BAB III PERENCANAAN DAN GAMBAR

Transkripsi

1 BAB III PERENCANAAN DAN GAMBAR 3.1 Diagram Alur Proses Perencanaan Proses perencanaan mesin modifikasi camshaft ditunjukkan pada diagram alur pada Gambar 3.1: Mulai Pengamatan dan pengumpulan data Perencanaan mekanikal Sketsa prototype Pemilihan material & komponen Perhitungan Gambar 3D & simulasi Tidak Kuat? FOS > 2 Ya Proses produksi & perakitan Pengujian sukses Pembuatan laporan gagal Perbaikan Selesai Gambar 3.1 Diagram Alur Perencanaan 27

2 Prinsip Kerja Gambar 3.2 Mesin Copy Camshaft Mesin copy camshaft adalah mesin dengan gerak utama berputar. Gaya putar ini disebabkan karena putaran dari motor listrik. Motor listrik dipasang pada kerangka dan dipasang puli kecil, kemudian dipasangkan dengan sabuk yang berhubungan dengan puli besar pada poros roda gerinda. Roda gerinda melakukan pemakanan pada camshaft yang berputar melalui putaran motor weapher. Motor weapher dipasangkan pada three handle alumunium dan dipasang puli kecil, kemudian dipasangkan sabuk yang berhubungan dengan chuck. Chuck terhubung dengan chuck yang lain melalui poros sehingga kedua chuck bisa berputar bersamaan mengikuti putaran motor weapher. Putaran motor weapher bekerja searah jarum jam sehingga kedua camshaft bisa berputar mengenai roda copy dan roda gerinda untuk melakukan pemakanan benda kerja. Komponen-komponen mesin copy camshaft terlihat seperti Gambar 3.2. Keterangan mesin copy camshaft : 1. Rangka (frame) 9. Cross vice 2. Motor listrik 1. Roda copy 3. V-belt 11. Dudukan roda copy 4. Pulley 12. Three handle alumunium 5. Sabuk chuck 13. Chuck 6. Houshing center camshaft 14. Motor weapher 7. Dudukan roda gerinda 15. Shaft 8. Roda gerinda 16. Bosch

3 29 Penempatan benda kerja dilakukan dengan cara mencekam benda kerja pada chuck spindle. Posisi benda kerja yang satu mengikuti posisi benda kerja yang lain. Untuk posisi benda kerja agar membantu presisi dilakukan center camshaft. Berikut ini bagian-bagian utama dari mesin copy camshaft yaitu motor listrik, motor weapher, roda gerinda, roda copy, pulley, poros transmisi, belt, shaft hollow, center camshaft, chuck, dudukan shaft, dudukan roda gerinda, dudukan roda copy, dudukan cross vice, rangka, three handle shaft. 3.3 Daya yang Dibutuhkan dalam Perencanaan Daya yang dibutuhkan untuk memutarkan roda gerinda dapat dihitung dengan menentukan torsi yang bekerja pada putaran roda gerinda dengan asumsi mampu menahan beban yang ada pada three handle camshaft. Data yang diambil dari spesifikasi roda gerinda yaitu massa roda gerinda (m) =,8 kg, jari- jari roda gerinda (r) =,75 m dan putaran yang dialami roda gerinda (n) = 1237 rpm. Diasumsikan roda gerinda menempuh putaran 1237 rpm dalam rad/s dengan waktu 1 detik (waktu kritis yang diambil dalam menentukan percepatan sudut roda gerinda) dan inersia roda gerinda (I = 1/2 m.r²). Dilihat dari spesifikasi yang ada dilakukan analisa perhitungan sebagai berikut: ( ) ( ) Sehingga daya yang dibutuhkan untuk memutarkan roda gerinda secara matematis dapat dihitung sebagai berikut: Berdasarkan hasil perhitungan, daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan roda gerinda adalah 37,6 watt. Maka daya motor listrik yang digunakan adalah 1/4 Hp (186,5 watt).

4 3 3.4 Perencanaan Puli dan Sabuk Berdasarkan tabel lampiran tentang sabuk, untuk daya sebesar 1/4 HP menggunakan sabuk-v tipe A yang terbuat dari bahan rubber. Diketahui untuk sabuk-v tipe A dari bahan rubber, daya yang mampu ditransmisikan sebesar,7-3,5 kw dan puli yang digunakan dari bahan alumunium dengan asumsi koefisien gesek (µ) =,34 terhadap sabuk rubber. Massa jenis sabuk ρ = 1,14 gr/cm³, tegangan ijin sabuk ( ) 2 N/mm² dan sudut kontak puli yang dipakai 2ß = 38. Diketahui spesifikasi transmisi pada motor dan putaran roda gerinda sebagai berikut: 1. Putaran motor ( ) = 145 rpm 2. Putaran roda gerinda yang diharapkan ( ) = 1237 rpm 3. Diameter puli penggerak ( ) = 64 mm 4. Panjang sumbu motor (x) = 22 mm Dari spesifikasi yang ada bisa dihasilkan analisa perhitungan sebagai berikut: 1. Diameter puli yang digerakkan Diameter puli yang digerakan di rencanakan bisa menghasilkan putaran pada roda gerinda ( ) = 1237 rpm untuk melakukan penggerindaan pada camshaft. Secara matematis dapat dihitung dengan persamaan 2.1: 2. Panjang sabuk yang digunakan Panjang sabuk yang akan digunakan menyesuaikan jarak antara poros motor dan poros roda gerinda (x) = 22 mm. Melalui persamaan 2.12 sebagai berikut:

5 31 = 26 inch (25,4 mm = 1 inchi) Jadi, sabuk yang dipakai adalah sabuk jenis V tipe A - 26 dengan inside length = 66 mm dan pitch length = Sudut kontak ( ) yang terjadi pada puli motor dan puli roda gerinda Sudut kontak puli secara matematis dihitung menggunakan persamaan 2.13 dan persamaan Dari perhitungan dapat digambarkan skematik perencanaan puli dan sabuk seperti Gambar 3.3. Gambar 3.3 Skematik Puli dan Sabuk. 4. Perbandingan tegangan sisi kencang (T 1 ) dan sisi kendor sabuk (T 2 ) Perbandingan tegangan sisi kencang dan sisi kendor sabuk secara matematis dapat dihitung dengan persamaan 2.15.

6 32 5. Luas penampang sabuk Gambar 3.4 Luas Penampang Sabuk Berdasarkan tabel yang tersedia luas penampang sabuk diketahui sudut alur (2ß) = 38 atau (ß) = 19 dengan lebar sabuk (b) = 13 mm dan tinggi sabuk (t) = 8 mm. Untuk mencari luasannya dapat diperoleh dengan menggunakan rumus trapesium sebagai berikut: x = t. tan 19 = 8.,344 = 2,75 mm a = b 2x = 13 mm 2. 2,75 mm = 7,5 mm A = 1/2 (a + b) t = 1/2 (7,5 mm + 13 mm).8 mm = 82 mm²

7 33 6. Massa per meter panjang sabuk Diketahui dari tabel yang tersedia asumsi massa jenis sabuk bahan rubber (ρ) = 114 kg/m³. Secara matematis bisa diperoleh menggunakan rumus: m/l = ρ. A = 114 kg/m³.(82. )m² =,93 kg/m 7. Kecepatan linear sabuk Kecepatan linear sabuk dapat diperoleh dengan persamaan 2.11 sehingga putaran pada motor dan gerinda bisa dijadikan sebagai acuan dalam menentukan kecepatan linear sabuk. Berikut ini perhitungan dilihat dari putaran poros motor: 8. Gaya tarik sentrifugal Gaya tarik sentrifugal jika tidak diabaikan dapat mempengaruhi kekencangan pada sabuk. Secara matematis dapat dihitung dengan rumus: Tc = m. v² =,93 kg/m. = 2,187 N 9. Gaya tarik maksimum Diketahui tegangan tarik ijin sabuk ( ) = 2 N/mm² sehingga secara matematis dapat dihitung dengan rumus: T =. A = 2 N/mm². 82 mm² = 164 N 1. Gaya tarik sisi kencang (T 1 ) dan sisi kendor (T 2 ) sabuk Gaya tarik sisi kencang dan sisi kendor sabuk dapat diperoleh melalui persamaan 2.15 yang telah dihitung sebelumnya, sehingga untuk mencari sisi kencang (T 1 ) terhadap sisi kendor (T 2 ) diperoleh rumus: T 1 = T T C = 164 N 2,187 N = 161,81 N

8 Daya yang mampu ditransmisikan sabuk Sehingga dari semua perhitungan dapat diperoleh daya yang mampu ditransmisikan sabuk yaitu: P = ( )V.n = (161,81 N 6,4 N ) 4,85 m/s. 1 = 753,73 watt = 1,1 Hp 3.5 Perencanaan Poros Poros penerus daya pada mesin copy camshaft berfungsi untuk meneruskan daya dari motor listrik ke roda gerinda. Poros menerima beban di kedua ujungnya yaitu beban puli alumunium (m) = 25 gram dan beban roda gerinda (m) =,8 kg. Beban yang dijadikan pertimbangan dalam perhitungan adalah beban tarik pegas yang menumbuk gerinda dan tegangan total sabuk pada puli (T.cos25 ). Berikut ini jarak penumpu poros yang di rencanakan dapat dilihat seperti Gambar 3.6. (T1+T2).cos 25 T1+T2 Gambar 3.5 Poros Diketahui gaya pada puli (F 1 ): F 1 = (T 1 +T 2 ).cos 25 = ( N + 6,4 N).cos25 = 152,45 N

9 35 Beban pada roda gerinda diakibatkan oleh gaya tarik pegas (F 2 ) : F 2 = k. x = 8 N/mm. 2 mm = 16 N` Kesetimbangan Gaya Luar Gambar 3.6 Reaksi Pembebanan Poros Dalam kesetimbangan gaya luar dibutuhkan skematik seperti Gambar 3.6 untuk melakukan perhitungan kesetimbangan gaya horizontal, kesetimbangan gaya vertikal, dan momem yang terjadi pada poros. -kesetimbangan gaya horizontal pada poros. Σ F X = -kesetimbangan gaya vertikal pada poros. Σ F Y = = R Ay + R By - F 1 - F 2 = = R Ay + R By = F 1 + F 2 = 4,356 N/mm. 35 mm + 4,572 N/mm. 35 mm = 152,45 N + 16 N = 312,45 N Σ Ma = -(F 1. 35/2) - (R By. 1) + (F 2. (1 + 35/2)) = -(152,45. 17,5) - (R By. 1) + ( ,5) = , R By = -1. R By = ,125 N R By = 161,32 N

10 36 Jadi gaya reaksi pada titik B adalah 161,32 N, maka gaya reaksi pada titik A dapat di substitusikan sebagai berikut: R Ay + R By = 312,45 N R Ay = 312,45 N - R By = 312,45 N 161,32 N = 151,13 N Kesetimbangan Gaya Dalam Gambar 3.7 Potongan Gaya Dalam Dalam kesetimbangan gaya dalam dibutuhkan skematik potongan seperti Gambar 3.7 untuk melakukan perhitungan dilihat dari potongan x-x, potongan y- y, potongan z-z dalam menentukan gaya normal (Nx), gaya geser (Vx) dan momen (Mx) yang terjadi pada poros. Potongan kiri (x-x) C A Gambar 3.8 Potongan x-x N 1 = V 1 M 1 = - 4,356 N/mm. x mm = - 4,356.x N = (- 4,356x. x/2) N.mm

11 37 Potongan kiri (y-y) A B Gambar 3.9 Potongan y-y N 2 = V 2 = - (4.356 N/mm. 35 mm) + (151,13 N) = - 152,45 N + 151,13 N = -1,32 N M 2 = - 152,45 N.(x-35/2) mm + 151,13 N.(x-35) mm Potongan kiri (z-z) B - D Gambar 3.1 Potongaan z-z N 3 = V 3 = -(4,356 N/mm.35 mm) + 151,13 N + 161,32 N 4,572 N/mm(x- 135)mm = - 152,45 N + 151,13 N + 161,32 N 4,572 N/mm (x-135)mm = 16 N 4,572 N/mm (x-135)mm M 3 = - 152,45 N(x- 35/2) mm + 151,13 N(x-35) mm + 161,32 N(x-135) mm 4,572 N/mm (x-135)mm.(x/2-135/2)mm

12 38 Tabel 3.1 Hasil Reaksi Pada Potongan Kesetimbangan Gaya Dalam. Potongan Jarak (mm) Titik Gaya dalam Normal (N) Geser (N) Momen lentur (N.mm) X-X Y-Y Z-Z C A B -1, , , A B D 152,45-1, , ,875 Dari tabel 3.1 dapat digambarkan diagram gaya normal (Normal Force Diagram (NFD)), diagram gaya geser (Shear Force Diagram (SFD)), diagram momen bending (Bending Moment Diagram (BMD)) seperti Gambar NFD C A B D SFD 152,45 N 16 N C A B A BMD 1,32N 1,32 N C A B A 2667,875 N.mm 2799,875 N.mm Gambar 3.11 Gaya normal, gaya geser dan momen lentur.

13 Analisa Kekuatan Poros Pembahasan yang telah dilakukan sebelumnya adalah poros dengan beban torsi dan momen lentur menggunakan ST 37 dengan SF = 8 memiliki tegangan tarik ijin 29,375 N/mm² dan tegangan geser ijin 14,68 N/mm². Sehingga torsi ekuivalen dan momen ekuivalen dapat dihitung dengan rumus sebagai berikut: 1. Torsi yang bekerja pada poros 2. Momen yang terjadi pada poros Dari perhitungan kesetimbangan gaya dalam dihasilkan momen lentur terbesar yaitu M = 2799,875 N.mm 3. Torsi ekuivalen ( ) ( ) ( ) N.mm 4. Momen Ekuivalen ( ) ( ) 5. Diameter poros terhadap torsi ekuivalen

14 4 6. Diameter poros terhadap momen ekuivalen Jadi diameter minimal yang harus dipilih adalah 1,2 mm, namun dalam kenyataanya poros yang digunakan adalah 15 mm yang dipertimbangkan berdasarkan roda gerinda yang ada dipasaran. 3.6 Kekuatan Rangka Berikut rangka dari mesin copy camshaft : Gambar 3.12 Rangka Mesin Copy Camshaft. Gambar 3.13 Kesetimbangan Gaya Keterangan : Beban yang menumpu rangka bagian depan adalah beban yang paling besar yaitu 19 kg yang diteruskan ke dua dudukan camshaft dengan beban sama rata, sehingga:

15 Kesetimbangan Gaya Luar -kesetimbangan gaya horizontal pada rangka. Σ Fx = -kesetimbangan gaya vertikal pada rangka. Σ Fy = = R Ay + R by - W 1 - W 2 = = R Ay + R by = W 1 + W 2 = 19 kg + 19 kg = 38 kg Σ Ma = W 1. r 1 + W 2. r 2 R By. r 2 = R By.468 = R By.468 = 468. R By = R By = 27,28 kg Jadi gaya reaksi pada titik B adalah 27,28 kg, maka gaya reaksi pada titik A dapat di substitusikan sebagai berikut: R Ay + R By = 38 kg R Ay = 38 kg R By = 38 kg 27,28 kg = 1,72 kg Kesetimbangan Gaya Dalam Dalam kesetimbangan gaya dalam perhitungan dilihat dari potongan x-x, potongan y-y dalam menentukan gaya normal (Nx), gaya geser (Vx) dan momen (Mx) yang terjadi pada rangka. Potongan kiri (x-x) A C Gambar 3.14 Potongan x-x

16 42 N 1 = V 1 M 1 = 1,72 kg = 1,72. x kg.mm Potongan kiri (y-y) C B Gambar 3.15 Potongan y-y N 2 = V 2 = R Ay W 1 M 2 = 1,72 kg 19 kg = -8,28 kg = 1,72. x 19(x - 24) kg.mm Tabel 3.2 Hasil Reaksi Pada Potongan Kesetimbangan Gaya Dalam. Potongan Jarak (mm) Titik Gaya dalam Normal (kg) Geser (kg) Momen lentur (kg.mm) X-X Y-Y 24 A C 1,72-8, , C B 1,72-8, ,88 Dari tabel 3.2 dapat digambarkan diagram gaya normal (Normal Force Diagram (NFD)), diagram gaya geser (Shear Force Diagram (SFD)), diagram momen bending (Bending Moment Diagram (BMD)) seperti Gambar 3.16, Gambar 3.17, Gambar NFD A C B Gambar 3.16 Normal Force Diagram

17 43 SFD 1,72 kg 1,72 kg A C B BMD 8,24 kg 8,24 kg Gambar 3.17 Shear Force Diagram 2186,88 kg.mm A C B Gambar 3.18 Bending Moment Diagram Analisa Tegangan 1. Tegangan tarik yang terjadi pada profil L 4 mm x 4 mm x 3 mm (ditinjau dari tegangan bending maksimum adalah 2186,88 kgmm) Gambar 3.19 Profil L 4 x 4 x 3 2. Perhitungan momen inersia pada profil L 4 mm x 4 mm x 3 mm (ditinjau dari perhitungan tabel Ixx = 463,93 mm 4 dan y = 28,89 mm) Tabel 3.3 Momen inersia untuk penampang rectangle (Khurmi 25)

18 44 Gambar 3.2 Skematik Inersia 1. Luas Bidang A 1 = 4.3 = 12 mm 2 A 2 = 37.3 = 111 mm 2 2. Titik Berat Bidang x 1 = 1,5 mm y 1 = 2 mm x 2 = 21,5 mm y 2 = 1,5 mm 3. CG (center of gravity) X = = = = 11,11 mm Y = = = = 11,11 mm 4. Ketinggian CG ke Titik Bidang Diagonal h x1 = X x 1 = 11,11 1,5 = 9,61 mm h x2 = x 2 X = 21,5 11,11 = 1,39 mm 5. Inersia terhadap sumbu y (I xx ) a. Inersia bidang 1 I 1(xx) = 1/12 b.h 3 + A 1.h 2 x1 = 1/12.3.(4) (9,61) 2 = 2782,25 mm 4 b. Inersia bidang 2 I 2(xx) = 1/12 b.h 3 + A 2.h 2 x2 = 1/12.37.(3) (1,39) 2 = 12981,68 mm 4 c. Inersia total I (xx) = I 1(xx) + I 2(xx) = 2782,25 mm ,68 mm 4 = 463,93 mm 4

19 45 3. Perhitungan tegangan lentur pada balok dan di asumsikan material menggunakan baja St-37 dengan tegangan ijin bahan sebagai berikut: a. Tegangan ijin bahan b. Tegangan lentur pada profil L Karena tegangan lentur sebesar 15,7 N/mm², hasil perhitungan tersebut jauh lebih kecil dari tegangan tarik ijin material yaitu 19,6 N/mm 2 maka kekuatan rangka yang digunakan AMAN 3.7 Perencanaan Mur dan Baut Dalam perencanaan mesin copy camshaft terdapat mur dan baut digunakan untuk merangkai beberapa elemen mesin. Perhitungan yang dilakukan hanya ditinjau pada kondisi yang mengalami beban dinamik akibat putaran diantaranya: 1. Baut pada dudukan rangka motor, untuk mengunci posisi motor. 2. Baut pada dudukan roda gerinda, untuk mengunci posisi roda gerinda. Gambar 3.21 Dudukan Sistem Transmisi Baut pada Motor Terhadap Dudukan Motor Perencanaan baut pada dudukan rangka motor digunakan untuk mengatur posisi kekencangan sabuk saat pemasangan dan juga seiring waktu kondisi sabuk

20 46 berkurang kinerjanya sehingga kekencangan sabuk dapat diatur kembali. Baut yang digunakan menyesuaikan desain dudukan motor yaitu M8 sebanyak 4 buah, terbuat dari baja ST 37 dengan faktor keamanan (SF) = 8 yang diambil berdasarkan tabel. Dari tabel yang tersedia tentang ukuran baut diketahui mengenai spesifikasi baut M8 antara lain sebagai berikut: Diameter mayor (d) = 8 mm Diameter minor (dc) = 6,466 mm Tegangan yield (σ) = 235 N/mm² Tegangan geser (τ) = 117,5 N/mm² W 1 = (T 1 +T 2 )sinα W 2 = T 1 +T 2 25 W = (T 1 +T 2 )cosα L L 2 L 1 Gambar 3.22 Baut Atas Dudukan Motor Listrik Gambar 3.23 Alas Dudukan Motor Listrik W 1 = (T 1 +T 2 )sinα = 168,21. sin 25 = 71 N W 2 = T 1 + T 2 = 161,81 N + 6,4 N = 168,21 N W = (T 1 +T 2 )cosα = 168,21. cos 25 = 152,45 N

21 47 L 1 = 1,5 cm = 15 mm L 2 = 12 cm = 12 mm L = 1 cm = 1 mm 1. Tegangan tarik ijin (σ ijin) 2. Tegangan geser ijin (τ ijin) 3. Beban geser langsung yang diterima baut (Ws) 4. Beban tarik akibat gaya tarik sisi kencang dan sisi kendor sabuk, beban maksimal yang terjadi pada baut 3 dan baut 4 5. Diasumsikan beban tarik dan geser ekuivalen yang diterima baut a) Beban tarik ekuivalen ( ) * + [ ] [ ] [ ] b) Beban geser ekuivalen * + [ ] [ ]

22 48 [ ] 6. Tegangan tarik (σ baut) dan geser (τ baut) yang terjadi pada baut a) σ baut Tegangan tarik pada baut (σ baut) < tegangan tarik ijin σ t, maka baut AMAN. b) τ baut Tegangan geser pada baut (τ sbaut) < tegangan geser ijin τ, maka baut AMAN Baut pada Dudukan Motor Terhadap Plat Perencanaan baut pada dudukan rangka motor terhadap plat digunakan untuk menyambung dudukan motor ke meja rangka dengan tinjauan beban geser dan beban tarik. Baut yang digunakan menyesuaikan desain dudukan motor yaitu M8 sebanyak 4 buah, terbuat dari baja ST 37 dengan faktor keamanan (SF) = 8 yang diambil berdasarkan tabel. Dari tabel yang tersedia tentang ukuran baut diketahui mengenai spesifikasi baut M8 antara lain sebagai berikut: Diameter mayor (d) = 8 mm Diameter minor (dc) = 6,466 mm Tegangan yield (σ) = 235 N/mm² Tegangan geser (τ) = 117,5 N/mm² W 1 = (T 1 +T 2 )sinα = 168,21. sin 25 = 71 N W 2 = T 1 + T 2 = 161,81 N + 6,4 N = 168,21 N

23 49 W = (T 1 +T 2 )cosα = 168,21. cos 25 = 152,45 N L 1 = 2,5 cm = 25 mm L 2 = 12,5 cm = 125 mm L = 12 cm = 12 mm W 1 = (T 1 +T 2 )sinα W 2 = T 1 +T 2 25 W = (T 1 +T 2 )cosα L L 1 L 2 Gambar 3.24 Baut Dudukan Motor Listrik Bawah 1. Tegangan tarik ijin (σ ijin) Gambar 3.25 Panjang Baut Dudukan Motor 2. Tegangan geser ijin (τ ijin)

24 5 3. Beban geser langsung yang diterima baut (Ws) 4. Beban tarik akibat gaya tarik sisi kencang dan sisi kendor sabuk, beban maksimal yang terjadi pada baut 3 dan baut 4 5. Diasumsikan beban tarik dan geser ekuivalen yang diterima baut a) Beban tarik ekuivalen ( ) * + [ ] * + [ ] b) Beban geser ekuivalen * + [ ] * + [ ] 6. Tegangan tarik (σ baut) dan geser (τ baut) yang terjadi pada baut a) σ baut

25 51 Tegangan tarik pada baut (σ baut) < tegangan tarik ijin σt, maka baut AMAN. b) τ baut Tegangan geser pada baut (τ baut) < tegangan geser ijin τ, maka baut AMAN Baut pada Dudukan Roda Gerinda Perencanaan pada dudukan roda gerinda dipilih menggunakan sambungan baut karena merupakan sambungan semi permanen sehingga dapat dibongkar dan dipasang kembali. Baut yang digunakan sebanyak 4 buah, terbuat dari baja ST 37 dengan faktor keamanan (SF) = 8 yang diambil berdasarkan tabel. W = (T 1 +T 2 )cosα 25 W 1 = T 1 +T 2 L Gambar 3.26 Dudukan Roda Gerinda

26 52 Pembebanan yang terjadi pada perancangan baut roda gerinda antara lain sebagai berikut: W 1 W 2 = T 1 + T 2 = 161,81 N + 6,46 N = 168,21 N = beban tarik pegas = 16 kg = 16 kg. 1 m/s² = 16 N W = (T 1 +T 2 )cosα = 168,21 N. cos 25 = 152,45 N W total = W + W 2 = 152,45 N + 16 N = 312,45 N L = 21 cm = 21 mm L 1 = 3,5 cm = 35 mm L 2 = 5 cm = 5 mm 1. Tegangan tarik ijin (σ ijin) 2. Tegangan geser ijin (τ ijin) 3. Beban geser langsung yang diterima oleh baut (Ws) 4. Beban tarik akibat gaya putar gerinda, beban maksimal terjadi pada baut 1 dan baut Diasumsikan beban tarik dan geser ekuivalen yang diterima baut a) Beban tarik ekuivalen ( ) * + [ ]

27 53 [ ] [ ] b) Beban geser ekuivalen * + [ ] [ ] [ ] 6. Diameter baut yang mampu menahan beban tarik (σ baut) dan geser (τ baut) a) Diameter minor (dc) b) Diameter mayor (d) Berdasarkan tegangan tarik ijin didapatkan diameter minor baut minimum adalah dc = 4,43 mm dengan SF = 8 dan tegangan geser ijin didapatkan diameter mayor adalah d = 4,5 mm dengan SF = 8, sehingga dapat diketahui diameter mayor dan diameter minor, namun pada kenyatannya baut yang dipilih adalah M6x1,25 dengan pertimbangan baut pada dudukan roda gerinda yang dibuat dengan posisi baut masuk kedalam rongga untuk mempermudah proses produksi, sehingga pemilihan baut masih AMAN.

28 Simulasi Analisis Rangka Simulasi analisis rangka berfungsi untuk mengetahui kualitas rangka yang akan dibuat. Dengan asumsi beban yang digunakan serta tumpuan yang digunakan seperti pada Gambar Model Reference Properties Component Name : 1.38 S235JR (RST37-2) Model type : Linear Elastic Isotropic Default failure Max von Mises criterion : Stress Yield strength : 2.35e+8 N/m 2 Tensile 3.7e+8 N/m 2 strength: Elastic 2.1e+11 N/m 2 modulus: Poisson's ratio:.28 Mass density : 78 kg/m 3 Shear modulus: 7.9e+1 N/m 2 Thermal 1.1e-5 /Kelvin expansion coefficient: Name Contact Image Load Frame F3 =1 N F5 = 12 N F1=19 N Rangka mesin copy camshaft F1 : Three handle F2 : Three handle F3 : Cross vice F4 : komponen roda gerinda F5 : Komponen motor F4 = 1 N F2=19 N Gambar 3.27 Properties material Tegangan (stress) Tegangan (stress) adalah kumpulan gaya (force) pada suatu permukaan benda. Semakin sempit luasan permukaan namun gaya tetap, maka tegangan semakin besar. Tegangan terbesar ditunjukkan pada gradasi warna paling merah, dan yang terkecil adalah warna paling biru. Sedangkan area dengan tegangan sedang adalah area dengan warna kuning -hijau- biru muda seperti ditunjukkan

29 55 pada Gambar Metode tegangan yang digunakan pada solidwork adalah von mises stress. Metode von mises stress memiliki keakuratan lebih besar dibandingkan metode lain, karena melibatkan tegangan tiga dimensi. Von mises itu sendiri merupakan kegagalan untuk jenis material. Untuk menentukan konstruksi dari material tersebut dinyatakan aman dapat menggunakan hasil analisis ini, jika nilai von mises stress lebih kecil dari yield strength material yang digunakan maka kekuatan struktur tersebut aman. Name Type Min Max Stress VON: von Mises Stress N/m^2 Node: e+7 N/m^2 Node: 5764 Gambar 3.28 Hasil Simulasi Tegangan Pada Rangka.

30 Perubahan Bentuk (Displacement) Perubahan bentuk (displacement) adalah perubahan bentuk (melengkung) pada benda yang dikenai gaya. Bagian yang paling melengkung dari rangka mesin copy camshaft ini adalah daerah berwarna paling merah dan bagian yang paling lurus adalah bagian yang paling berwarna biru seperti ditunjukkan pada Gambar Name Type Min Max Displacement URES: Resultant mm mm Displacement Node: 3529 Node: 4871 Gambar 3.29 Hasil Simulasi Displacement Pada Rangka

31 Faktor Keamanan (Factor of safety) Faktor keamanan adalah angka keamanan yang digunakan untuk menentukan kualitas produk. Jika angka keamanan minimal suatu produk kurang dari 2 maka produk tersebut memiliki kualitas jelek dan cenderung membahayakan ketika digunakan, sebaliknya jika angka keamanan minimal suatu produk lebih dari 2 (biasanya bernilai 8 untuk beban dinamik dengan material baja) maka kualitas produk tersebut baik dan aman apabila digunakan. Sehingga pada simulasi rangka mesin copy camshaft (Gambar 3.3) dinyatakan baik dan aman yaitu memiliki angka keamanan yang sama dengan analisis perhitungan. Name Type Min Max Factor of Max von Mises Safety Stress Node: 5764 Node: 3435 Gambar 3.3 Hasil Simulasi Factor of Safety Pada Rangka. Namun ada batasan dalam penggunaan angka keamanan, jika angka keamanan suatu material mencapai 3 digit atau lebih, maka produk tersebut aman, berkualitas baik namun harganya cenderung mahal dan tergolong boros. Sehingga dalam pengambilan angka keamanan juga dipertimbangkan biaya produksi.