BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN

BAB IV HASIL DAN PEMBAHASAN 4.1. Analisis Perhitungan Sebelum mendesain mesin pemotong kerupuk hal utama yang harus diketahui adalah mencari tegangan geser kerupuk yang akan dipotong. Percobaan yang dilakukan untuk mendapatkan tegangan geser kerupuk adalah dengan meberi beban pada pisau pemotong hingga kerupuk teriris. Berikut gambaran percobaan tegangan geser kerupuk: Gambar 4.1 pengujian tegangan geser 4.2. Perhitungan Tegangan Geser Kerupuk Pada prisip tegangan geser memiliki rumus yaitu τ 31

32 pemotong. Sehingga kita harus mengetahui gaya pemotongan dan luasan dari pisau Berat beban yang dikenakan pada kerupuk adalah 8 kgf, berat beban pemotongan dikali dengan grafitasi (g 9,81 m/s 2 ) menjadi 8 (kgf) x 9,81 (m/s 2 ) 78,48 kgf.m/s 2 1 kgf.m/s 2 1 Newton berarti gaya untuk memotong kerupuk 78,48 N Setelah mendapatkan besarnya gaya pemotongan yang diperlukan adalah luasan dari kerupuk yang akan dipotong. Perhitungan luasan kerupuk A x d 2 x 60 2 2 827,43mm 2 Tegangan geser yang terjadi τ 0,0277N/mm 2 Jadi tegangan geser kerupuk ikan yang akan dipotong adalah 0,0277N/mm 2 Setelah mendapatkan tegangan geser kerupuk dilanjutkan dengan.perhitungan daya motor yang dipakai dalam mesin pemotong kerupuk 4.3. Perhitungan Daya Motor kerupuk Sebelum menghitung daya motor berikut desain awal dari mesin pemotong

33 Gambar 4.2 penampang piringan pemotong R Potong (piringan) r 100mm Tegangan Geser kerupuk τ 0,0277mm 2 Npotong 60-70 r.p.m Luasan kerupuk yang dipotong 2 827,43mm 2 Berikut rumus torsi dari tegangan geser, luasan pisau pemotong dan jari-jari piringan pemotong. Torsi pemotongan F x r (F τxa) τxax r 0,0277x2 827,43 x 100 7,848N.mm ~ 7.848N.m Kecepatan sudut pemotongan diambil dari r.p.m terbesar yaitu 70 r.p.m. Kecepatan sudut ω 7,33rad Daya motor menurut desain P d T. ω 7.848 x7,33 57.5258 N.m/s Efisiensi motor rata-rata 78,8 % Efisiensi di V-belt 95 % Efisiensi di Gearbox 94% Daya aktual motor P

34 81.7495N.m/s ~82 Watt Untuk menghindari daya motor yang terlalu kecil yang bisa mengakibatkan kurangnya gaya pemotongan jadi pada mesin pemotong kerupuk menggunakan motor dengan kapasitas 0,5 HP atau setara dengan (367,87 Watt 0,367 kwatt) dengan putaran motor sebesar 1440 r.p.m 4.4. Perhitungan Pulley dan Reducer Gear sebesar. Dalam perhitungan putaran output dari kontruksi mesin pemotong kerupuk yaitu sebesar: Perbandingan putaran output pada sistem pemindah daya dengan Pulley yaitu Diameter pulley pada motor D 1 2,5 (63,5mm) Diameter pulley pada gear box D 2 5 (127 mm) Putaran output motor N 1 1440 r.p.m Rumus perbandingan putaran input dan output N 2 N 2 N 2 720 r.p.m.

35 gear sebesar: Perbandingan putaran output pulley (input gear box) dengan output pada reducer perbandingan input dan output reducer gear sebesar 1: 10 1: 10 N 3 N 3 72 r.p.m. Sehingga kecepatan putaran piringan sebesar 72 r.p.m. 4.5. Perhitungan Kekencangan Sabuk pada V-Belt Di dalam kontruksi mesin ini kami menggunakan v-belt tipe A atau 13C dengan ukuran b 13 dan t 8. Sedangkan pulley yang digunakan yaitu Pada motor D 1 2,5 (63,5mm) Pada gear box D 2 5 (127 mm) Koefisien gesek dari v-belt( rubber ) dengan pulley (cast iron) μ 0,3 Faktor koreksi daya untuk v-belt dengan variasi beban kecil, torsi maksimum < 200% dan jam kerja 8-10 jam/hari f c 1,1

36 Gambar 4.3 perpindahan daya dengan v-belt Perhitungan sudut kontak v-belt terhadap pulley α sin -1 sin -1 5,52 ~ 2,617 rad θ (180-2α) 168,96 ~ 2,94 rad Perhitungan kecepatan v-belt v ω.r x r pulley x 31,75 4.787,78 mm/s ~ 4,78 m/s Setelah mendapat koefisien gesek dan sudut kontak kita bisa menghitungperbandingan tegangan v-belt pada bagian kencang dan bagian kendor dengan rumus. T 1 2,42 T 2

37 motor. Dimana daya aktual motor merupakan daya dari motor dikali dengan efisiensi P a P.η P a 367,87x 78,8 % P a 289.8815 Watt Setelah daya aktual didapat melalui efisiensi motor maka daya motor perlu dikali dengan factor koreksi untuk faktor keamanan. P d f c.p a P d 1,1 x 0,394 P d 289.8815 Watt P (T 1 T 2 ) x V sehingga (T 1 T 2 ) 60,6446 N (2,42 T 2 T 2 ) 60,6446 N T 2 (2,42-1) 60,6446 N T 2 60,6446 N x 1,42 86,1153N Dari perbandingan T1 dan T2 di atas T 1 2,42 T 2 T 1 2,42 x 86,1153 N 208,3 N 4.6. Perhitungan Poros untuk Piringan Poros piringan berputar dengan kecepatan 72 r.p.m dimana daya motor sebesar 367,87 Watt 0,38 kwatt

38 Bahan pada poros motor yaitu S 45C dengan angka keamanan untuk beban tetap pada baja diambil v 4 Angka poisson untuk material baja yaitu 1/m 0,33 σ 58 kgf/mm 2 (dikali grafitasi g 9,81 m/s 2 ) 568,98 N/mm 2 τ 0,5.σ 0,5 x 568,98 N/mm 2 284,49 N/mm 2 σ /v 568,98 /4 142.24 N/mm 2 τ /v 284,49/ 4 71,12 N/mm 2 Dimanadaya aktual motor merupakan daya dari motor dikali dengan efisiensi motor, v-belt dan gear box, daya motor desain perlu dikali dengan factor koreksi untuk daya rata-rata sebesar 2 untuk faktor keamanan. P d f c xp a x η P d 2 x 367,87 Watt x 78,8 % x 95 % x 94% P d 517,72Watt Perhitungan torsi yang terjadi pada poros P T.ω ω 2π.N / 60 T 68,66 N.m ~ 68 660 N.mm Porospiringan ini hanya menerima gaya puntir sehingga tegangan kerja yang terjadi sebesar, berikut rumus tegangan geser akibat puntir

39 τ Tahanan bengkok dari poroswp τ 43,71N/mm 2 Karena poros pada alat memiliki tegangan geser ijin sebesar 71,12 N/mm 2 sedangkan tegangan kerja poros sebesar 43,71 N/mm 2, karena (71,12 N/mm 2 ) >τ kerja (43,71 N/mm 2 ) sehingga poros pada motor aman. 4.7. Perhitungan Baut Penahan Piringan Antara piringan dan poros selain menggunakan pasak sebagai pengunci digunakan juga baut sebagai penambah kekuatan. Ukuran baut M10 dc 8,61 mm. Gambar 4.4 penampang baut dan ukuran jarak baut Kekuatan baut P 1420 d P 1420 10 14 200 N A 14 200. 4 / π. 8,16 2

40 271,53 N/mm 2 135,76N/mm 2 σ crushing 271,53 N/mm 2 Diameter baut pada sumbu poros 40 mm Banyaknya baut 4 Kecepatan poros 72 rpm Torsi pada poros T 68 660 N.mm Perhitungan torsi maksimum pada baut M 10 dengan dc 8,16 mm sebagai penahan piringan adalah T Dc 2 x x T 8,16 2 x135,76 x T 141 994,66N.mm Karena kekuatan torsi baut T baut (141 994,66 N.mm) >T aktual (68 660 N.mm)maka pasak dikatakan aman terhadap geser. Pengecekan baut akibat crushing dengan tebal crushing 15 mm T Dc x t x σ crushing x T T 8,16 x 15 x 271,53 x 701 361,99N.mm Karena kekuatan torsi baut T baut (701 361,99 N.mm) > T aktual (68 660 N.mm), maka pasak dikatakan aman terhadap crushing.

41 4.8. Perhitungan Bearing Bearing menggunakan rolling bearingtipe single row deep groove dengan nomor bearing 204, Spesifikasi bearing single row deep groove no 204 Diameter dalam bearing d 20 mm Diameter luar bearing D 47 mm Lebar bearing B 14 mm Basic dinamik bearing C 10 000 N Basic statik bearing C o 6 550 N Berat piringan yaitu 1,5 kgf (dikali grafitasi g 9,81 m/s 2 ) 14,715 N merupakan beban axial sedangkan beban radial di dapat dari beban kerupuk (0,5 kg ~ 4,9 N) pada posisi pemotongan. Gambar 4.5 pembebanan pada bearing Σ MA 0 F kerupuk x 100 Fr x 20 Fr 4,9x 100 / 20 24,5 N Beban axial Fa + F kerupuk 14,715 N + 4,9 N 19,625 N Beban radial Fr 24,5 N

42 0,0029 Nilai e 0,801 Sehingga Nilai e > 0,44 Dari tabel cari factor untuk beban aksial dan radial dengan 0,0029 dan e > 0,44 pada tipe ball bearing Xr 0,56 Ya 2,0 Perhitungan beban equivalen pada bearing Fe (Xr.V.Fr + Ya.Fa) Ks Fe (0,56.1.24,5 + 2,0.19,625) 1 Fe 52,97 N Dalam tabel umur bearing pada mesin yang bekerja 8 jam dengan motor listrik sebesar 12 000-20 000, Karena poros piringan erputar pada 72 r.p.m. sehingga umur bearing dalam satuan rev L 60.N.L H L 60 x 72 x 20 000 L 86,4 x 10 6 rev Perhitungan beban kerja yang terjadi terhadap bearing C C C 232,35 N

43 Karena Basic dinamik ijin bearing C 10 000 N > Basic dinamik kerja bearing C 232,35 N, maka bearing termasuk aman. mesin adalah. Karena bearing termasuk aman sehingga umur bearing terhadap beban kerja L L 6,72 x 10 12 rev Bearing pada komponenmesin ini dapat bertahan hingga 6,72 x 10 12 rev rev (putaran) 4.9. Perhitungan Baut Motor dan Baut Gear Box Perhitungan baut motordengan ukuran baut M12 dc 9,808 mm Gambar 4.6 pembebanan baut dan ukuran jarak baut Kekuatan baut P 1420 d P 1420 12 17 040 N

44 A 17 040. 4 / π.9,808 2 225,53 N/mm 2 112,76N/mm 2 Gaya yang diterima baut F (T 1 +T 2 ) 208,3990 N Jumlah baut n 4 Pembebanan geser langsung Beban pulley mengakibatkan pembebanan lain berupa pembebanan konsentris dimana beban puntir akibat gaya terdapat di titik berat penempatan baut F 1 52,09 N Gambar 4.7 pembebanan konsentris pada baut motor Perhitungan jarak baut ke G 90,13 mm

45 F 2 Besarnya gaya yang diterima baut berupa tegangan geser akibat momen 69,37 N Sudut θ antar pembebanan langsung dan pembebanan akibat puntir yaitu tan -1 33,69 Setelah mendapatkan besarnya gaya pembebanan langsung dan pembebanan aibat momen puntir maka gaya tersebut harus dikalkulasikan. Biasanya pembebanan terbesar terjadi pada pembebanan yang memiliki sudut terkecil. Pembebanan total F a 116,35 N Perhitungan ukuran baut motor τ izin A Tegangan bautτ izin 1,5399N/mm 2 Karena desain (112,76N/mm 2 )> aktual (1,5399 N/mm 2 ) sehingga baut motor dikatakan aman. 4.10. Perhitungan Lasan pada Rangka Pada pembebanan lasan rangka ini mengalami pembebanan secara eksentris dimana lasan mengalami pembebanan langsung dan pembebanan akibat momen

46 Perhitungan lasan penyangga motor Gambar 4.8 posisi pengelasan rangka penyangga motor Rangka dengan tebal 3mm sebagai penyagga dianggap satu kesatuan dan dilas di 3 titik seperti pada gambar 3.6, lalu penampang rangka dilas sebagai berikut gambar 3.7. Gambar 4.9 penampang lasan rangka Setalaha mengetahui penampang lasan maka kita harus menghitung luasan lasan untuk mendapatkan tegangan langsung pada lasan. Perhitungan luasan 3 titik lasan A 509,1 mm 2 Pembebanan langsung τ l 0,41 N/mm 2

47 Pembebanan akibat momen Gambar 4.10FBD pembebanan pada lasan Perhitungan titik berat 3 titik pengelasan sehinggae 70+33,3 103,3 Karena pada segitiga cog terdapat pada 1/3 dari tinggi segitiga sehingga perhitungan jarak titik berat terhadap titik pengelasan r 1 74,46 mm r 2 137,4 mm r 3 94,25 mm Perhitungan inersia polar lasan untuk perhitungan tahanan puntir J 361.984.000 mm 4 Inersia terhadap Cog lasan 3 titik J 2 [Ip+A.r 2 ]

48 J 1 [Ip+A.r 2 1 ] [361.984.000 +509,1 x 74,46 2 ] 364.806.998,9mm 4 J 2 [Ip+A.r 2 2 ] [361.984.000+509,1 x 94,25 2 ] 366.506.767,1mm 4 J 3 [Ip+A.r 2 3 ] [361.984.000+509,1 x137,4 2 ] 371.595.576,7mm 4 J total J 1 +J 2 +J 3 364.806.998,9+ 366.506.767,1+ 371.595.576,7 1.102.909.343mm Perhitungan pembebanan akibat momen τ 2 τ 2 2,68. 10-3 N/mm 2 τ 1 x r 1 x 74,46 1,45. 10-3 N/mm 2 τ 3 x r 3 x 94,25 1,83.10-3 N/mm 2 Perhitungan sudut antara gaya pembebanan langsung dan pembebanan akibat momen θ 1 tan -1 63,4

49 θ 2 tan -1 75,98 θ 3 (180-α) (180-cos -1 ) 134,93 pembebanan total τ a1 0,41N/mm 2 τ a2 0,41N/mm 2 τ a3 0,41N/mm 2 Tegangan kerja tertinggi terjadi pada titik 2 sebesar 0,41N/mm 2 < tegangan ijin lasan 7,9 N/mm 2 sehingga lasan rangka termasuk aman. 4.11. Perhitungan Kekuatan Rangka Rangka pada mesin pemotong kerupuk diameter 6 cm terdiri dari rangka kaki, rangka penopang berat komponen mesin dan rangka penopangkontruksi kerja mesin. Berikut pembebanan yang terjadi pada rangka kaki, Gambar 4.11 pembebanan pada rangka kaki

50 Karena berat komponen yang ditopang oleh rangka kaki sebesar 10,5 kg yang terdiri dari: gear box 5 kg, pulley 2 kg, piringan 1,5 kg, dan poros dan bearing 2 kg. Pada rangka kaki terjadi pembebanan tekan langsung dan pembebanan akibat momen bengkok, Tegangan rangka di reduksi ke empat bagian rangka kaki. Gambar 4.12 penampang rangka kaki Rangka kaki terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin 100 N/mm 2 Luasan penampang rangka kaki (A) 35 2 (35-3) 2 201 mm 2 Beban rangka kaki (F) 10,5 kgf (dikali g 9,81 m/s 2 ) 103 N Pembebanan langsung σ 1 0,51 N/mm 2 Momen bengkok pada rangka Mb F x L 103 x 300 30 900 N.mm Tahanan bengkok rangka Wb 2 152,61 mm 3

51 Pembebanan akibat momen σ 2 14,35 N/mm 2 Pembebanan total σ 1 + σ 2 0,51 + 14,35 14,86 N/mm 2 Karena tegangan ijin bahan rangka 100 N/mm 2 > tegangan kerja 14,86 N/mm 2 sehingga rangka dikatakan aman. Pembebanan rangka penopang beban komponen, Rangka penopang berat komponen terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin 100 N/mm 2 Gambar 4.13pembebanan rangka penopang berat komponen Berat komponen mesin (F) 10,5 kgf (dikali g 9,81 m/s 2 ) 103 N

52 Perhitungan reaksi tumpuan di A dan B Jarak Ay dan By sama sehingga nilai Ay dan By sama. Σ Fy 0 F Ay By F 2Ay Ay By 103/2 51,5 N 51,5 N Momen bengkok pada rangka Mb Ay x L 51,5 x 300 15 450 N.mm Gambar 4.14FBD rangka penopang beban komponen komponen. Berikut adalah penampang dari rangka yang digunakan sebagai penopang berat Gambar 4.15 penampang rangka penopang berat komponen Tahanan bengkok rangka Wb

53 2 152,61 mm 3 Pembebanan akibat momen σ 7,18 N/mm 2 Karena tegangan ijin bahan rangka penopang 100 N/mm 2 > tegangan kerja 7,18 N/mm 2 sehingga rangka penopang dikatakan aman. Perhitungan rangka penopang kontruksi kerja mesin. Gambar 4.16 pembebanan rangka penopang kontruksikerjamesin Rangka penopang kontruksi kerja mesin terbuat dari bahan st 41 dengan tegangan ijin 100 N/mm 2 Gaya yang bekerja sebesar F T 1 + T 2 208,3990 N Perhitungan reaksi tumpuan di A dan B Σ MA 0

54 F x 170 By x 290 By 180,78 N Σ Fy 0 Ay + By F Ay 308,39 180,78 127,61 N Momen bengkok pada rangka Mb By x L 180,78x 20 21 693 N.mm Gambar 4.17 FBD rangka penopang kontruksi kerja mesin Berikut adalah penampang dari rangka yang digunakan sebagai penopang kontruksi kerja mesin. Gambar 4.18 penampang rangka penopang kontruksi kerja mesin Tahanan bengkok rangka Wb

55 2 152,61 mm 3 Pembebanan akibat momen σ 10,07 N/mm 2 Karena tegangan ijin bahan rangka penopang 100 N/mm 2 > tegangan kerja 10,07 N/mm 2 sehingga rangka penopang dikatakan aman.