Conto Perhitungan Screw [PDF]

Citation preview

BAB II PERENCANAAN DAYA 4



BAB II PERHITUNGAN 2.1



PERENCANAAN DAYA



2.1.1



Pengujian Kelapa



Pengujian dilakukan dengan alat parut manual Data Kelapa: 



Jenis



: Kelapa Dalam







Berat total



: 1,825 gram







Berat sabut



: 634 gram







Tempurung



: 250 gram







Daging kelapa



: 538 gram







Dimensi Kelapa



: Panjang (p) = 60 mm, lebar (l) = 50 mm



p



l



Data hasil pengujian: No



Massa kelapa (kg) 0,005 0,005 0,005



1 2 3



Luasan (m2) 3 .10-5 3 .10-5 3 .10-5



Waktu (detik) 166 155 158



Volume (m3) 3,1 10-5 3,2 10-5 3,1 10-5



Debit (m3/det) 1,93 .10-7 2,06 .10-7 1,96 .10-7



Kecepatam (m/det) 6,4 .10-3 6,8 .10-3 6,5 .10-3



Diperoleh masa jenis kelapa () = 159 kg/m3 Asumsi: tenaga wanita sebesar 0,03 hp dan yang digunakan hanya 1 % saja Maka gaya yang diberikan sebesar: F







 



1%.  0,03 hp P   7,56 lbf  33,9 N v 6,566.10 7 F 33,9 N   1,13 N / mm 2 A 50mm .  60mm



dimana: F = gaya geser kelapa P = daya yang digunakan



v = kecepatan rata-rata



 = tegangan geser kelapa A = luas kelapa yang di parut



BAB II PERENCANAAN DAYA 5



2.1.2



Penentuan Daya Motor



Data-data peralatan: Dimensi parut: 



Diameter (D)



: 140 mm







Panjang (L)



: 400 mm







Jarak antara mata pisau (x)



:







Keliling



: 440 mm







Jumlah gigi dalam baris (zb)



:



k 400mm   57 x 7mm







Jumlah gigi dakan kolom (zk)



:



L 440mm   63 x 7 mm







Jumlah gigi total (zt)



: 57  63 = 3591 gigi



7 mm



Dimensi pisau pemarut: 



Tinggi (t)



: 2 mm







Lebar (b)



: 1 mm







Luas satu pisau pemarut (At)



: 1 mm2



t



b



 ): 800 kg/jam Kapasitas perencanaan ( m  ): Laju volume perencanaan ( Q p  Q p



=



 m 800 kg m 3   5,1 m 3 jam  159 jam kg



Volume yang dipindahkan gigi per putaran (Q): Q



= Zt  At  W = 3591  1 mm2  11 mm = 39501 mm3/putaran



 ): Laju volume perhitungan ( Q h  = Q Q h = 39501 mm3/put  1 m3/109mm3   = 3,95 10-5  m3/put



Putaran yang didapat:   = Q Q p h sehingga



 



5,1 3,95.10 5



m3 put jam  3   36 rps jam m 3600 det



BAB II PERENCANAAN DAYA 6 n 



  60 36  60   345 rpm 2 6,28



Kecepatan potong parut: Vp    R



 36 rps  7 0.10 3 m  2,52 m det



Gaya yang diberikan pemarut: Diasumsikan luasan yang terkena kelapa ada 3 baris sehingga luasan kontaknya (A) adalah 189 mm2, maka gaya yang diberikan oleh pemarut: Fp    A



N



lbf



2 = 1,13 mm 2  189 mm  213,57 N  4,448 N  48,02 lbf



Torsi pada pemarut: T  Fp  R  48,02 lbf  70.10 3 m  39,37 in m  132 in . lbf



Daya pemarut: Pp 



2.1.3



T  n 132 lbf .in  345  63000 63000



rpm



 0,723 hp 



Penentuan Daya Screw Conveyor



Gambar 2.1 Screw conveyor



Perhitungan Diameter Screw (D):     60 .  .D . S . n . . ρ . c p  Q m p 4 2



dimana:  Q p



= laju aliran volume  p = laju aliran massa ampas + air = 900 kg/jam m  = berat jenis (bulk weight) dari kelapa = 159 kg/m3 S



= screw pitch (m), umumnya digunakan = 0,8D



746 w  539,4 Watt hp



BAB II PERENCANAAN DAYA 7



D



= diameter screw







= efisiensi beban dari luasan screw = 0,125 (tabel)



c



= faktor yang dipengaruhi oleh sudut kemiringan konveyor = 1



n



= putaran screw conveyor = 34,5 rpm



Tabel  :







Type material



0,125



Material abrasif, bergerak lambat



0,25



Material semi abrasif, bergerak lambat



0,32



Materialsemi abrasif,bergerak bebas



0,4



Material non abrasif, bergerak bebas



Tabel c: 1 C



0 1



5 0,9



10 0,8



15 0,7



20 0,65



maka diameter screw adalah: D3 



 4 m 60    0,8  n      c



D3 



4  900 kg/jam  5,8056.10  4 m 3 60    0,8  34,5 put/s  0,125  159 kg/m 3  1



maka D = 0,0834 m = 8,34 cm  9 cm dan S = 0,8 D = 0,8 x 9 cm = 7,2 cm Daya yang dibutuhkan (P):   L  ωo m P  367  dimana: m



= laju aliran massa (ton/jam)



L = panjang screw conveyor = 0,2 m



o = faktor nilai rata-rata dari material o



2,5 4



Material Air dry brown coal, Nut coal, Rock salt Faundry sand, Sulphut, Cement, Ash, Lime grained, Moulding sand



o diambil nilai 2 karena kelapa lebih ringan Torsi (T):



BAB II PERENCANAAN DAYA 8



T 



102  P 102  1 waat 102    27,71 Nm n  3,46 2   60



Gaya maksimum sepanjang screw (Fsc): Fsc 



T r tan (   )



dimana: r = jari-jari screw = 0,45 m  = sudut helik = 30  = sudut gesek material = 40 27,71 Nm



maka Fsc  0,45  tan  30  40   49,84 N Kecepatan dari kelapa: Vk 



2.1.4



S n 7,2.10 2 m  30 rpm   0,036 m s 60 60



Penentuan Geometri Nozel



s



D



1



D



2



l



Ø L



Gambar 2.2 Skema penampang nozel



Dimensi nozel: D1 = 9 cm



L = 10 cm



D2 = 3 cm Direncanakan diameter lubang = 0,5 mm Sudut pada nozel (): tan  = maka



 D1  D2  L



2







 = 16,7



Luas = n  DL + (n + 1 )  l



 9  3 10



2



 0,3



BAB II PERENCANAAN DAYA 9



100 = 4  0,5 + (4 + 1)  l didapat: l =



10  2  1,6 5



dimana: n = jumlah lubang per baris l = jarak antar lubang DL = diameter lubang Panjang selimut nozel (s): s



3



3



= sin   sin 16,7   10,44 cm



Luas selimut (As):  2 As =  s   D1  D2   196,7cm 2



Direncanakan jumlah lubang adalah 16 lubang/cm2, maka total jumlah lubang: Ts = 16



lubang  196,7 cm 2  3136 lubang 2 cm



Daya total: Ptot 



Ppemarut



 pulley







Pscrew



 g1   g 2



0,723 hp  



746 w hp



0,96  666,2 watt







100 watt  561,83 watt  104,1 watt 0,98  0,98



Motor yang digunakan: Tipe



: TECO, Induction Motor Standar



Frame size no : D100L Daya



: 1 hp : 0,75 watt



Putaran



: 690 rpm



terima kasih ya Allah.



BAB II PERENCANAAN DAYA 10



2.2



PERENCANAAN BELT DAN PULLEY a



r



n1



n



Pulley I 690 rpm



2



 cr



Pulley 2 345 rpm



Data-data: 



Bahan belt



: Solid Woven Cotton







Jarak antar poros (c)



: 356 mm







Daya motor (P)



: 1 hp







Putaran motor (n)



: 690 rpm







Diameter pulley 2 (D2)



: 200 mm



Diameter poros 1: n1 D  (1   )  2 n2 D1  = koefisien rangkak (creep) belt (0,01 – 0,02), dipilih 0,02 D1 



n2 1     D2  345 1  0,02  200 mm  102 mm n1 690



Kecepatan keliling (Vp1):   D1  n1 60  1000   102 mm  690 rpm   3,68 m / s 60  1000



V p1 



BAB II PERENCANAAN DAYA 11



2.2.1



Penentuan Tipe Pulley



Menghitung Gaya keliling rata-rata (Frate): Frate 



102  P 102  0,75 kwatt   20,78 kg Vp 3,68 m / s



Karena adanya over load atau tarikan awal yang besar, secara umum diambil 50 % dari Frate nya.



Fmax  150 %  Frate  1,5  20,75 kg  31,17 kg Penampang belt dipilih berdasarkan tegangan yang timbul dan tegangan akibat beban mula. K    0



dimana:  = faktor tarikan, untuk V-belt besarnya = 0,7  = tegangan mula-mula, untuk V-belt = 12 kg/cm2 K = 2  0,7  12 kg/cm2 = 16,8 kg/cm2



maka



Dari tegangan yang timbul karena beban tersebut, maka dapat dicari luasan penampang belt Z  A 



Fmax 31,17 kg   1,856 cm 2 2 K 16,8 kg / cm



Pemilihan luasan: dari Z x A = 1,856 cm2, dari tabel 3-5 tidak memenuhi standar yang ada / tidak pas, maka dipilih: Type : C



A =2,3 cm 2



Menghitung panjang pulley: 



Z=1



h=19mm



( D2  D1 ) 2 4a  (200  102) 2 mm 2  2  356 mm   (200  102) mm  2 4  356 mm



l  2  a 



 ( D3  D1 ) 



l = 1193,88 mm  1194 mm



BAB II PERENCANAAN DAYA 12



Panjang tersebut ada pada standar belt pada table ….sehingga panjang ini yang dipakai. Variasi jarak poros bertujuan untuk mengatur ketegangan dan kekenduran belt. a min  a  2  h  356 mm  2 19 mm  338 mm a max  1,05  a  1,05  356 mm  373,8 mm



2.2.2 



Tegangan Yang Terjadi Pada Belt



Tegangan akibat sentripetal (  v ) v 



  (V p ) 2 10  g



  beratjenis  0,75  1,05kg / dm 3 g  gravitasi  9,81m / s 2



v  



1,05 kg / dm 3  (3,68 m / s ) 2  0,145 kg / cm 2 10  9,8 m / s 2



Tegangan bending (  b )  b  Eb 



h Dmin



E b  modulus elastisitas belt  300  600kg / cm 2 , tabel 3  4, hal 162 D1  diameter pulley penggerak  102mm



 b  350 kg / cm 2  



Tegangan karena daya (K) K 







19 mm  65,2 kg / cm 2 102 mm



Fmax 31,17 kg   13,56 kg / cm 2 2 A  Z 2,3cm  1



tegangan maxsimun (  max )  max   0  K / 2   v   b 13,56    12  2 



2.2.3 H







 0,145  65,2 



kg / cm 2  84,2 kg / cm 2



Penentuan Umur Belt (H)   fat N base    3600  U  X   max



m



  



diketahui: Nbase = 107



fat



= 90 kg/cm2 untuk V-belt



m = 8 untuk V-belt X = 2 untuk pulley yang bergerak



BAB II PERENCANAAN DAYA 13 U







Vp L







3,68 m/s  3,082 rps 1,944 m



maka: 



H



2.2.4



 90 kg / cn 2 10 7   3600  3,082  2  84,2 kg / cm







  7661,5 jam kerja 



Dimensi-Dimensi Pulley



Data-data pulley table 3-5 type C untuk V-belt   34  40



  21



C =6



t  26



S = 17



Diameter pulley: Dout, 1 = D1 + 2 .C



= 102 + 2  6



= 114 mm



Dout, 2 = D2 + 2 .C



= 200 + 2  6



= 212 mm



Din, 1 = Dout, 1 – 2 .  = 200 + 2  21 = 72 mm Din, 2 = Dout, 2 + 2 .  = 200 + 2  21 = 170 mm Lebar pulley (B): lebar pulley penggerak = lebar pulley yang digerakkan maka: B1 = B2 = (Z – 1) t + 2 .S = (1 – 1) 26 + 2 x 17 = 34 mm Sudut kontak  (table 3-7): ( D2  D1 )  60 a ( 200  102)  180   60  163,5 356



  180 



2.2.5 



Gaya Yang Bekerja Pada Poros



FR 



31,17 kg 163,5  sin  44,08 kg 0,7 2 F 31,17 kg  rate   22,3 kg 2 2  0,7



FR  



Fo



Frate    sin  2 Fo  sin  2 2



BAB II PERENCANAAN DAYA 14



Frate 31,17 kg  22,3 kg   37,785 kg 2 2 F 31,17 kg  Fo  rate  22,3 kg   6,615 kg 2 2







F1  Fo 







F2



2.2.6



Berat Pulley 1 Dan 2



Spesifikasi: Bahan



= Forged Carbon Stell



Berat jenis = 7845,4 Kg/m3     Do  b      h  4      v    114 .10 3  34.10 3     13,5.10 3  2,3.10 3  4 



Volume total (v): v  







m3 v = 3,37 10-2 m3 maka: Berat pulley I =   v  g = 7845,4 kg/m3  3,37.10-2 m3  9,81 m/s2 = 44 kgf Dengan cara yang sama didapat: Berat pulley II= 91,527 kgf 2.3



PERENCANAAN RODAGIGI gear 5 poros 4 gear 3 poros 3 pinion 4



poros 1 pinion 1 Gambar 2.3 Skematis reduser



Pertimbangan pemakaian roda gigi lurus: 



Kedua poros pararel







Bekerja pada putaran rendah







BAB II PERENCANAAN DAYA 15



2.3.1



Perencanaan Pinion 1 Dan Gear 3



Spesifikasi data: 



Daya motor (P)



: 1 hp







Putaran poros 1 (np1)



: 690 rpm







Perbandingan kecepatan (rv)



: 1/5







Diameter pinion (Dp1)



: 2,5 inch



diketahui: rv  maka:



d p1



n3  n1 d g3



n3  n1  rv  690 rpm  d g 3  d p1 



1  115 rpm 5



1  2,5 inch  5  12,5 inch rv 3



Jarak center (C): C 



d p1  d g 3 2







Kecepatan keliling (Vp):   n p1  d p1 Vp 



Torsi (T): T 



12



2,5 in  12,5 in  7,5 inch 2 



  2,5 in  690 rpm  451,4 ft menit 12



63000  1 hp 63000  hp   91,3 lb.in n 690 rpm



Gaya tangensial (Ft): Ft 



2  91,3 lb.in 2T   73,04 lb d p1 2,5 in



Gaya dinamis (Fd): Gaya dinamis ditentukan berdasarkan kecepatan kelilingnya, yaitu untuk 0



 Vp  2000 ft /menit maka gaya dinamisnya Fd 



(600  V p ) 600



F 



(600  451,4)  73,04 lb  127,99 lb 600



Tebal roda gigi (b): Ditentukan berdasarkan beban keausan Buckingham: Fw  d p  b  Q  k



BAB II PERENCANAAN DAYA 16 Q 



2d g 3 d p1  d g 3







2  12,5  1,67  2,5  12,5



k = wear load factor, dicari dari sudut tekan ( = 20FD) dan data material. Pinion dan gear digunakan dari bahan yang sama, yaitu: SAE 1020 Case hardened & WQT (tabel 10-31) dengan data-data sebagai berikut: 



So = 18000 Psi







Kekerasan bahan = 150 BHN



Dari tabel 10-11 didapat wear load factor (k) = 45,08 (interpolasi) Gaya dinamis Fd = Fw Sehingga b 



tebal



Fd 127,99 lb   0,68 in dp Q k 2,5 in  1,67  45,08 lb / in 2



Diametral Pitch (P): 9 13 b , didapat nilai P yaitu 16 P P



Jumlah gigi (N): Nt p1  d p1  P  2,5  16







40 buah gigi



Nt g 3  d 93  P  12,5  16  200 buah gigi



2.3.2



Pengecekan Rodagigi 1 dan 3 Dengan Metode Lewis



Fb  S  b 



Y P



dimana: S = So = tegangan ijin tarik = 18000 Psi Y = faktor Lewis (tabel 10-2) untuk Np1 = 40 buah gigi



maka Y = 0,389



untuk Ng3 = 200 buah gigi maka Y = 0,463 0,389  297,585 lb 16 0,463  18000 Psi  0,68 in   354,195 lb 16



maka: Fb , pinion  18000 Psi  0,68 in  Fb , gear



Fb > Fd, maka perencanan roda gigi aman



Gigi:



BAB II PERENCANAAN DAYA 17



2.3.3



Pengecekan Rodagigi 1 dan 3 Dengan Metode AGMA



S ad 



S at  K l KT  K r



dimana: Sad = tegangan ijin maksimum Sat = tegangan ijin dari bahan = 28200 Psi Diperoleh dari tabel 10-7 dengan kekerasan 156 BHN KL = faktor umur = 1,1 Diperoleh dari tabel 10-8 dengan harapan roda gigi dapat dipakai lebih dari 106 cycle KR = faktor keamanan = 3.0 Diperoleh dari tabel 10-10 dengan kondisi desain normal maka: S ad 



28200 Psi  1,1  23323,3 Psi 1  1,3



Tegangan pada akar gigi: t 



Ft  K 0  P  K S  K m Kv  b  J



dimana: Ft = gaya tangensial = 73,04 lb. Ko = koreksi beban lebih = 1,25 Diperoleh dari tabel 10-4 dengan kondisi light shock dan beban merata Ks = faktor koreksi ukuran = 1 untuk spur gear Km = koreksi distribusi beban = 1,3 Diperoleh dari tabel 10-5 dengan kondisi face width (b) dibawah 2 m Kv = faktor dinamis = 0,9 Diperoleh dari gambar 10-21 diambil kurva 3 untuk spur gear yang dibuat dengan mesin hobbing atau saper J



= faktor bentuk/geometri = 0,43 Dengan kondisi Ntp1 = 40 dan Ntg3 = 200



BAB II PERENCANAAN DAYA 18



maka:  t 



73,04  1,25  16  1  1,3  7.216,29 Psi 0,9  0,68  0,43



Sad > t, maka perencanaan gear aman dari kerusakan. 2.3.4



Pengecekan Keausan Rodagigi 1 dan 3 Dengan Metode AGMA



 c  Cp 



Ft  C o  C s  C m  C f Cv  d  b  I



dimana: Co = faktor beban lebih = Ko = 1,25 Cp = koefisien yang tergantung dari sifat elastis bahan, yaitu Steel = 2300 dari tabel 10-23 Cv = faktor dinamis = 1 Digunakan kurva 1 untuk beban dinamis yang kecil Cs = faktor ukuran = 1,25 Karena AGMA menyarankan untuk harga > 1 dan penurunan fatique dan bertambahnya ukuran roda gigi Cm = faktor distribusi beban = 4,8 I



= faktor geometri = 0,135 (gambar 10-32) merupakan fungsi dari sudut kontak () dan gear ratio (rv)



Cf = faktor kondisi permukaan = 1,25 untuk kondisi pengerjaan tidak terlalu baik dan kemungkinan ada tegangan sisa. maka:  c  2300 



73,04  1,25  1, 25  4,8  1,25  26.008,4 Psi 1  2,5  0,68  0,315



Kondisi yang harus dipenuhi untuk evaluasi:  CL  CH   c  S ac   CT  CR 



dimana: Sac = tegangan kontak yang di jinkan = 95000 Psi ( tabel 10-14 ) CL = faktor umur = 1 kondisi umur yang diharapkan 106 (figure 10-33) CH = faktor perbandingan kekerasan = 1 karena bahan materialnya sama (figure 10-34)



BAB II PERENCANAAN DAYA 19



CT = faktor temperatur = 1 karena bekerja pada temperatur 250F CR = faktor keamanan = 1,25 Dengan kondisi high reliability (tabel 10-10) 11 







maka:  c  95000    1  1,25   c  76000



 26008,4  76000



Dengan kondisi tersebut maka perencanaan roda gigi aman dari keausan 2.3.5



Perencanaan Rodagigi 4 dan 5



Spesifikasi data: 



putaran poros 3 ng3 = np4



: 115 rpm







perbandingan kecepatan (rv)



: 1/4







diameter pinion (Dp4)



: 2,5 inch



ng 5



rv 



diketahui:



n p4







d g5  d p4 



d p4 d g5



1  2,5 inch  4  10 inch rv



Jarak center (C): C 



d p4  d g 5 2







2,5 in  10 in  6,25 inch 2



Kecepatan keliling (Vp): Vp 



  n p4  d p4   2,5 in  115 rpm   75,3 ft menit 12 12



Torsi pada poros tiga: T3  Ft 2 



d g3 2



 73,04 lb 



12,5 in  456,5 lb.in 2



Gaya tangensial (Ft): Ft 



2T3 2  456,5 lb.in   365,2 lb d p4 2,5 in



BAB II PERENCANAAN DAYA 20



Gaya dinamis (Fd): Gaya dinamis ditentukan berdasarkan kecepatan kelilingnya, yaitu untuk 0



 Vp  2000 ft /menit maka gaya dinamisnya Fd 



(600  V p ) 600



F 



(600  75,3)  365,2 lb  411,03 lb 600



Tebal roda gigi (b): Ditentukan berdasarkan beban keausan Buckingham: Fw  d p  b  Q  k



Q 



2d g 5 d p4  d g 5







2  10



 2,5  10



 1,6



k = wear load factor, dicari dari sudut tekan ( = 20FD) dan data material. Pinion dan gear digunakan dari bahan yang sama, yaitu: SAE 2320 Case hardened & WQT (tabel 10-31) dengan data-data sebagai berikut: 



So = 50000 Psi







Kekerasan bahan = 225 BHN



Dari tabel 10-11 didapat wear load factor (k) = 103 (interpolasi) Gaya dinamis Fd = Fw Sehingga tebal Gigi: b 



Fd 411,03 lb   0,997 in dp Q k 2,5 in  1,6  103 lb / in 2



Diamitral Pitch (P): 9 13 b , didapat nilai P yaitu 10 P P



Jumlah gigi (N): Nt p1  d p 4  P  2,5  10







Nt g 3  d 95  P  10  10



 100 buah gigi



25 buah gigi



BAB II PERENCANAAN DAYA 21



Keterangan: P = diametral pitch p = circular pitch d = diameter of pitch circle Nt = jumlah gigi C = jarak antara 2 gigi (poros) rv = velocity ratio Gambar 2.4 Dimensi roda gigi



2.3.6



Pengecekan Rodagigi 4 dan 5 Dengan Metode Lewis



Fb  S  b 



Y P



dimana: S = So = tegangan ijin tarik = 50000 Psi Y = faktor Lewis (tabel 10-2) untuk Np1 = 25 buah gigi



maka Y = 0,34



untuk Ng3 = 100 buah gigi maka Y = 0,446 0,34  1694,9 lb 10 0,446  50000 Psi  0,997 in   2223,3 lb 10



maka: Fb , pinion  50000 Psi  0,997 in  Fb , gear



Fb > Fd, maka perencanan roda gigi aman



BAB II PERENCANAAN DAYA 22



2.3.7



Pengecekan Rodagigi 4 dan 5 Dengan Metode AGMA



S ad 



S at  K l KT  K r



dimana: Sad = tegangan ijin maksimum Sat = tegangan ijin dari bahan = 38250 Psi Diperoleh dari tabel 10-7 dengan kekerasan 225 BHN KL = faktor umur = 1,1 Diperoleh dari tabel 10-8 dengan harapan roda gigi dapat dipakai lebih dari 106 cycle KR = faktor keamanan = 3.0 Diperoleh dari tabel 10-10 dengan kondisi desain normal maka: S ad 



38250 Psi  1,1  31635,4 Psi 1  1,3



Tegangan pada akar gigi: t 



Ft 4  K 0  P  K S  K m Kv  b  J



Ft4 = gaya tangensial = 365,2 lb. Ko = koreksi beban lebih = 1,25 Diperoleh dari tabel 10-4 dengan kondisi light shock dan beban merata Ks = faktor koreksi ukuran = 1 untuk spur gear Km = koreksi distribusi beban = 1,3 Diperoleh dari tabel 10-5 dengan kondisi face width (b) dibawah 2 m Kv = faktor dinamis = 0,9 Diperoleh dari gambar 10-21 diambil kurva 3 untuk spur gear yang dibuat dengan mesin hobbing atau saper J



= faktor bentuk / geometri = 0,36 Dengan kondisi Ntp4 = 25 dan Ntg5 = 100



maka:  t 



365,2  1,25  10  1  1,3  17395,02 Psi 0,9  0,997  0,38



BAB II PERENCANAAN DAYA 23



Sad > t, maka perencanaan gear aman dari kerusakan. 2.3.8



Pengecekan keausan Rodagigi 4 dan 5 dengan metode AGMA



 c  Cp 



Ft  C o  C s  C m  C f Cv  d  b  I



Co = faktor beban lebih = Ko = 1,25 Cp = koefisien yang tergantung dari sifat elastis bahan, yaitu Steel = 2300 dari tabel 10-23 Cv = faktor dinamis = 1 Digunakan kurva 1 untuk beban dinamis yang kecil Cs = faktor ukuran = 1,25 Karena AGMA menyarankan untuk harga > 1 dan penurunan fatique dan bertambahnya ukuran roda gigi Cm = faktor distribusi beban = 1,15 I



= faktor geometri = 0,11 (gambar 10-32) merupakan fungsi dari sudut kontak () dan gear ratio (rv)



Cf = faktor kondisi permukaan = 1,25 untuk kondisi pengerjaan tidak terlalu baik dan kemungkinan ada tegangan sisa. maka:  c  2300 



365,2  1,25  1,25  3  1,25  203191,2 Psi 1  2,5  0,997  0,11



Kondisi yang harus dipenuhi untuk evaluasi:  CL  CH   c  S ac   CT  CR 



dimana: Sac = tegangan kontak yang di jinkan = 110000 Psi ( tabel 10-14 ) CL = faktor umur = 1 kondisi umur yang diharapkan 106 (figure 10-33) CH = faktor perbandingan kekerasan = 1 karena bahan materialnya sama (figure 10-34) CT = faktor temperatur = 1



BAB II PERENCANAAN DAYA 24



karena bekerja pada temperatur 250F CR = faktor keamanan = 1,25 Dengan kondisi high reliability (tabel 10-10) 1 1    1  1,25  



maka:  c  110000   c  880000



 203191,2  880000



Dengan kondisi tersebut maka perencanaan roda gigi aman dari keausan 2.3.9



Berat Rodagigi







Bahan



: SAE 1020 case hardened & WQT (carbon steel)







Masa jenis ()



: 0,283 Lb/ in3







Diameter pitch (d1) : 2,5 inch







Lebar (b)



: 0,68 inch







Volume (v)



: /4  d1  b =  / 4  2,5 in  0,68 in = 3,33625 in3



Maka: w p1    v  g kg



= 0,283 lb/in3  3,33625 in3  9,81 m/s2  2,2046 Lb  4,2 kgf Dengan cara yang sama akan diperoleh: 



Berat gear 3







Berat pinion 4 = 21,8 kgf







Berat gear 5



2.4



= 104,86 kgf = 98,5 kgf



PERENCANAAN POROS



BAB II PERENCANAAN DAYA 25



2.4.1



Perencanaan Poros 1 F



F



t



n



D



F



C



R



w



B



p1



30° 85,9mm



A



W



Pinion 1



40,5 mm



p1



54,5mm



Pulley 1 Gambar 2.5 Skematik komponen untuk poros 1



Free body diagram: F



AH



F



F



AV



A



tH



B 54,5m m



W



pV



D



C 40,m m



F



F BV



85,9m m BH



W



p



F



nv



F



F DV



DH



Dari perhitungan V-belt dan roda gigi diperoleh harga-harga: Fr = gaya tangensial pada v belt FAH = gaya tangensial pada v belt pada bidang horizontal FR  sin 30 = 44 N  sin 30 = 22 N FAV = gaya tangensial pada v belt pada bidang vertikal FR  cos 30 = 44 N  cos 30 = 38,105 N Wp = gaya berat pada pulley 1 = 25,872 N Fn = gaya radial/normal pada roda gigi pada bidang vertikal = 325  tgn 20 = 118,29 N FT = gaya tangensial pinion = 325 N Pada Bidang Horizontal: Reaksi tumpuan pada titik B dan D



BAB II PERENCANAAN DAYA 26



MB = 0 FAH  54,5 mm + FT  40,5 mm - FDH  126,4 mm = 0 FDH =



325 N  40,5 mm  22 N  54,5 mm  113,6 N 126,4 mm



F = 0 FBH = FT – FDH – FAH = (325 – 113,6 - 22) N = 189,4 N Momen Bending: F



AV



I



II



A



B



D



C



54,5m m



40,5m m



I



F



85,9m m



W



II



BV



p



F



F



nv



M1-1 = FAH  X1



DV



0 < X1 < 5,45 cm



= 22 N  5,45 cm = 119,9 N.cm M2-2 = FAH  X2 + FBH (X2 – AB)



5,45 cm < X2 < 9,5 cm



= 22 N  9,5 cm + 189,4 N (9,5 – 2,8) cm = 976,07 N.cm 976,07



119,9 B



A 5,45cm



D



C 4,05cm



8,59cm



gambar 2.6 Bidang moment



Gaya Lintang: 211,4 22 B



A 5,45cm



C 4,05cm



8,59cm



133,6



gambar 2.7 Bidang lintang



BAB II PERENCANAAN DAYA 27



Pada Bidang Vertikal: Reaksi tumpuan pada titik B dan D  MB = 0 (FAV – Wp1)  54,5 mm + (Wpi + Fn)  40,5 mm – FDV  126,4 mm = 0 FDV =



(38,1  26) N  54,5 mm  ( 4,2  118,3) N  40,5 mm  44,3 N 126,4 mm



F



= 0



FBV



= Wpv + Wp1 + Fn – FAV -FDV = (26 + 4,2 + 118,3 – 38,1 - 44,3) N = 65,8 N



Momen Bending: M1-1 = (FAV – Wp)  X1



0 < X1 < 5,45 cm



= (38,1 – 26) N  5,45 cm = 65,95 N.cm M2-2 = (FAV – Wp)  X2 + FBV (X2 – AB)



5,45 cm < X2 < 9,5 cm



= (38,1 – 26) N  9,5 cm + 39,4 N (9,5 – 5,45) cm = 381 N.cm 381 65,95 B



A



D



C



5,45cm



4,05cm



8,59cm



Gambar 2.8 Bidang moment



Gaya Lintang: 77,9 12,1 B



A 5,45cm



8,59cm



44,3



Gambar 2.9 Bidang lintang



Menentukan Diameter Poros I: Momen bending terbesar di titik C



D



C 4,05cm



BAB II PERENCANAAN DAYA 28



MC



2



2



=



M CV  M CH =



=



1047,8 N.cm = 92,67 lbf.in



Torsi pada poros I



3812  976,07 2



= 91,3 lbf



Untuk menentukan diameter suatu poros dengan persamaan:  



  16 d    . 0 ,5Syp    N  



1 3



  



  



M



2







T 2  



  



dimana, N



= faktor keamanan



M = momen bending maksimal T



= torsi maksimal



Bahan poros diambil AISI C 1010 CDA dengan: syp = 48 ksi N



= 2,0 untuk kondisi high Reliability



sehingga,  



  16 D1     .  0 , 5  48.000    2.0  



1 3



 



 



 







92,67 2  91,3 2 



 



 



D1  0,326 in direncanakan diameter poros D1 : 1,1811 in = 30 mm Menentukan Diameter Poros pada Bantalan: Karena gaya pada bearing B lebih besar daripada di bearing D maka diambil titik di B untuk mendapatkan diameter bearing FB =



77,9  211,4 2



= 225,3 N = 50,65 lbf



Untuk menentukan diameter bearing digunakan persamaan: FB Ssyp   2 N D 4 Db 



FB  N  4    Ssyp



50,65  1,25  4   0,58  48000



Db  0,054 in Direncanakan diameter poros untuk bantalan Db = 0,7874 in = 20 mm



BAB II PERENCANAAN DAYA 29



2.4.2



Perencanaan Poros 2 C



B A



455mm



20° 54,5mm



F



R



Pulley 2 Gambar skematis komponen untuk poros II



Freebody diagram: F



AV



F



A



F



CV



CH



B 54,5cm



455cm



c W



p2



F



AH



F



BV



F



BH



Dari perhitungan V belt dan roda gigi diperoleh harga-harga: FR = gaya tangensial pada v belt



= 44 N



FAH = gaya tangensial pada v belt pada bidang horizontal FR sin 20 = 44 N  sin 20 = 15 N FAV = gaya tangensial pada v belt pada bidang vertikal FR cos 20 = 44 N  cos 20 = 41,5 N Wp = gaya berat pada pulley 1 = 91,5 N



C