PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL

Transkripsi

1 PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL Skripsi Diajukan Sebagai Salah Satu Syarat Memperoleh Gelar SARJANA TEKNIK Jenjang Pendidikan Strata Satu (S1) TEKNIK MESIN Disusun oleh: Nama : Dhona Iwan Aryanto NIM : PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI UNIVERSITAS MERCU BUANA JAKARTA 007

2 LEMBAR PENGESAHAN PERANCANGAN MESIN BOR RADIAL VERTIKAL Diajukan Sebagai Salah Satu Syarat Dalam Meraih Gelar Sarjana Teknik (S1) Pada Fakultas Teknologi Industri Jurusan Teknik Mesin Universitas Mercu Buana Disetujui untuk diuji, Dosen Pembimbing DR. Abdul Hamid, M.Eng.. i

3 ABSTRAK Dalam tugas akhir ini penulis merancang mesin bor radial vertikal meliputi sistem transmisi daya, lengan, kolom, meja kerja dan landasan. Juga mekanisme penggerak lengan yang meliputi batang ulir / lead screw dan sistem roda gigi penggerak batang ulir. Sistem transmisi daya mesin bor radial vertikal ini menggunakan sistem transmisi roda gigi. Perancangan dilakukan dengan metode Kesetaraan yaitu dengan memodifikasi mesin bor yang ada. Dari studi diatas dapat ditarik hasil-hasil sebagai berikut: 1. Daya potong teoritis sebesar 3,344 kw,. Daya potong actual sebesar 3,7 kw, dan 3. Delapan tingkat kecepatan putaran antara 50 rpm 100 rpm. v.

4 DAFTAR ISI HALAMAN PENGESAHAN HALAMAN PERSETUJUAN HALAMAN PERNYATAAN HALAMAN PERSEMBAHAN ABSTRAK KATA PENGANTAR DAFTAR ISI DAFTAR GAMBAR DAFTAR TABEL NOMEN KLATUR i ii iii iv v vi viii x xi xii BAB I PENDAHULUAN 1.1. Pengertian Umum Cara Kerja Mesin Bor Radial Vertikal 1.3. Dasar Perancangan 1.4. Batasan Masalah 1.5. Sistematika Penulisan 3 BAB II LANDASAN TEORI.1. Transmisi Roda Gigi 4.. Kecepatan Potong 4.3. Perhitungan Gaya Potong 5.4. Perhitungan Daya Motor Listrik Pada Mesin Bor Radial 7 BAB III SISTEM TRANSMISI 3.1. Merencanakan Range Rasio Merencanakan Putaran Standar Merencanakan Diagram Struktur Sistem Transmisi Merencanakan Diagram Ray dan Speed Chart Merencanakan Roda Gigi untuk Speed Box 14 viii

5 Perencanaan Jumlah Gigi dari Roda Gigi Sistem Pengubah Tingkat Kecepatan Analisa Gaya Roda Gigi Gaya tangensial, gaya radial dan gaya axial Beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi Ukuran Roda Gigi Analisa Gaya Gaya Tumpuan pada Speed Box Perhitungan Momen Lengkung Maksimum pada Speed Box Perencanaan Poros pada Speed Box Pemilihan Bantalan 49 BAB IV PERENCANAAN STRUKTUR MESIN BOR RADIAL 4.1. Perencanaan Lengan Perencanaan Meja Kerja Perencanaan Kolom Perencanaan Landasan Perencanaan Batang Ulir Perencanaan Penggerak Batang Ulir Analisa gaya roda gigi Ukuran roda gigi Analisa gaya-gaya tumpuan Analisa momen lengkung Perencanaan poros Pemilihan bantalan 76 BAB V KESIMPULAN 78 DAFTAR PUSTAKA LAMPIRAN GAMBAR ix

6 DAFTAR TABEL Tabel 3.1 Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a) 18 Tabel 3. Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi 1 Tabel 3.3 Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi 3 Tabel 3.4 Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi 5 Tabel 3.5 Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi 7 Tabel 3.6 Ukuran-ukuran pada Roda Gigi 8 Tabel 3.7 Gaya Reaksi Tumpuan 43 Tabel 3.8 Momen Lengkung 44 Tabel 3.9 Diameter Poros pada Speed Box 45 Tabel 3.10 Diameter Poros Defleksi Puntiran pada Speed Box 46 Tabel 3.11 Alur Pasak Poros pada Speed Box 47 Tabel 3.1 Kecepatan Kritis Poros pada Speed Box 49 Tabel 3.13 Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan 51 Tabel 3.14 Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan 5 Tabel 4.1 Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a) 66 Tabel 4. Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi 68 Tabel 4.3 Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi 69 Tabel 4.4 Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi 70 Tabel 4.5 Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi 71 Tabel 4.6 Ukuran-ukuran pada Roda Gigi 7 Tabel 4.7 Diameter Poros 75 Tabel 4.8 Diameter Poros Baru 76 Tabel 4.9 Beban Dinamik dan Nomor Bantalan pada Tumpuan 77 Tabel 4.10 Nomor, Tipe dan Ukuran Bantalan 77 xi

7 DAFTAR GAMBAR Gambar.1 Gaya Potong pada twist drill 5 Gambar 3.1 Diagram Struktur 1 Gambar 3. Diagram Ray 13 Gambar 3.3 Speed Chart 14 Gambar 3.4 Diagram Roda Gigi 15 Gambar 3.5 Konstruksi Tumpuan Roda Gigi 9 Gambar 3.6 Reaksi Tumpuan Poros I Akibat Gaya Tangensial dan Radial. 9 Gambar 3.7 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial. 30 Gambar 3.8 Reaksi Tumpuan Poros II Akibat Gaya Tangensial dan Radial 31 Gambar 3.9 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial. 31 Gambar 3.10 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Tangensial. 34 Gambar 3.11 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Radial. 35 Gambar 3.1 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Tangensial. 37 Gambar 3.13 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Radial. 38 Gambar 3.14 Reaksi Tumpuan Poros V Akibat Gaya Tangensial dan Radial. 40 Gambar 3.15 Reaksi Tumpuan Poros Pembalik Putaran 4 Gambar 3.16 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial. 4 Gambar 4.1 Distribusi Gaya dan Ukuran Lengan 53 Gambar 4. Ukuran Meja Kerja 55 Gambar 4.3 Ukuran Kolom 57 Gambar 4.4 Distribusi Gaya dan Ukuran Landasan 59 Gambar 4.5 Diagram Roda Gigi 66 Gambar 4.6 Konstruksi Tumpuan Roda Gigi 7 Gambar 5.1 Mesin Bor Radial Vertikal 78 x

8 NOMEN KLATUR - A Luas Penampang Potong (mm ) - A m Luas Penampang lead screw (cm ) - b Lebar Roda Gigi (mm) - C Beban dinamik (N) - C 1 Faktor Koreksi Kecepatan Potong (m/min) - C Faktor Koreksi Jenis Pengerjaan - D Diameter Alat Potong (mm) - d k Diameter Lingkaran Kepala Roda Gigi (mm) - d f Diameter Lingkaran Kaki Roda Gigi (mm) - E Modulus Elastisitas (N/cm ) - f es Tegangan Daya Tahan Permukaan (N/cm ) - F a Gaya Aksial (N) - F c Gaya Potong (N) - F cr Beban Kritis (N) - F d Beban Dimanis (N) - F e Beban Ekivalen (N) - F r Gaya Radial (N) - F s Beban Statis (N) - F t Gaya Tangensial (N) - F w Beban Keausan Gigi (N) - G Modulus Geser (N/mm ) - h Tebal Chip / Tatal (mm) - I Momen Inersia (mm 4 ) - k Faktor Material Benda Kerja (diperoleh dari tabel) - K Load Stress Factor (N/cm ) - K c Gaya Potong Spesifik (N/mm ) - L Panjang Lengan (mm) - L h Umur pemakaian bantalan (jam) - M Momen (N.mm) xii

9 - m Modul Roda Gigi (mm) - N Putaran Poros / Spindel (rpm) - N c Putaran Kritis (rpm) - P Daya (kw) - p Circular Pitch (π. m) - P m Daya pada Motor Penggerak (kw) - P s Daya pada Spindel / Poros (kw) - P E Daya Effektif (kw) - P av Tekanan permukaan rata rata pada batang ulir (N/cm ) - Q Faktor Rasio untuk roda gigi luar - r Range Rasio - R Resultan Gaya (N) - S Kecepatan Suap (mm/put) - T Torsi (N.m) - V Kecepatan Potong (m/menit) - W Berat Benda Kerja (N) - W kolom Berat Kolom (N) - W meja Berat Meja (N) - W G Berat (Massa)Roda Gigi (kg) - W S Berat (Massa) Poros (kg) - y Faktor Bentuk Gigi (factor lewis) - Z Jumlah Gigi Roda Gigi - π Phi (3,14) - β Sudut Kemiringan Roda Gigi ( ) - α Sudut Tekan Roda Gigi ( ) - γ Berat Jenis Baja (N/cm ) - τ Tegangan Geser (N/cm ) - σ b Kekuatan Tarik (N/mm ) - τ ijin Tegangan Ijin (N/cm ) - p Kekakuan Lead Screw (cm) - η Efesiensi system transmisi (%) xiii

10 1 BAB I PENDAHULUAN 1.1. Pengertian Umum Oleh karena kebutuhan akan proses produksi menjadi bertambah, dan juga akibat adanya persaingan, maka Industri dipaksa berusaha untuk memenuhi kebutuhan tersebut dengan sebaik-baiknya, dengan cara memproduksi barang lebih banyak, lebih baik kualitasnya dan harganya yang murah. Keinginan manusia untuk berproduksi lebih cepat, lebih baik dan lebih ekonomis, menjadi dasar untuk pengembangan mesin-mesin perkakas beserta peralatannya. Mesin perkakas adalah mesin yang berfungsi untuk membentuk benda kerja sesuai dengan bentuk yang diminta dan mempunyai ukuran akurat, dengan cara penyayatan/pengirisan yang menghasilkan bentuk tatal. Salah satu dari mesin perkakas adalah mesin bor. Mesin ini berfungsi untuk membuat lubang dan selanjutnya memproses lubang tersebut sesuai dengan keinginan misalnya: membuat lubang presisi, lubang bertingkat, lubang bersudut tertentu, dan ulir. Alat-alat yang sering digunakan di mesin bor adalah: mata bor, reamer, counter bor, countersink, dan Tap. Mesin bor dibuat dalam berbagai bentuk dan ukuran, ada yang berukuran kecil seperti mesin bor tangan. Ada juga mesin bor terpasang pada meja yang sering disebut mesin bor meja. Model yang lain adalah mesin bor yang terpasang di lantai, biasanya mesin bor ini berukuran besar. Dilihat dari arah sumbu spindelnya, mesin bor dapat digolongkan menjadi yaitu: Mesin bor vertikal Mesin bor horizontal Mesin bor radial termasuk mesin bor vertikal. Diantara mesin bor vertikal lainnya, hanya mesin bor radial yang sumbu spindelnya bisa digeser menjauhi maupun mendekati sumbu kolom. Selain mesin bor radial vertikal, ada pula mesin bor radial universal dimana sumbu spindelnya dapat diubah menjadi arah yaitu

11 vertikal dan horizontal. Pada pembahasan kali ini, rancangan dititikberatkan pada mesin bor radial vertikal. 1.. Cara Kerja Mesin Bor Radial Vertikal Mesin bor ini digerakkan oleh motor penggerak berdaya 3,7 kw, terpasang sebagai pengatur penggerak transmisi kecepatan. Pengaturan kecepatan putar spindel diatur oleh roda gigi yang terpasang di dalam kotak roda gigi. Pemindahan kecepatan putar dengan cara memindahkan posisi tuas pengatur kecepatan putar. Posisi tuas dan kecepatan putar yang dihasilkan dapat dilihat pada tabel pengatur kecepatan. Tabel ini biasanya ditempel pada bodi mesin. Pengaturan ketinggian dari pencekam pisau bor dengan cara memutar tuas dan konstruksi ini tidak dilengkapi dengan transmisi penggerak suap. Untuk pengaturan ketinggian lengan selain dengan memutar tuas juga dilengkapi dengan transmisi penggerak suap oleh motor penggerak berdaya 1,5 kw Dasar Perancangan Tugas akhir ini berisi tentang perancangan mesin bor radial vertikal dimana dalam perancangan mesin ini berdasarkan pada peraturan yang umum diterapkan dalam desain dan pemilihan elemen mesin perkakas dan berdasarkan batasan teknis dari berbagai macam literatur Batasan Masalah Dalam perancangan ini, perancang ingin memberikan batasan khusus tentang hal-hal yang akan dibahas. Hal ini disebabkan karena bagian dari mesin bor radial vertikal ini jumlahnya sangat banyak, sehingga perancang tidak akan membahas secara keseluruhan komponennya. Berdasarkan uraian diatas, maka perancang membatasi perancangan yang dititikberatkan pada perancangan yang meliputi pembahasan sistem transmisi dan struktur dari mesin bor radial vertikal dengan mengikutsertakan perhitungan mengenai gaya-gaya yang bekerja didalamnya.

12 Sistematika Penulisan BAB I PENDAHULUAN Dalam bab ini dibahas tentang pengertian umum mesin perkakas yang akan dirancang dan cara kerjanya, dasar perancangan dengan batasan masalah yang dibahas dalam perancangan. Pada bab ini dapat dilihat secara garis besar perancangan yang akan dibuat. BAB II LANDASAN TEORI Landasan teori dijabarkan dalam bab ini yang dapat digunakan sebagai dasar perhitungan pada perancangan. Landasan teori diuraikan dalam bentuk persamaan matematis. BAB III PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI Pada bab ini memuat tentang perencanaan transmisi pengatur tingkat kecepatan putar dalam kotak roda gigi, mekanisme pemindahan roda gigi. Sistem transmisi digunakan untuk mengatur putaran dari motor ke spindle utama. BAB IV PERECANAAN STRUKTUR MESIN BOR RADIAL VERTIKAL Isi dari bab ini meliputi lengan (arm), meja kerja, rangka/kolom (column), dan landasan. Juga dibahas mekanisme penggerak lengan yang meliputi batang ulir / lead screw dan sistem roda gigi penggerak batang ulir. BAB V KESIMPULAN Kesimpulan dari keseluruhan pembahasan dalam tugas akhir ini akan dibahas pada bab ini.

13 4 BAB II LANDASAN TEORI Pada bab ini akan dijabarkan pembahasan yang dapat digunakan sebagai landasan dan tuntunan dalam penyelesaian permasalahan yang ada pada bab-bab berikutnya..1. Transmisi Roda Gigi Roda gigi mempunyai fungsi utama yaitu meneruskan daya dalam bentuk putaran. Putaran yang ditransmisikan besarannya tergantung dari jumlah gigi pada roda gigi yang berpasangan, ditentukan dengan rumus : N z 1 N1 (rpm) (.1) z Dimana : N 1 Putaran poros penggerak (rpm) N Putaran poros yang digerakkan (rpm) Z 1 Jumlah gigi roda gigi penggerak Z Jumlah gigi roda gigi yang digerakkan.. Kecepatan Potong Kecepatan potong adalah panjang lintasan yang ditempuh selama satu menit oleh sisi potong yang terjauh dari sumbu center alat potong. Besaran kecepatan potong dipengaruhi oleh jenis material alat potong dan jenis material benda kerja. Biasanya kecepatan potong sudah distandarkan dimana nilai kecepatan potong didapat dari hasil percobaan. Secara matematis, kecepatan potong dapat dirumuskan sebagai berikut : D N V π (m/menit) (.) 1000 Dimana : D Diameter alat potong (mm) N Putaran spindel (rpm)

14 5 Dalam perhitungan pada bab-bab berikutnya, rumus diatas digunakan sebagai dasar perhitungan dalam mencari besaran putaran pada spindel. Rumus menjadi : 1000 V N (rpm) (.3) π D Dimana : V Kecepatan potong (m/menit) D Diameter alat potong (mm).3. Perhitungan Gaya Potong Gaya potong merupakan gaya yang dibutuhkan oleh alat potong agar mampu melakukan proses pemotongan. Besaran gaya potong ini dipengaruhi oleh jenis material benda kerja, luas penampang potong dan kecepatan potong. Ø θ h Fc/ f/ Gambar.1 Gaya Potong pada twist drill Untuk menghitung gaya potong diasumsikan material benda kerja yang dikerjakan adalah baja konstruksi mesin St 50. Alat potong terbuat dari baja kecepatan tinggi mempunyai sudut θ 118, dengan kecepatan potong 0 m/min, d max 50 mm, kecepatan suap (S) 0,5 mm/put

15 6 Tebal tatal / chip pada proses tersebut adalah : h S/. sin (θ/) 0,5/. sin (118 /) 0,1 mm Perhitungan gaya potong adalah sebagai berikut: F c A Kc (.4) ( Heinzler, M., Tabellenbuch Metall, hal. 07) Dimana : D S A Luas penampang potong (mm ) 50 0,5 6,5 mm K c Gaya potong spesifik k. C 1. C k Konstanta gaya potong spesifik, dipengaruhi oleh jenis material dan ketebalan tatal / chip (h). Diperoleh dari tabel. (lihat lampiran) 99,5 N / mm C 1 Faktor koreksi kecepatan potong 1,3 untuk kecepatan potong 10 s/d 30 m/min C Faktor koreksi jenis pengerjaan 1, untuk jenis pengerjaan bor K c 99,5. 1,3. 1, 467, N / mm Diperoleh : F c 6,5 467, 90,15 N

16 7.4. Perhitungan Daya Motor Listrik Pada Mesin Bor Radial Untuk dapat melakukan penyayatan pada benda kerja, mesin bor memerlukan daya potong. Daya potong yang disediakan mesin harus sesuai dengan kebutuhan agar mesin bekerja dengan optimal. Daya potong tersebut sangat berguna untuk menentukan besar tenaga motor penggeraknya. Tenaga motor penggerak dapat dihitung menggunakan persamaan sebagai berikut: Ps P m (.5) η Ps 1,5 D K n ( 0, ,5 S ) ( Machine Tool Design Handbook, hal. 640) (.6) Dimana: P m Daya pada motor penggerak (kw) P s Daya pada spindel (kw) η Efisiensi sistem transmisi diambil 80 % D Diameter bor (mm) K Faktor material benda kerja (Diperoleh dari tabel) n Putaran spindel (rpm) S Kecepatan suap (mm/put) Untuk menghitung daya motor diasumsikan material benda kerja yang dikerjakan adalah baja paduan (St 50) dengan tingkat kekerasan 163 BHN, kecepatan potong 0 m/min, d max 50 mm kecepatan suap 0,5 mm/put. Mesin menggunakan transmisi roda gigi. Sehingga diperoleh perhitungan sebagai berikut: 1000 V n π d π 50 n 17,34 rpm

17 8 Didapatkan dari tabel : K 1,56 Sehingga : Ps P s 1,5 D K n ( 0, ,5 S ) 1,5 50 1,56 17, ,675 kw Ps P m η,675 0,8 3,344 kw (Daya Teoritis) ( 0, ,5 0,5) dan P m actual setelah pemilihan dari catalog dipilih P m (actual) 3,7 kw

18 9 BAB III PERENCANAAN SISTEM TRANSMISI Sistem transmisi merupakan suatu bagian yang penting dari mesin perkakas. Transmisi suatu mesin perkakas berfungsi untuk meneruskan daya yang dihasilkan oleh motor penggerak utama ke spindel utama yang pada akhirnya merupakan pemutar alat potong. Untuk meneruskan daya tersebut bisa melalui sabuk, rantai, kopling maupun melalui serangkaian roda gigi Merencanakan Range Rasio Range rasio merupakan parameter awal yang dibutuhkan untuk merancang tingkatan kecepatan. Range rasio dapat dihitung dengan menggunakan angka putaran tertinggi dan angka putaran terendah dari putaran spindle utama. Pada perancangan disini, angka putaran spindle utama tertinggi adalah 100 rpm dan terendah adalah 50 rpm. Sehingga dapat dihitung range rasio sebagai berikut: n max Rn ( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 58) (3.1) n min Dimana: R n range rasio n putaran spindle 100 rpm Rn 4 50 rpm 3.. Merencanakan Putaran Standar Pada perencanaan putaran-putaran standar dari mesin bor radial vertikal ini digunakan sistem deret ukur atau sistem progresi geometri. Sistem ini biasa digunakan dalam merencanakan putaran standar pada perancangan mesin perkakas karena mempunyai banyak keuntungan, yaitu antara lain: 1. Kerugian kecepatan pada setiap tingkat adalah konstan.. Kerugian produktivitas pada setiap tingkat adalah konstan. 3. Sistem transmisinya menjadi sangat sederhana dan dapat dipertukarkan.

19 10 Dengan sistem progresi geometri dapat ditentukan putaran-putaran standar menggunakan persamaan sebagai berikut: Dimana: 1/( z 1) nz φ (3.) n1 ( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 59) φ konstanta progresi geometri n 1 putaran minimal spindel n z putaran maksimal spindel z jumlah tingkat kecepatan 8 Dari data diatas φ dapat dihitung yaitu sebesar: φ φ 1,5746 1/(8 1) 50 rpm 100 rpm Setelah φ didapatkan, putaran-putaran standar dapat dicari dengan persamaan sebagai berikut: n 1 50 rpm n n 1 x φ 50 x 1, rpm n 3 n 1 x φ 50 x 1, rpm n 4 n 1 x φ 3 50 x 1, , rpm n 5 n 1 x φ 4 50 x 1, ,37 rpm n 6 n 1 x φ 5 50 x 1, rpm n 7 n 1 x φ 6 50 x 1, ,09 rpm n 8 n 1 x φ 7 50 x 1, rpm Setelah didapatkan putaran-putaran hasil perhitungan φ standar diatas, selanjutnya ditentukan putaran-putaran standar yang akan dipergunakan dalam membuat sistem transmisi pada perancancangan mesin bor radial vertikal, yaitu:

20 11 n 1 50 rpm n 4 00 rpm n rpm n 80 rpm n rpm n rpm n 3 15 rpm n rpm 3.3. Merencanakan Diagram Struktur Sistem Transmisi Diagram struktur berguna untuk memberikan informasi tentang banyaknya poros pada sistem transmisi, jumlah roda gigi pada masing-masing poros tersebut, dan akan diperoleh perbandingan angka transmisi. Mesin bor radial vertikal ini menggunakan motor listrik dengan 1 tingkat kecepatan dan sistem transmisi dengan 8 tingkat kecepatan. Akan didistribusikan pada u buah tingkat kecepatan. Dari data ini dapat dicari kombinasi penyusunan tingkat kecepatan: z u p1( X 1) p( X ) p3( X 3)... pu( Xu) (3.3) ( Mehta, N. K., Machine Tool Design, hal. 65) Dimana: Z u jumlah tingkat kecepatan pada u buah transmisi P u angka tingkat kecepatan pada group transmisi u X u karakteristik group transmisi u X 1 1 X p 1 X 3 p 1.p X u p 1.p.p 3 p u-1 Bila dalam perancangan disini ditentukan jumlah pendistribusian tingkat kecepatan 3, tingkat kecepatan dapat ditulis menjadi: z p p 1 p 3 Dari rumus z u p1( X 1) p( X ) p3( X 3)... pu( Xu) 8 Diperoleh salah satu kemungkinan penyusunan kombinasi dari pendistribusian tingkat kecepatan, dengan X 1 1, X, X 3 x 4 sehingga: z 3 (1)()(4)

21 1 Analisa diagram struktur adalah sebagai berikut: Antara poros I dan II Antara poros I dan II Antara poros I dan II i i i i i i max min max min max min 1) ( 1)1 1 ( p 1 X φ 1 φ φ 1) ( 1) ( p X φ φ φ 1) ( 1)4 4 ( p 3 X φ 3 φ φ Perbandingan transmisi tertinggi adalah φ Xmax φ 4 Batasan dalam menentukan besarnya i max dan i min yaitu: i max dan i min 4 i max φ 1 1 i min 4 4 φ Diagram strukturnya adalah sebagai berikut: I II III IV 1 (1) () (4) Gambar 3.1 Diagram Struktur 3.4. Merencanakan Diagram Ray dan Speed Chart Diagram struktur pada pembahasan diatas hanya menggambarkan perbandingan transmisi group tetapi tidak memberikan informasi yang jelas

22 13 tentang rasio masing-masing transmisi. Untuk mengetahui semua rasio pada transmisi dan angka kecepatan masing-maasing poros diperlukan speed chart. Dalam merencanakan diagram Ray dan speed chart selalu berpedoman pada besarnya i max dan i min yang diijinkan. Berdasarkan diagram struktur yang telah ditentukan diatas, maka dapat ditentukan diagram Ray sebagai berikut: Poros / Shaft I II III IV V Rpm Gambar 3. Diagram Ray Diagram Ray berguna untuk menentukan putaran standar terendah pada poros yang terakhir dari sistem transmisi. Berdasarkan diagram Ray dapat ditentukan speed chart yang menggambarkan putaran standar seluruhnya yang ada dalam sistem transmisi. Speed chart menggambarkan hubungan antara poros terakhir dengan poros motor listrik, hubungan ini dapat dilihat dari speed chart berikut ini:

23 14 Poros / Shaft I II III IV V Rpm Gambar 3.3 Speed Chart 3.5. Merencanakan Roda Gigi untuk Speed Box Speed box berfungsi sebagai pengubah kecepatan putar pada sebuah mesin. Didalamnya terdapat serangkaian roda gigi dimana masing-masing roda gigi memiliki ukuran dan bentuk yang berbeda-beda. Mesin bor radial vertikal ini direncanakan memiliki 8 tingkat kecepatan sehingga diperlukan sebuah sistem transmisi yang menggunakan roda gigi untuk mengurangi ataupun meningkatkan putaran spindel utama sesuai tingkat yang dikehendaki Perencanaan Jumlah Gigi dari Roda Gigi Setelah menggambar speed chart, jumlah gigi pada roda gigi dapat direncanakan. Hal yang perlu diperhatikan sebelum merencanakan jumlah gigi adalah jumlah minimum dari gigi-gigi pada roda gigi terkecil sebaiknya sesedikit mungkin, supaya perencanaan dimensi roda gigi lainnya yang lebih besar akan menghasilkan ukuran yang tidak besar sekali. Dengan demikian ukuran speed box juga akan menjadi tidak terlalu besar.

24 15 Diagram roda gigi pada speed box dapat digambarkan sebagai berikut: V IV III II n in I n out Gambar 3.4 Diagram Roda Gigi Dari diagram roda gigi dan speed chart dapat ditentukan besar rasio masingmasing roda gigi. Kemudian dari rasio tersebut akan digunakan untuk mencari jumlah gigi pada roda gigi. Poros I ke poros II: Dari speed chart terlihat bahwa poros II berputar dengan n 100 rpm, sehingga: n n porosii 1 porosi i 6 7 Poros II ke poros III: Dari speed chart terlihat bahwa poros III berputar dengan n 100 rpm dan juga bisa berputar dengan n 500 rpm, sehingga: i n n porosiii porosii n n porosiii 3 porosii i 1 5 1

25 16 Poros III ke poros IV: Dari speed chart terlihat bahwa poros IV berputar dengan n 800 atau 500 rpm dari putaran 100 rpm. Selain itu juga dapat berputar n 315 atau 00 rpm dari putaran 500 rpm. Kita tinjau pada n 500 rpm menjadi n 315 atau 00 rpm: i n n porosiv 4 porosiii n n porosiv 5 porosiii i Poros IV ke poros V: Dari speed chart terlihat bahwa poros V berputar 8 tingkat putaran. Untuk mencari rasio kecepatan pada poros V, kita tinjau n 00 rpm dari poros IV menjadi n 50 rpm atau 315 rpm pada poros V: i i n n porosv 6 porosiv n n porosiv 7 porosiii Dari rasio diatas dapat dicari jumlah gigi pada roda gigi: z1 6 z4 i1 i 1 z 4 z 8 z 7 z8 z3 5 z7 63 z i3 i4 z5 1 z9 100 z z z 1 13 i Dengan ketentuan bahwa: z 3 + z 5 z 4 + z 8 z 7 + z 9 z 6 + z 10 z 1 + z 13 z 11 + z 14 z z i 7 Diperoleh: z 1 4 z 8 z 3 0 z 4 34 z 5 48 z 6 8 z 7 38 z 8 34 z 9 60 z z 11 4 z 1 73 z z i 5 5

26 17 Selain roda gigi dengan jumlah gigi seperti diatas, ada juga roda gigi tambahan yang berfungsi untuk membalik putaran spindel utama sekaligus mempercepat putaran saat spindel utama berputar balik. Putaran balik ini biasanya digunakan pada saat pembuatan ulir dengan menggunakan tap. Setelah proses penguliran, tap harus diputar balik supaya keluar dari lubang ulir. Pada proses ini tidak terjadi penyayatan. Oleh karena itu putaran balik dirancang lebih cepat agar spindel kembali ke posisi semula secepat mungkin sehingga waktu pemakaian semakin berkurang dan biaya mesin ikut berkurang. Diasumsikan bahwa kecepatan putar balik adalah 1,5 kali putaran normal. Maka: i r ,5 1, Dari rasio diatas dapat dicari jumlah gigi pada roda gigi pembalik: z z r1 ir r3 9 7 Untuk menghindari z r1 dan z r3 bertautan saat z 1 dan z berputar, maka dihitung: Diperoleh: z r1 + z r3 0,8 ( z 1 + z ) z r1 + z r3 0,8 ( ) 4 z r1 4 z r3 18 Jumlah roda gigi z r dapat dipilih secara bebas, karena z r berfungsi hanya sebagai pembalik putaran saja. Jumlah roda gigi z r dipilih 18. Dari data-data diatas diperoleh putaran baru yaitu: z1 z3 z6 z n rpm z z5 z10 z z1 z3 z7 z11 n 1400 z z5 z9 z rpm z1 z 4 z6 z n rpm z z8 z10 z z1 z 4 z7 z11 n z z8 z9 z rpm

27 18 z1 z3 z6 z1 n z z5 z10 z13 z1 z3 z7 z1 n z z5 z9 z13 z1 z 4 z6 z1 n z z8 z10 z13 z1 z 4 z7 z1 n z z8 z9 z rpm rpm rpm rpm Kemudian menentukan diameter lingkaran jarak bagi (d) dan jarak poros (a) dihitung dengan rumus: ( d1 + d ) d m z (mm) (3.4a) dan a (mm) (3.4b) Diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel dibawah ini: Tabel 3.1 Diameter Lingkaran Jarak Bagi (D) dan Jarak Poros (a) Rasio Kecepatan z 1 z m D 1 D a i i i i i i i i r i r

28 Sistem Pengubah Tingkat Kecepatan Pada suatu transmisi diperlukan metode untuk mengubah tingkat kecepatan putaran. Metode yang digunakan adalah metode roda gigi geser (sliding gear) yaitu metode yang menggunakan beberapa roda gigi yang posisinya dapat digeser untuk dipasangkan pada roda gigi yang mempunyai rasio kecepatan berlainan. Metode ini sering digunakan dalam perancangan mesin perkakas karena mempunyai banyak keuntungan, diantaranya: Dimensi radial yang relatif kecil. Mampu mentransmisikan daya dan torsi yang besar. Tingkat keausan roda gigi relatif kecil karena roda gigi yang tidak berpasangan pada suatu tingkat transmisi tertentu tidak bergesekan. Metode ini juga memiliki kelemahan, antara lain: Dimensi aksial yang relatif besar. Penggantian kecepatan putar hanya dilakukan pada saat spindel dalam keadaan berhenti. Memerlukan alat pengunci / interlocking supaya roda gigi geser berada posisi yang tepat dan tidak tejadi benturan tingkat kecepatan. Hanya roda gigi geser berbentuk lurus / spur gear yang cocok. Diperlukan gaya yang besar untuk memindahkan roda gigi geser, sehingga penggeseran secara manual tidak bisa digunakan pada mesin beban berat Analisa Gaya Roda Gigi Perhitungan gaya-gaya pada roda gigi berdasarkan pada besar daya yang ditransmisikan dan kecepatan keliling pada roda gigi sehingga dapat ditentukan besar gaya tangensial, gaya radial dan gaya aksial yang terjadi pada pasangan roda gigi. Kemudian dilakukan perhitungan kekuatan pada roda gigi agar mampu menahan beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi. Contoh penerapan rumus dilakukan pada pasangan roda gigi I. Hasil perhitungan gayagaya pada pasangan roda gigi lainnya ditampilkan pada tabel.

29 Gaya tangensial, gaya radial dan gaya axial Kecepatan keliling: d 1 n V π π ,7 m/min Gaya tangensial: P 4500 Ft Cs V (N) (3.5) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal. 1007) Dimana: C s Faktor pemakaian/pelayanan 1,54 (beban kejut medium, 8 10 jam/hari) P Daya; 1 kw 1,341 hp V Kecepatan keliling (m/min) Sehingga: F t 3,7 1, ,54 316,7 108,58 N Gaya radial: F r Ft tanα (N) (3.6) Dimana: α sudut tekan roda gigi 0 Sehingga: F r 108,58. tan 0 39,5 N Gaya aksial: Hanya terjadi pada roda gigi miring (helical gear) dengan helix angle β F a Ft tan β (N) (3.7) Dimana: β sudut kemiringan roda gigi 0 (roda gigi lurus / spur gear)

30 1 Sehingga: F a 108,58. tan 0 0 N Untuk perhitungan gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi lainnya, dilakukan dengan cara yang sama. Tetapi perhitungan kecepatan keliling pada poros lainnya menggunakan putaran paling rendah supaya menghasilkan perhitungan gaya-gaya yang paling besar. Diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini: Tabel 3. Gaya-Gaya pada Pasangan Roda Gigi Rasio kecepatan i 1 i i 3 i 4 i 5 i 6 i 7 i r1 i r Pasangan Roda gigi d (mm) P (kw) V (m/min) Ft (N) Fr (N) Fa (N) Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Zr Zr Zr Zr

31 Beban dinamis, beban statis dan beban terhadap keausan gigi Roda gigi pada saat berputar tidak hanya menimbulkan gaya tangensial tetapi juga menimbulkan beban dinamis, dimana beban ini timbul akibat adanya kecepatan roda gigi yang besar kecilnya dipengaruhi oleh lebar roda gigi dan material roda gigi. Perhitungan beban dinamis digunakan untuk mengetahui kekuatan gigi. Selain itu juga diperhitungkan beban statis maupun beban terhadap keausan gigi. Hal ini untuk menghindari kerusakan pada roda gigi, misalnya: patahnya gigi, permukaan tergores. Dan juga mengurangi cepatnya keausan. Beban dinamis: F d 0,11 V ( b C + Ft) Ft + 0,11 V + ( b C + Ft) (N) (3.8) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : P 4500 F t Gaya tangensial (N) V (menurut Khurmi, pada perhitungan beban dinamis faktor pemakaian C s diabaikan) V Kecepatan keliling (m/min) b Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul C Deformasi / faktor dinamis (N/cm) K e (3.9) E1 E K Faktor bentuk gigi 0,111 untuk 0 full depth involute e Kesalahan maksimum yang diijinkan pada roda gigi (cm) Dari tabel dan interpolasi didapatkan e 0,058 mm 0,0058 cm E 1 Modulus elastisitas material roda gigi kecil / pinion x 10 6 N/cm untuk material baja E Modulus elastisitas material roda gigi besar / gear x 10 6 N/cm untuk material baja

32 3 Harga faktor deformasi: 0,111 0,0058 C 647,49 N/cm Sehingga: 0,11 316,7 (3 647, ,51) F d 70,51+ 0,11 316,7 + (3 647, ,51) 950,31 N Untuk beban dinamis yang bekerja pada roda gigi lainnya, diperoleh hasil perhitungan yang dapat dilihat pada tabel berikut ini: Tabel 3.3 Beban Dinamis pada Pasangan Roda Gigi Rasio kecepatan i 1 i i 3 i 4 i 5 i 6 i 7 i r1 i r Pasangan V (m/min) Ft (kg) b (cm) e (mm) C (N/cm) Fd (N) Roda gigi Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Zr Zr Zr Zr Beban statis:

33 4 Dimana : F f b p y (N) (3.10) s e (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) f e Kekuatan tarik ijin (N/mm ) b Lebar roda gigi (mm) ; diambil 10 x modul (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) p Circular pitch π. m (3.10a) y Faktor bentuk gigi (faktor lewis) 0,91 0,154 (untuk 0 full depth involute system) (3.10b) z Data-data yang digunakan untuk perhitungan roda gigi adalah sebagai berikut: Bahan roda gigi dari baja SNC dengan kekuatan tarik ijin 100 N/mm dan kekerasan pada permukaannya 600 H B Circular pitch: p π. 3 9,45 Harga faktor bentuk gigi adalah: Sehingga: 0,91 y 0,154 0,116 4 F ,45 0, ,8 N s Kekuatan terhadap beban statis harus lebih besar dari kekuatan terhadap beban dinamis supaya tidak terjadi patahnya gigi dan juga untuk keamanan. Untuk memenuhi persyaratan ini, Buckhingham memberikan persamaan seperti di bawah ini: (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1006) F s 1,5 F d untuk pembebanan teratur F s 1,35 F d untuk pembebanan berubah-ubah F s 1,5 F d untuk pembebanan kejut

34 5 Mengacu pada persyaratan tersebut, selanjutnya besar beban statis pada masing-masing roda gigi dapat dilihat dalam tabel di bawah ini: Rasio kecepatan i 1 i i 3 i 4 i 5 i 6 i 7 i r1 i r Tabel 3.4 Beban Statis pada Pasangan Roda Gigi Pasangan fe b Roda gigi (N/mm ) (mm) m p y Fs (N) Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Zr Zr Zr Zr Beban keausan gigi: F w D b Q K (N) (3.11) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 1009) Dimana : D Diameter jarak bagi (cm) b Lebar roda gigi (cm) ; diambil 10 x modul Q Faktor rasio

35 6 ( z + z ) 1 z (untuk roda gigi luar) (3.1) z 1 Jumlah gigi roda gigi penggerak z Jumlah gigi roda gigi yang digerakkan K Load stress factor f es sinφ ,4 E1 E f es Tegangan daya tahan permukaan (N/cm ) (8 x BHN) 700 φ Sudut tekan 0 (3.13) Faktor rasio pada kecepatan 1: 8 4 Q ( + 8) 1,0769 Tegangan daya tahan permukaan f es (8 x 600) N/cm Load stress factor: K Sehingga: F w sin 0 1 1, ,33 N/cm 7, 3 1,077 63, ,04 N Kekuatan terhadap beban keausan gigi harus lebih besar dari kekuatan terhadap beban dinamis. Dengan cara yang sama diperoleh hasil perhitungan ketahanan roda gigi terhadap keausan dalam tabel berikut ini:

36 7 Tabel 3.5 Beban Ketahanan terhadap Keausan pada Roda Gigi Rasio kecepatan D (cm) b (cm) Q K (N/cm ) Fw (N) i i i i i i i i r i r Ukuran Roda Gigi Roda gigi dibuat sedemikian rupa sehingga pada saat bersinggungan tidak menimbulkan suara berisik ataupun gesekan yang besar. Perhitungan ukuran pada roda gigi adalah sebagai berikut: Kelonggaran kepala / puncak (C k ) : Ukuran ini digunakan untuk menghindari sentuhan antara lingkaran kaki roda gigi penggerak dengan lingkaran kepala roda gigi tergerak. Besarnya kelonggaran kepala standar antara 0,1 s/d 0,3 kali modul. Adapun besarnya kelonggaran kepala yang diutamakan adalah 0,17 x modul; 0,5 x modul; 0,3 x modul. Untuk perencanaan kali ini digunakan C k 0,5 x modul. Tinggi kepala gigi (h k ) : Tinggi kepala untuk roda gigi normal sama dengan besarnya modul. Tinggi kaki gigi (h f ) : Tinggi kaki untuk roda gigi besarnya sama dengan tinggi kepala gigi (h k ) ditambah dengan kelonggaran kepala (C k ). Atau dengan kata lain besarnya sama dengan 1,5 x modul pada kelonggaran kepala C k 0,5 x modul.

37 8 Diameter lingkaran kepala (d k ) : d d + h ( m z) + m (3.14) k k Diameter lingkaran kaki (d f ) : d f d h ( m z) (1,5m) (3.15) f Selanjutnya ukuran-ukuran roda gigi tiap tingkat kecepatan dapat dilihat pada tabel di bawah ini: Tabel 3.6 Ukuran-ukuran pada Roda Gigi Jenis roda gigi : Roda gigi lurus Bahan roda gigi : SNC, σ b 100 N/mm dengan pengerasan kulit Rasio kecepatan i 1 i i 3 i 4 i 5 i 6 i 7 i r1 i r Pasangan Roda gigi Jumlah Gigi Sudut kemiringan ( β ) Sudut tekan ( α ) m (mm) b (mm) Ck (mm) d k (mm) d f (mm) Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Zr Zr Zr Zr Analisa Gaya Gaya Tumpuan pada Speed Box Gaya-gaya yang ditimbulkan oleh roda gigi yang berputar menyebabkan timbulnya gaya-gaya reaksi pada tumpuan. Gaya-gaya reaksi ini besarnya tergantung pada posisi roda gigi yang bekerja. Konstruksi roda gigi yang

38 9 menggunakan roda gigi geser inilah yang menyebabkan perubahan gaya reaksi pada tumpuan. Gambar konstruksi tumpuan dibawah ini digunakan untuk menganalisa gaya-gaya reaksi pada tumpuan : Gambar 3.5 Konstruksi Tumpuan Roda Gigi Perhitungan analisa gaya-gaya reaksi berikut dilakukan hanya pada gayagaya reaksi yang terbesar. Gaya-gaya reaksi terbesar terjadi pada gaya-gaya terbesar yang ditimbulkan oleh roda gigi, seperti pada tabel 3.. Analisa dilakukan pada setiap poros. Poros I : Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini : Ft cos a Fr cos a Gambar 3.6 Reaksi Tumpuan Poros I Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

39 30 Zr1 Fr cos a Zr3 Ft cos a Fr a Zr a 43,43 Gambar 3.7 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial. Reaksi akibat adanya gaya tangensial : Σ M A 0 0 ( Ftcos a 50) + ( Ft 135) ( R 185) R Bt - Zr1 Z1 Bt (-Ft cos a 57,9 N Σ M B 0 R At (Ft cos a 8,19 N 50) + (Ft 185 Zr1 Z1 135) (Ft 185 Zr1 Z1 Reaksi akibat adanya gaya radial : Σ M A 0 R Br (Fr cos a 31,6 N Σ M B 0 R Ar (Fr cos a 36,60 N 50) + (Fr 185 Zr1 Z1 135) + (Fr 185 Zr1 Z1 Resultan gaya reaksi tumpuan poros I : 135) 50) 135) 50) (-78,85 50) + (108,58 135) 185 (-78,85 135) + (108,58 50) 185 (8,7 50) + (39,5 135) 185 (8,7 135) + (39,5 50) 185 R A R B At R Ar R + Bt R Br R + 8, ,6 46,196 N 57,9 + 31,6 65,994 N

40 31 Poros II : Ada kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z 3 dan Z 5 yang bekerja, atau roda gigi Z 4 dan Z 8 yang bekerja. Selain itu ada roda gigi tetap yang bekerja yaitu Z 1 dan Z juga Z r dan Z r3. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini : Ft cos a Ft cos a Fr cos a Fr cos a Gambar 3.8 Reaksi Tumpuan Poros II Akibat Gaya Tangensial dan Radial. Fr cos a Ft cos a Ft Fr Zr1 a Zr3 Zr a 53,33 Gambar 3.9 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial.

41 3 Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z3 : Σ M C 0 R Dt (Ft cos a Zr3 50) + (Ft Z 135) + (Ft Z3 185) (64,85 50) + (108,58 135) + (15,01 185) 105,8 N Σ M D 0 R Ct (Ft cos a 385) + (Ft 300) + (Ft Zr3 Z Z3 50) (64,85 385) + (108,58 300) + (15,01 50) 19,64 N Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z3 : Σ M C 0 R Dr Σ M D 0 R Cr (Fr cos a Zr3 50) + (FrZ 135) (FrZ3 185) 365 (3,6 50) + (39,5 135) (55,33 185) (Fr cos a Zr3 385) + (FrZ 300) + (FrZ3 50) 365-8,55 N (3,6 385) + (39,5 300) + (55,33 50) 16,35 N Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z4 : Σ M C 0 (Ft cos a Zr3 50) + (Ft Z 135) + (Ft Z4 395) R Dt (64,85 50) + (108,58 135) + (89,4 395) 1,35 N Σ M D 0 R Ct (Ft cos a Zr3 385) + (Ft Z 300) + (Ft Z4 40)

42 33 (64,85 385) + (108,58 300) + (89,4 40) 140,5 N Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z4 : Σ M C 0 R Dr (Fr cos a Zr3 50) + (FrZ 135) (FrZ4 395) (3,6 50) + (39,5 135) (3,55 395) -14,58 N Σ M D 0 R Cr (Fr cos a Zr3 385) + (FrZ 300) (FrZ4 40) (3,6 385) + (39,5 300) (3,55 40) 45,15 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros II akibat gaya F zr3, F z dan F z3 : R C(zr3,z&z3) R D(zr3,z&z3) Ct R Cr R + Dt R Dr R + 19, ,35 0,5 N 105,8,86 + 8,55 106,15 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros II akibat gaya F zr3, F z dan F z4 : R C(zr3,z&z4) R D(zr3,z&z4) Ct R Cr R + Dt R Dr R + 140,5 + 45,15 147,58 N 1, ,58 13,1 N Poros III : Ada 4 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z 4 dan Z 8 dengan Z 7 dan Z 9 atau Z 4 dan Z 8 dengan Z 6 dan Z 10 atau Z 3 dan Z 5 dengan Z 7 dan Z 9 atau Z 3 dan Z 5 dengan Z 6 dan Z 10 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban akibat gaya tangensial dan gaya radial yang ditampilkan secara terpisah dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini :

43 34 Gambar 3.10 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Tangensial. Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z7 dan Ft z8 : Σ M E 0 (Ft R Ft Σ M F 0 R Et (Ft 180) + (Ft 300 Z7 Z8 10) + (Ft 300 Z7 Z8 Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z6 dan Ft z8 : Σ M E 0 R Ft (Ft Σ M F 0 R Et (Ft 90) + (Ft 300 Z6 Z8 10) + (Ft 300 Z6 Z8 Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z5 dan Ft z7 : Σ M E 0 (Ft R Ft 50) + (Ft 300 Z5 Z7 60) (19,0 180) + (89,4 60) 19,71 N ) (19,0 10) + (89,4 40) 88,73 N ) (60,59 90) + (89,4 60) ,68 N 40) (60,59 10) + (89,4 40) ,34 N 180) (15,01 50) + (19,0 180) 140,55 N 300

44 35 Σ M F 0 (Ft R Et 50) + (Ft 300 Z5 Z7 10) Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z5 dan Ft z6 : Σ M E 0 (Ft R Ft Σ M F 0 (Ft R Et 50) + (Ft 300 Z5 Z6 50) + (Ft 300 Z5 Z6 90) 10) (15,01 50) + (19,0 10) 03,48 N 300 (15,01 50) + (60,59 90) 103,51 N 300 (15,01 50) + (60,59 10) 309,09 N 300 Gambar 3.11 Reaksi Tumpuan Poros III Akibat Gaya Radial. Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z7 dan Fr z8 : Σ M E 0 R Fr (Fr Σ M F 0 R Er (Fr 180) (Fr 300 Z7 Z8 10) (Fr 300 Z7 Z8 60) (69,89 180) (3,55 60) 13,73 N ) (69,89 10) (3,55 40) 3,6 N 300

45 36 Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z6 dan Fr z8 : Σ M E 0 R Fr (Fr Σ M F 0 R Er (Fr 90) (Fr 300 Z6 Z8 10) (Fr 300 Z6 Z8 Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z5 dan Fr z7 : Σ M E 0 R Fr (-Fr Σ M F 0 R Er (Fr 50) + (Fr 300 Z5 Z7 50) (Fr 300 Z5 Z7 60) (94,85 90) (3,55 60) 0,5 N ) (94,85 10) (3,55 40) 6,05 N ) 10) Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z5 dan Fr z6 : Σ M E 0 R Fr (Fr Σ M F 0 R Er (Fr 50) + (Fr 300 Z5 Z6 50) + (Fr 300 Z5 Z6 90) 10) (-55,33 50) + (69,89 180) 3,71 N 300 (55,33 50) (69,89 10) 18,15 N 300 (55,33 50) + (94,85 90) 19,3 N 300 (55,33 50) + (94,85 10) 0,9 N 300 Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya F z7 dan F z8 : R E(z7&z8) R F(z7&z8) Et R Er R + Ft R Fr R + 88,73 + 3,6 91,8 N 19, ,73 193, N Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya F z6 dan F z8 : R E(z6&z8) R F(z6&z8) Et R Er R + Ft R Fr R + 194,34 + 6,05 04,01 N 155,68 + 0,5 155,68 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya F z5 dan F z7 : R E(z5&z7) Et R Er R + 03, ,15 04,9 N

46 37 R F(z5&z7) Ft R Fr R + 140,55 + 3,71 144,3 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros III akibat gaya F z5 dan F z6 : R E(z5&z6) R F(z5&z6) Et R Er R + Ft R Fr R + 309,09 + 0,9 309,76 N 103, ,3 105,9 N Poros IV : Seperti terlihat pada gambar 3.5 bahwa ada 4 kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z 7 dan Z 9 dengan Z 11 dan Z 14 atau Z 7 dan Z 9 dengan Z 1 dan Z 13 atau Z 6 dan Z 10 dengan Z 11 dan Z 14 atau Z 6 dan Z 10 dengan Z 1 dan Z 13 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban akibat gaya tangensial dan gaya radial yang ditampilkan secara terpisah dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini : Gambar 3.1 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Tangensial. Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z9 dan Ft z11 : Σ M G 0 (Ft Z11 140) + (Ft Z9 315) (760,07 140) + (19,0 315) R Ht 383,67 N Σ M H 0 (Ft Z11 95) + (Ft Z9 10) (760,07 95) + (19,0 10) R Gt 568,4 N

47 38 Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z9 dan Ft z1 : Σ M G 0 (Ft Z1 50) + (Ft Z9 315) (49,88 50) + (19,0 315) R Ht 167,77 N Σ M H 0 (Ft Z1 385) + (Ft Z9 10) (49,88 385) + (19,0 10) R Gt 74,13 N Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z10 dan Ft z11 : Σ M G 0 (Ft Z11 140) + (Ft Z10 5) (760,07 140) + (60,59 5) R Ht 379,41 N Σ M H 0 (Ft Z11 95) + (Ft Z10 10) (760,07 95) + (60,59 10) R Gt 641,5 N Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z10 dan Ft z1 : Σ M G 0 (Ft Z1 50) + (Ft Z10 5) (49,88 50) + (60,59 5) R Ht 163,51 N Σ M H 0 (Ft Z1 385) + (Ft Z10 10) (49,88 385) + (60,59 10) R Gt 346,97 N Gambar 3.13 Reaksi Tumpuan Poros IV Akibat Gaya Radial.

48 39 Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z9 dan Fr z11 : Σ M G 0 (FrZ11 140) (FrZ9 315) (76,64 140) (69,89 315) R Hr 38,4 N Σ M H 0 (FrZ11 95) (FrZ9 10) (76,64 95) (69,89 10) R Gr 168,33 N Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z9 dan Fr z1 : Σ M G 0 (-FrZ1 50) + (FrZ9 315) (-90,95 50) + (69,89 315) R Hr 40,15 N Σ M H 0 (FrZ1 385) (FrZ9 10) (90,95 385) (69,89 10) R Gr 61, N Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z10 dan Fr z11 : Σ M G 0 (FrZ11 140) (FrZ10 5) (76,64 140) (94,85 5) R Hr 39,97 N Σ M H 0 (FrZ11 95) (FrZ10 10) (76,64 95) (94,85 10) R Gr 141,8 N Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z10 dan Fr z1 : Σ M G 0 (-FrZ1 50) + (FrZ10 5) (-90,95 50) + (94,85 5) R Hr 38,61 N Σ M H 0 (FrZ1 385) (FrZ10 10) (90,95 385) (94,85 10) R Gr 34,71 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya F z9 dan F z11 : R G(z9&z11) Gt R Gr R + 568, ,33 59,8 N

49 40 R H(z9&z11) Ht R Hr R + 383, ,43 385,59 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya F z9 dan F z1 : R G(z9&z1) R H(z9&z1) Gt R Gr R + Ht R Hr R + 74, , 80,88 N 167, ,15 17,51 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya F z10 dan F z11 : R G(z10&z11) R H(z10&z11) Gt R Gr R + Ht R Hr R + 641, ,8 656,75 N 379, ,97 381,51 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros IV akibat gaya F z10 dan F z1 : R G(z10&z1) R H(z10&z1) Gt R Gr R + Ht R Hr R + 346, ,71 348,7 N 163, , N Poros V : Ada kemungkinan roda gigi yang bekerja yaitu roda gigi Z 1 dan Z 13 yang bekerja, atau roda gigi Z 11 dan Z 14 yang bekerja. Masing-masing menimbulkan gaya reaksi yang besarnya tidak sama. Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar di bawah ini : Z 1 dan Z 13 yang bekerja Z 11 dan Z 14 yang bekerja Gambar 3.14 Reaksi Tumpuan Poros V Akibat Gaya Tangensial dan Radial.

50 41 Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z13 : Σ M I 0 R Jt Σ M J 0 R It Ft Z13 50 Ft Z , , Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z13 : Σ M I 0 R Jr Σ M J 0 R Ir Fr Z13 50 Fr Z , , Reaksi akibat adanya gaya tangensial Ft z14 : Σ M I 0 R Jt Σ M J 0 R It Ft Z Ft Z , ,07 95 Reaksi akibat adanya gaya radial Fr z14 : Σ M I 0 R Jr Σ M J 0 R Ir Fr Z Fr Z , , ,7 N 1,16 N 10,45 N 80,5 N 44,6 N 515,45 N 89,03 N 187,61 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros V akibat gaya F z13 : R I(z13) It R Ir R + 1, ,5 35,36 N

51 4 R J(z13) Jt R Jr R + 8,7 + 10,45 30,57 N Resultan gaya reaksi tumpuan poros V akibat gaya F z14 : R I(z14) R J(z14) It R Ir R + Jt R Jr R + 515, ,61 548,53 N 44,6 + 89,03 60,3 N Poros pembalik putaran : Distribusi beban serta reaksi pada tumpuan dapat dilihat dalam diagram gaya pada bidang datar berikut ini : Gambar 3.15 Reaksi Tumpuan Poros Pembalik Putaran Ft Fr cos a Zr1 Fr Ft Zr3 Fr Zr Ft cos a Gambar 3.16 Proyeksi Gaya Tangensial dan Radial. a a 6,76 Dari gambar proyeksi ini terlihat bahwa ada pasangan komponen gaya yang berpengaruh yaitu (Ft.3 Fr.1 cos a) dan (Fr.3 + Ft.1 cos a) sehingga : Reaksi akibat adanya gaya (Ft.3 Fr.1 cos a) : ( Ft.3 Fr. 1 cos a) R K1 R L1 ( 108,58 39,5 cos a) 34,67 N

52 43 Reaksi akibat adanya gaya (Fr.3 + Ft.1 cos a) : ( Fr.3 + Ft. 1 cos a) R K R L ( 39, ,58cos a) Resultan gaya reaksi tumpuan poros pembalik putaran : 73,67 N R K R L 34, ,67 81,4 N Tabel 3.7 Gaya Reaksi Tumpuan Poros I II III IV V Pembalik Resultan Reaksi Tumpuan ( N ) Tumpuan Maksimum A B C D E F G H I J K L Perhitungan Momen Lengkung Maksimum pada Speed Box Perhitungan pada momen lengkung diperoleh dari perkalian gaya reaksi dengan jarak. Perhitungan momen lengkung maksimum ini akan digunakan untuk perhitungan poros pada pembahasan berikutnya. Sebagai contoh perhitungan poros I momen lengkung maksimum terletak pada posisi roda gigi Z 1 yang besarnya 399,71 N.mm. Pada poros I besar momen lengkung akibat gaya-gaya dapat ditentukan sebagai berikut : M A 0 M zr1 R A x 50 81,33 x ,8 N.mm M z1 R B x ,45 x ,71 N.mm M B 0

53 44 Hasil perhitungan momen lengkung pada poros yang lain dengan beberapa kemungkinan posisi roda gigi ditampilkan dalam tabel berikut ini : Tabel 3.8 Momen Lengkung Poros I II III IV V Pembalik Momen Lengkung ( N.mm ) Maksimum Perencanaan Poros pada Speed Box Pada poros transmisi yang meneruskan daya melalui roda gigi, poros tersebut selain mendapat momen lengkung juga mendapat momen puntir (torsi). Besar torsi pada poros I adalah: T 4500 P π N (N.m) (3.16) Dimana : P Daya (kw); dimana 1 kw 1,341 hp N Kecepatan putaran (rpm) Sehingga: T 4500 (3,7 1,341) π 1400,5383 N.m 53,83 N.cm

54 45 Besar momen lengkung pada poros I diambil momen lengkung maksimum yaitu 399,71 N.mm 39,97 N.cm. Material ditentukan SNCM5 dengan kekuatan tarik 10 N/mm, sehingga diameter poros dapat dihitung : d s 16 π τ s ( K m M ) + ( K t T ) 1/ 3 (mm) (3.17) (Khurmi, R.S., A Text Book of Machine Design, hal 447) Dimana : K m Faktor koreksi untuk momen lengkung, diambil 1,5 K t Faktor koreksi untuk momen punter, diambil 1,5 τ s σ b / (Sf 1. Sf ) Sf 1 Faktor keamanan terhadap kelelahan puntir. Untuk material SNCM5, Sf 1 6 Sf Faktor keamanan terhadap konsentrasi tegangan, dipilih 10 / (6. ) 10 N /mm 1000 N / cm Didapatkan : d s 16 π 1000 (1,5 39,97) + (1,5 53,83) 1/ 3 1,471 cm 14,7 mm Untuk perhitungan diameter poros lainnya, dilakukan dengan cara yang sama tetapi putaran poros yang digunakan adalah putaran poros terendah. Hasil dari perhitungan dapat dilihat pada tabel berikut ini : Tabel 3.9 Diameter Poros pada Speed Box Poros P (kw) N (rpm) M (N.cm) T (N.cm) Diameter poros (mm) I II III IV V Pembalik