor-motor listrik yang
tumbukan 1.1-1.3
Kerja biasa
Mesin pertanian
Otomobil, mesin jahit
1.2-1.5
Kerja
Alat-alat besar, unit
dengan
roda gigi dengan
getaran atau
getaran besar, roling
tumbukan
mill
Motor kecil, roda meja, pemegang, pinion Penggetar/penghancur
penting Pompa penguras, mesin pabrik kertas, rol kalender
Sumber: Dasar Pemilihan dan Perancangan Elemen Mesin, Sularso & Kiyokatsu Suga, Hal. 137
Besar basic Besar basic dynamic load rating dapat rating dapat diperoleh dari persamaan:
53
C = P⋅L
1
3
dimana: C =
basic dyna dynam mic loa load d rating (kg (kg)
P
beban ek ekivale valen n ya yaitu itu se sebes besar 9, 9,75 kg
=
L =
umur umur bant bantal alan an yang yang diny dinyat atak akan an dalam dalam juta juta put putaran aran.. Dalam alam tabe tabell 6.1 6.1 untuk rancangan roda gigi umur bantalan 5000 juta putaran
Maka diperoleh: C = 13, 75 75 × ( 5000) =
1
3
235,12 kg
Jadi dari perhitungan di atas diperoleh data sebagai berikut: Diameter lubang = diameter poros
: d = 14 mm
Basic static load rating
: C0 ≥ 13,75 kg
Dynamic load rating
: C ≥ 235,12 kg
Bantalan yang sesuai dengan kriteria di atas dapat dipilih dari tabel 6.2. berikut ini.
Tabel 6.2. Bantalan bola alur dalam C0/Fa Fa/VFr ≤
5
10
X
Jenis X Dua Fa/VF r > terbuka e Y sekat 1,26 E
20
25
1
NYomor bantalan
e
15
0,35
Ukuran luar
0
Dua sekat 0,56 1,tanpa 49 1,64 0,kontak 29 0,27
d
D
Kapasitas
B
1,76
1,85
0,25
0,24
nominal R
dinamis spesifik C (kg)
6000 6001 6002 6003 6004 6005 6006 6007 6008 6009
6001ZZ 6002ZZ 6003ZZ 6004ZZ 6005ZZ 6006ZZ 6007ZZ 6008ZZ 6009ZZ
6001V V 6002V V 6003V V 6004V V 6005V V 6006V V 6007V V 6008V V 6009V V
10 14 15 17 20 25 30 35 40 45
26 28 32 35 42 47 55 62 68 75
54
8 8 9 10 12 12 13 14 15 16
0,5 0,5 0,5 0,5 1 1 1,5 1,5 1,5 1,5
360 400 440 470 735 790 1030 1250 1310 1640
Kapasitas nominal statis spesifik C0 (kg) 196 229 263 296 465 530 740 915 1010 1320
6010
6010ZZ
6010V V
50
80
16
1,5
1710
1430
6200 6201 6202 6203 6204 6205 6206 6207 6208 6209 6210
6200ZZ 6201ZZ 6202ZZ 6203ZZ 6204ZZ 6205ZZ 6206ZZ 6207ZZ 6208ZZ 6209ZZ 6210ZZ
6200V V 6201V V 6202V V 6203V V 6204V V 6205V V 6206V V 6207V V 6208V V 6209V V 6210V V
10 14 15 17 20 25 30 35 40 45 50
30 32 35 40 47 52 62 72 80 85 90
9 10 11 12 14 15 16 17 18 19 20
1 1 1 1 1,5 1,5 1,5 2 2 2 2
400 535 600 750 1000 1100 1530 2010 2380 2570 2750
236 305 360 460 635 730 1050 1430 1650 1880 2100
6300 6301 6302 6303 6304 6305 6306 6307
6300ZZ 6301ZZ 6302ZZ 6303ZZ 6304ZZ 6305ZZ 6306ZZ 6307ZZ
6300V V 6301V V 6302V V 6303V V 6304V V 6305V V 6306V V 6307V V
10 14 15 17 20 25 30 35
35 37 42 47 52 62 72 80
11 12 13 14 15 17 19 20
1 1,5 1,5 1,5 2 2 2 2,5
635 760 895 1070 1250 1610 2090 2620
365 450 545 660 785 1080 1440 1840
6308 6309 6310
6308ZZ 6309ZZ 6310ZZ
6308V V 6309V V 6310V V
40 45 50
90 100 110
23 25 27
2,5 2,5 3
3200 4150 4850
2300 3100 3650
Sumber: Dasar Pemilihan dan Perancangan Elemen Mesin, Sularso & Kiyokatsu Suga, Hal. 212 Dari tabel 6.2. dipilih bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal jenis terbuka dengan nomor bantalan 6001 yang mempunyai karakteristik sebagai berikut: Diameter luar
: D = 28 mm
Diameter lubang
: d = 14 mm
Lebar
: b = 8 mm
Basic static static load load rating
: C0 = 229 kg
Basic dynamic dynamic load load rating rating
: C = 40 400 kg kg
6.2. Perenca Perencanaa naan n Bantalan Bantalan pada Poros Poros Perantara Perantara
55
Bantalan yang digunakan untuk mendukung poros perantara dipilih bantalan bola radial beralur beralur dalam baris tunggal tunggal sebanyak dua buah yang diletakkan pada kedua ujung poros perantara (dapat dilihat pada assembly roda gigi) Pada poros perantara ini terdapat beban berupa massa dari roda gigi perantara yang terdapat pada poros perantara. perantara. Beban massa roda gigi perantara masing-masing masing-masing dapat dihitung sebagai berikut: a. Mass Massaa roda roda gigi gigi per peran anta tara ra inpu inputt M pi
=
π
( 96
2
−
4 = 0,64 kg
15
2
) 12
⋅
7,65 ⋅ 10
−
6
b. Massa Massa roda gigi gigi perantara perantara output output M po
=
π
(84
2
− 15
2
4 = 0,410 kg
) 10 ⋅ 7,65 ⋅10
−6
Massa total roda gigi adalah: M total = M pi + M po =
0,64 + 0,410
= 1,05
kg
Beban akibat gaya tangensial pada poros perantara ini yang maksimum adalah pada roda roda gigi perantar perantaraa output yang diperole diperoleh h pada Bab IV yaitu yaitu sebesar sebesar 76,80 kg. kg. Ft = 76,80 (kg) x tan 20o = 27,95 kg
Maka beban radial total diperoleh dengan persamaan: Fr
=
M2
=
1, 052
=
+
F t 2 +
27, 952
27,96kg
56
Beban ekivalen diperoleh dengan persamaan: P = X ⋅ Fr + Y ⋅ Fa dimana dimana tidak ada gaya aksial yang bekerja bekerja pada pada bantala bantalan n sehingg sehinggaa Fa = 0. Maka diperoleh: P = 0, 6 × 27, 96 + 0, 5 × 0 = 16,77 kg
Besar basi basicc stati staticc load load rati rating ng adalah adalah sebandi sebanding ng dengan dengan beban beban ekivale ekivalen, n, sehingga diperoleh: C0
=
P
= 16,77
kg
Besar basic Besar basic dynamic load rating dapat rating dapat diperoleh sebagai berikut: C = 16, 77 77 × ( 5000 ) =
1
3
286,76 kg
Jadi dari perhitungan di atas diperoleh data sebagai berikut: Diameter lubang = diameter poros
: d = 14 mm
Basic static load rating
: C0 ≥ 16,77 kg
Dynamic load rating
: C ≥ 286,76 kg
Dari tabel 6.2. dipilih bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal jenis terbuka dengan nomor bantalan 6002 yang mempunyai karakteristik sebagai berikut: Diameter luar
: D = 32 mm
Diameter lubang
: d = 14 mm
Lebar
: b = 9 mm
Basic static static load load rating
: C0 = 263 kg
Basic dynamic dynamic load load rating
: C = 440 440 kg
6.3. Perenca Perencanaa naan n Bantalan Bantalan pada Poros Poros Output Output
57
Bantalan yang digunakan untuk mendukung poros output dipilih bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal sebanyak dua buah yang diletakkan pada kedua ujung poros output (dapat dilihat pada assembly roda gigi) Pada poros output ini terdapat beban berupa massa dari roda gigi output. Beban massa roda gigi output dapat dihitung sebagai berikut: M o
π
=
( 53
2
−
4 = 0,15 kg
17
2
) 10
⋅
7,65 ⋅ 10
−
6
Beban Beban akibat akibat gaya gaya tange tangensi nsial al pada pada poro poross output output ini sama sama denga dengan n gaya gaya tangensial pada roda gigi perantara output yang diperoleh pada Bab IV yaitu sebesar 78,80 kg. Ft = 76,80 (kg) x tan 20o = 27,95 kg Maka beban radial total diperoleh dengan persamaan: Fr
2
=
M
=
0,152
=
+
2
F t +
27, 952
27,95 kg
Beban ekivalen diperoleh dengan persamaan: P = X ⋅ Fr + Y ⋅ Fa dimana dimana tidak ada gaya aksial yang bekerja bekerja pada pada bantala bantalan n sehingg sehinggaa Fa = 0. Maka diperoleh: P = 0, 6 × 27, 95 + 0, 5 × 0 = 16,77
kg
Besar basi basicc stati staticc load load rati rating ng adalah adalah sebandi sebanding ng dengan dengan beban beban ekivale ekivalen, n, sehingga diperoleh: C0
=
P
= 16,77
kg
Besar basic Besar basic dynamic load rating dapat rating dapat diperoleh sebagai berikut:
58
C = 16, 77 77 × ( 5000 ) =
1
3
286,76 kg
Jadi dari perhitungan di atas diperoleh data sebagai berikut: Diameter lubang = diameter poros
: d = 14 mm
Basic static load rating
: C0 ≥ 16,77 kg
Dynamic load rating
: C ≥ 286,76 kg
Dari tabel 6.2. dipilih bantalan bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal dengan nomor bantalan 6303 yang mempunyai karakteristik sebagai berikut: Diameter luar
: D = 35 mm
Diameter lubang
: d = 14 mm
Lebar
: b = 10 mm
Basic static static load load rating
: C0 = 296 kg
Basic dynamic dynamic load load rating
: C = 470 470 kg
BAB VII KESIMPULAN
Adapun kesimpulan yang diperoleh dari perancangan roda gigi mesin bubut Harrison M300 ini adalah: 1. Daya Putaran
: N = 4,5 kW : ni = 1600 rpm
2. POROS
59
Bahan poros input pinion
: Baja khrom nikel SNC 2
Diameter poros input Bahan poros perantara
: dp = 14 mm : Baja khrom nikel SNC 2
Diameter poros perantara Bahan poros output
: dp = 16 mm : Baja khrom nikel SNC 3
Diameter poros output
: dp = 17 mm
3. RODA GIGI
Perbandingan reduksi ditetapkan sebesar 1,5 sehingga putaran poros perantara 1000 rpm. Modul
: m =
1,5 mm
Tinggi kepala gigi (Adendum)
: hk =
1,5 mm
Tinggi kaki gigi (Dedendum)
: hf =
1,87 mm
Tinggi gigi
: h
3, 3,37 mm
Kelonggaran puncak
: Ck =
Tebal gigi
: t
Bahan roda gigi
: Ba B aja khrom nikel SNC 2
=
0,375 mm
= 2,35 mm
a. Roda Roda Gigi Input Input dan Peran Perantara tara Input Input
Jumlah gigi roda gigi input Jumlah gigi roda gigi perantara input
: zi = : z pi =
43 64
Jarak antara poros input dan perantara Lebar sisi roda gigi
: a : b
Diameter jarak bagi roda gigi input Diame iamete terr jara jarak k bagi bagi rod rodaa gigi gigi per peran anta tara ra inp input ut
: Di = : D pi =
Diameter lingkar kepala roda gigi input Diameter Diameter lingkar kepala roda gigi perantara perantara
: Doi = 67,5 mm : Do pi= 99 mm
Diameter lingkar dasar roda gigi input Diam iameter lin ling gkar da dasar rod rodaa gig gigii pe peranta ntara
: Dii = 60,6 mm : Di pi pi= 90,2 mm
= 80 mm = 18 mm 64 mm 96 mm
b. Roda Gigi Output Output dan dan Perantara Perantara Output Output
Jumlah gigi roda gigi output
: zo =
36
Jumlah gigi roda gigi perantara output
: z po =
56
60
Jarak antara poros output dan perantara Lebar sisi roda gigi Diameter jarak bagi roda gigi output Diameter jarak bagi roda gigi perantara
: a : b
= 70 mm = 14 mm
: Do = : D po =
53 mm 84 mm
Diameter li lingkar kepala ro roda gigi ou output Diame iamete terr lin lingk gkar ar kepa kepala la roda roda gigi gigi pera perant ntar araa
: Doo= 57 mm : Do po= 87 mm
Diameter lingkar dasar roda gigi output
: Dio =
Diameter Diameter lingkar dasar roda gigi perantara perantara
: Di po po= 78,93 mm
50,7 mm
4. SPLINE SPLINE DAN NAAF NAAF PADA PADA POROS POROS INPU INPUT T
Jumlah spline / naaf
: i = 10 buah
Diameter dalam
: d = 14 mm
Diameter luar
: D = 16 mm
Tinggi
: h = 0,72 mm
Lebar spline
: ws = 2,5 mm
Lebar naaf
: wn = 2,5 mm
Panjang
: L = 20,68 mm
Jari-jari rata-rata sp spline /naaf
: r m= 7,5 mm
Bahan
: Ba Baja khrom nikel SNC 2
5. SPLINE SPLINE DAN DAN NAAF NAAF PADA PADA PORO POROS S OUTPU OUTPUT T
Jumlah spline / naaf
: i = 10 buah
Diameter dalam Diameter luar
: d = 17 mm : D = 19 mm
Tinggi Lebar spline
: h = 0,856 mm : ws = 3 mm
Lebar naaf Jari-jari ra rata-rata sp spline /n /naaf
: wn = 3 mm : rm =9 =9 mm mm
Panjang Bahan spline
: L = 23,73 mm : Baja khrom nikel SNC 3
Bahan naaf
: Baja khrom nikel SNC 2
6. BANT BANTAL ALAN AN PAD PADA A POR POROS OS INP INPUT UT
Nomor bantalan bantalan
: 6001 6001
61
Diameter luar Diameter lubang
: D = 28 mm : d = 14 mm
Lebar bantalan Basic static static load load rating
: b = 8 mm : C0 = 229 kg
Basic dynamic dynamic load load rating rating
: C = 40 400 kg kg
7. BANTAL BANTALAN AN PADA PADA POROS POROS PERANT PERANTARA ARA
Nomor bantalan bantalan
: 6002 6002
Diameter luar
: D = 32 mm
Diameter lubang
: d = 14 mm
Lebar bantalan
: b = 9 mm
Basic static static load load rating
: C0 = 263 kg
Basic dynamic dynamic load load rating rating
: C = 440 440 kg
8. BANT BANTAL ALAN AN PADA PADA POR POROS OS OUT OUTPU PUT T
Nomor bantalan bantalan
: 6003 6003
Diameter luar
: D = 35 mm
Diameter lubang
: d = 14 mm
Lebar bantalan Basic static static load load rating
: b = 10 mm : C0 = 296 kg
Basic dynamic dynamic load load rating rating
: C = 470 470 kg
DAFTAR PUSTAKA 1. Ferdina Ferdinand nd P. Beer Beer dan E. E. Russel Russelll Johnsto Johnston, n, Jr., Jr., Mekanika Mekanika untuk Insinyur: Statika, Edisi Keempat . Erlangga: Jakarta, 1996. 2. Heinz einz Heisl eisler er,,Vehicle and Engin Tehnology,Volume I , Edward Arnold (Publisher) Ltd : London, 1985. 3. Jose Joseph ph E. Shig Shigle ley, y, Larr Larry y D. Mitc Mitche hell ll,, dan dan Gand Gandhi hi Hara Haraha hap p (pen (pener erje jema mah) h),, Perencanaan Perencanaan Teknik Mesin, Edisi Keempat, Keempat, Jilid Jilid 1. 1. Erlangga: Jakarta, 1991.
62
4. Jose Joseph ph E. Shig Shigle ley, y, Larr Larry y D. Mitc Mitche hell ll,, dan dan Gand Gandhi hi Hara Haraha hap p (pen (pener erje jema mah) h),, Perencanaan Perencanaan Teknik Mesin, Edisi Keempat, Keempat, Jilid Jilid 2. 2. Erlangga: Jakarta, 1991. 5. Josep oseph h
E.Sh E.Shig igle ley, y,
Charl harles es
R.Mis .Misch chke ke,,
Richa ichard rd
G.Bu G.Budy dyna nass, Mechanical Mechanical
Engineering Engineering Design, Design, Seventh Seventh Edition Edition,, Mc-Graw Hill;New York, 2003. 6. M.F.S .F.Sp potts, Design Design of Machine Elemens Elemens Fifth , Fifth Edition Edition. Prentice Hall:engle wood cliffs.N.J, 1978 7
Sulars Sularso o dan Kiyok Kiyokats atsu u Suga, Suga, Dasar Perencanaan Perencanaan dan Pemilihan Pemilihan Elemen Mesin. Mesin. Pradnya Paramitha: Jakarta, 1994.
63
