BAB IV PERENCANAAN PERANCANGAN

95 BAB IV PERENCANAAN PERANCANGAN 4.1 PERENCANAAN CUTTER 4.1.1 Gaya Pemotongan Bagian ini merupakan tempat terjadinya pemotongan asbes. Dalam hal ini yang menjadi perhatian adalah bagaimana agar asbes benar-benar terpotong dalam proses pemotongan. Untuk itu diperlukan perhitungan gaya-gaya yang terjadi. Berdasarkan spesifikasi bahan asbes tebal 3 mm dengan harga kekuatan tarik (tensil strength) 0,7 N/mm. Dimana: τ ( 0,5 0,75) σ g t 4.48) Maka: τ g 0,75 0, 7 N/mm τ g 15,55 N/mm 4.48) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, P.T Pradnya Paramita, hal: 99 95

96 Cutter mengalami dua bentuk pemotongan yaitu pada saat cutter bergerak turun (I) dan pada saat cutter berputar (II). a. Kondisi I Pada kondisi ini merupakan proses punching. Sehingga untuk mencari besar gaya punch cutter yaitu dengan menggunakan persamaan : F L. t. Ss 000 b a O θ b α 3 mm Gambar 4.1 Luasan Geser Pemotongan1 Dimana: L Panjang pemotongan bahan (in) t Tebal bahan (in) S s Shear Strength/ Kekuatan potong bahan (Psi) F Gaya (ton) ob 1. d cutter ob 5 mm oa ½ d cutter 3 mm (5 3) mm mm

97 cos oa θ ob 0,88 5 θ 8,3576 o α θ 56,715 o Menghitung Panjang Busur bb α.. r 360 π 56,7153 3.14 5 360 4,734 mm Maka: F 0,9738 0,1181 5000 000 0,875 ton 80,5168 N b. Kondisi II Pada kondisi ini berlaku proses shearing (pemotongan). Karena adanya ketajaman cutter dan pengaruh asbes yang dipotong, maka gaya shearing yang direduksi yaitu dengan persamaan : F s K.F dengan K t. P S 4.49) 4.49) H.W Pollack, 1976, Tools Design, New Jersey, Prentise Hall inc, hal: 4

98 Dimana: K Konstanta P Penetrasi (%) S Kedalaman shearing dari cutter (mm) F s Gaya shearing (N/mm ) Dari persamaan diatas F s reduksi dapat diketahui karena S telah diketahui : S 10 tan 45 o 10 mm P, diambil 60% Maka: t P F s. F S 3 0,6 F s 80, 5168 N 10 S Gambar 4. Penetrasi 507,693 N Jadi besar gaya pemotongan (F s ) sebesar 507,693 N 4.1. Kelonggaran Pemotongan Dirumuskan dengan: U S c.s τ g 4.50) Dimana: t U s Kelonggaran Potong (mm) s Tebal Asbes (mm) c Working faktor (diambil 0,01) U s 4.50) PMS-ITB, 1984, Tool Design, Bandung, hal: 93 Gambar 4.3 Proses Pemotongan

99 τ g Tegangan Geser (N/mm ) U s 0,01 x 3 15, 55 0,1 mm 4.1.3 Perencanaan Diameter Poros Cutter Mencari besar torsi (T) yang terjadi pada cutter : T F s r cutter 507,693 x 5 169,35 Nmm Poros dibuat dari bahan S 45 C dengan kekuatan tarik 568,98 N/mm Faktor keamanan, S f1 6 ; S f Maka tegangan geser poros yang diijinkan (τ a ): τ a S σ t 4.51) xs f 1 f 568,98 6 47,415 N/mm Mencari diameter poros pada cutter: T π 3. τ a. d 4.5) 16 d 3 16. T π. τ a 4.51) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 8 4.5) Ibid, hal: 17

100 16 169,35 π 47,415 d 3 11,09 mm Maka diameter poros cutter diambil : 14 mm 4. PERENCANAAN PUTARAN MESIN Dalam perencanaan mesin ini, harus disesuaikan dengan besarnya tenaga motor penggerak yang digunakan sehingga dapat dioperasikan. Adapun perencanaan putaran mesin adalah : 4..1 Mencari Kecepatan dan Waktu Potong Cutter Putaran yang diinginkan : 10 rpm v.60 n π. d Dimana : n Putaran (rpm) v Kecepatan cutter (m/s) d Diameter Cutter (m) v n. π. d 60 10. π.0,05 60 0,06 m/s Waktu pemotongan dapat dicari dengan rumus: t v l Dimana: l Panjang pemotongan asbes (m)

101 π 0,7 t 0,06 83,9 s Sedangkan, v ω. r 4.53) Dimana: ω Kecepatan Sudut (rad/s) r Jari-jari Cutter (m) v ω r 0,06 0,05 1,048 rad/s ω 1,0983 rad / s 4.. Mencari Percepatan Sudut ω ω +. α.. θ 0 4.54) Dimana : α percepatan sudut θ Sudut potong cutter pada Packing (rad) 10 ω α. θ 1,0983.0,4948 0,9875 rad/s 50 14 30 α. T W. r 4.55) Gambar 4.4 Cutter Atas 4.53) Halliday Resnick, Jilid 1, 1994, Fisika, Jakarta, Erlangga, hal: 331 4.54) Ibid, hal: 30 4.55) Ibid, hal: 360

10 Dimana : W Berat Cutter T Torsi Mencari W cutter π ( d + d. d + d ). d 1 V. π. h 1 1. h 4 V π ( + 50.30 + 30 ).14. 1. π.10 50 10 1 4 181,67 1538,6 1183,07 mm 3 11,831 cm 3 ρ density/ masa jenis m V ρ 11,831 cm 3 x 0.0079 kg/cm 3 0,0891 kg W cutter 0,8744 N T α. W. r 0,9875 0,8744 0,05 0,0108 Nm Sehingga torsi pada cutter menjadi : T 1,693 Nm + 0,0108 Nm 1,7031 Nm

103 4..3 Mencari Gaya Pada Lengan Pulley F lp T r pulley 1,7031 Nm 0,07 m 181,478 N 4.3 PERENCANAAN RODA GIGI 4.3.1 Mencari Gaya Tangensial Pada Roda Gigi F t T Dp T mt. G 4.56) Dimana : T Torsi pada roda gigi (Nmm) Dp Diameter Pitch roda gigi (mm) Ft Fr T G jumlah gigi m modul gear Fa (Asumsi, Torsi cutter Torsi pada roda gigi) x1703,1 F t m 76 334,3 N m 4.3. Mengecek Modul Yang Digunakan F t ' L b ( σ a. Cv). b. π. my. L 4.57) Gambar 4.5 Gaya Pada Roda Gigi 4.56) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 105 4.57) Ibid, hal: 1056

104 σ a σ t S S f 1 f Dimana, Faktor keamanan : S f1 6 ; S f 4.58) σ a Tegangan tarik yang diizinkan σ t untuk S 45 C adalah 568,98 N/mm 4.59) 568,98 σ a 47,415 N/mm 6 Kecepatan pitch line, π. mt.. N G G v 100 4.60) Dimana, N G : kecepatan gear (rpm) π m 76 10 100 3,864 m meter/s Cv, faktor kecepatan Cv 3 4.61) 3 + v 3 3 + 3,864 m 4.58) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 8 4.59) Lampiran 4, hal: 15 4.60) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 1056 4.61) Ibid, hal: 1047

105 Panjang sisi kerucut L mt. G sinθ 4.6) m 76 99,3 m sin,5 Mencari tebal roda gigi, b L 3 4.63) 99,3 m 33,1 m 3 Faktor bentuk gigi, Y 0,91 0,154 T 4.64) ' 0,91 Y 0,154 0,14 76 Maka modul yang digunakan, F L b L ( σ C ). b. π my t a v. 4.65) 334,3 3 99,3 m 33,1 m 47,415.17,913m 3,14 m 0,14 m 3 + 3,864m 99, 3 m 334,3 757,79 m m 3 + 3, 864m 4.6) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 1056 4.63) Ibid, hal: 1056 4.64) Ibid, hal: 1001 4.65) Ibid, hal: 1047

106 757,79 m 3 100,87 + 7977,5 m Dengan mencoba memasukan angka, maka m 3,3 atau 3 mm Sehingga sesuai dengan standart yaitu M 3 mm 4.66) 4.3.3 Memeriksa Roda Gigi Bahan roda gigi S 45 C σ t 58 kg / mm 568,98 N / mm Untuk bahan S 45 C dengan pengaruh massa maka diambil faktor, S ft 6, S f σ a σ t S S f 1 f 568,98 σ a 47,415 N/mm 6 Besarnya faktor dinamis K v atau C v 0,9 Besarnya faktor koefesien geometri J 0,330 4.67) 4.68) 4.66) Lampiran 13, hal: 136 4.67) Lampiran 14, hal: 137 4.68) Lampiran 14, hal: 137

107 Besarnya faktor beban lebih K o atau C o 1,50 4.69) Besarnya faktor ukuran K s ( ) 4 m, 4 4.70) 1,08 Besarnya faktor distribusi beban K m 1,10 4.71) Mencari W gear π ( d + d. d + d ). d 1 V. π. h 1 1. h 4 π ( 9 + 9.198 + 198 ).18. 1 V. π.5 0 1 4 89613,917 5086,8 0 891036,4917 mm 3 891,0365 cm 3 M 891,0365 cm 3 x 0.0079 kg/cm 3 9 18 198 7,039 kg Maka, W gear 69,0544 N 4.3.3.1 Menghitung Kekuatan Terhadap Beban Lentur Gambar 4.6 Gear Beban lentur yang diijinkan, 4.69) Lampiran 14, hal: 137 4.70) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 71 4.71) Lampiran 11, hal: 134

108 F b σ a. m. K v. J K. K. K o s m 4.7) 47,415 69,0544 0,9 0,330 F b 545,7 N/mm 1,50 1,08 1,10 Tegangan kontak yang diijinkan : σ c 10Kg / mm 1000,6N / mm 4.73) Besarnya koofesien elastis C p 74, Kg/mm 730,845 N/mm 4.74) Besarnya faktor kondisi permukaan C f 1 Besarnya geometri I 0,09 4.75) 4.76) Menghitung beban permukaan: F H σ c C p d. C. I o v. C. C m. C f 4.77) F H 31 0,9 0,09 1000,6 730,84 1,5 1, 1 19,4857 N/mm Harga terkecil dari F b dan F H akan dijadikan F min Maka besar F min 19,4857 N/mm dan F t 109,890 N 4.7) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 70 4.73) Ibid, hal: 73 4.74) Lampiran 15, hal: 138 4.75) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita,hal: 73 4.76) Lampiran 16, hal: 139 4.77) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita,hal: 7

109 4.3.3. Menghitung Lebar Gigi 109,890 b 19,4857 4.78) b 5, 64 mm Maka untuk mengecek keamanannya: b 4.79) < 10 m 5,64 1,88 3 Karena 1,88 < 10, maka aman. 4.4 PERENCANAAN POROS 4.4.1. Poros Bagian Atas 4.4.1.1 Mencari Reaksi Tiap Titik R b Wpr W gear W P +F b T cutter A B C D E 15 186 5 0 Ftg Gambar 4.7 Gaya Reaksi Pada Poros Atas R c 4.78) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 73 4.79) Ibid, hal: 73

110 Mencari W bantalan 48 0 40 10 0 V π 30 4 ( 30 40 48).0. Gambar 4.8 Bantalan Luncur 57600-944.778 48175, mm 3 48.175 cm 3 m 48.175 cm 3 x 0.0079 kg/cm 3 0.3808 kg Maka, W bantalan 3,7337 N Diketahui W poros 5 N Mencari W pulley Berat pulley diasumsikan 1,5 kg Maka : W pulley 14,715 N Mencari Tegangan Belt Dari perhitungan gaya tegang/ tarikan pada sabuk, maka didapatkan: T 1 ( Tegangan belt kencang ) adalah 03,606 N T ( Tegangan belt kendor ) adalah 16,178 N Sehingga tegangan belt total: T b T 1 + T 03,606 N + 16,178 N 19,784 N

111 Menentukan gaya tangensial pemotongan pada poros cutter: F tg F s Sin θ Dimana θ 8,36 o F tg 507,693 N x Sin 8,36 o 3 mm R F s θ F s Sin α F s Cos α 41,16 N Gambar 4.9 Arah gaya pemotongan pada poros atas Dari data diatas maka dapat diketahui beban tiap titik : Titik D, R D W gear 69,0544 Titik E, R E W P + T b 14,715 N+ 19,784 N 34,5 N Mencari Rb, Σ M C 0 R E. 45 + R D. 5 - R B.186 + R A.01 W pr.63 + 1703,1 0 (34,5 x 45) + (69,0544 x 5) (186 R B ) + (41,16 x 01) (5 x 63) + 1703,1 0 R B 393,65 N Mencari R C, Σ F Y 0 R A - R B + R C R D - R E - W pr 0 41,16 N 393,65 N + R C 69,0544 N - 34,5 N 5 0 R C 460,609 N

11 4.4.1. Mencari Harga Momen Lentur Σ M A 0 Σ M B R A. 15 41,16 x 15 3617,4 Nmm Σ M C R A. 01 - R B. 186 W pr. 63 (41,16 x 01) - (393,65 x 186) (5 x 63) -4981,96 Nmm ΣM D R A. 6 - R B. 11 + R C. 5 W pr. 88 (41,16 x 6) (393,65 x 11) + (460,609 x 5) (5 x 88) -17393,109 Nmm ΣM E 0 Momen lentur maksimum di titik C yaitu 4981,96 Nmm

113 393,65 N 5 N 69,0544 N 34,5 N 1703,1 15 13 63 5 41,16 N 460,609 N 0 3617,4 A B C D E 17393,109 4981,96 Gambar 4.10 Diagram Momen Lentur Poros Atas Beban poros S 45 C, σ t 568,98 N/mm Faktor keamanan S f1 6, S f σ a 568,96 47,415 N/mm 6 x Faktor koreksi lenturan, K m 1,5 Faktor koreksi puntiran, K t 1 4.80) 4.81) 4.80) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 18 4.81) Ibid, hal: 8

114 4.4.1.3 Mencari Diameter Poros Atas d s 5,1 σ a ( K. M ) + ( K. T ) m t 1 3 4.8) Dimana : M Momen lentur maksimum (Nmm) T Momen puntir ekivalen (Nmm) d s 5,1 47,416 16, mm ( 1,5 4981,96 ) + ( 1 1703,1 ) 1 3 Diameter poros diambil 18 mm berarti aman 4.4.14 Perhitungan Sudut Puntiran (θ) Modulus geser, G 8,3 x 10 3 kg/mm θ T. l 584 G. 4 d s 4. 83) θ 1703,1 x 46 584 3 8,3 x 10 x 9,81 x 18 4 θ 0,1 o Karena 0,1 o < 0,5 o berarti aman 8) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 18 83) Ibid, hal: 18

115 4.4. Poros Bagian Bawah 4.4..1 Mencari Reaksi Tiap Titik Fp A B W cutter C D W gear Gambar 4.11 Gaya Pada Poros Bawah Mencari W cutter 5 π ( d + d1. d + d ). d 1 V. π. h 1. h 1 4 50 40 14 V π ( + 50.40 + 40 ).14. 1. π.5 50 5 1 4 (7980,8333-769,3) 1443,0666 mm 3 Gambar 4.1 Cutter Bawah 14,431 cm 3 m V x ρ 14,431 cm 3 x 0,0079 kg/cm 3 0,1139 kg W cutter 1,1178 N

116 Mencari beban tiap titik: Titik A, R A F s cos α + W cutter cos α 507,693 cos 45 + 1,1178 cos 45 66,703 + 0,587 67,895 N Titik D, R D W gear cos α 69,0544 cos 45 48,888 N R A Wpr R D 0 97 9 5 R B R c Mencari R B, M C 0 R D. 5 + R B. 189 R A. 19 Wpr. 5 0 (48,888 x 5) + 189 R B (67,895 x 19) (5 x 9) 0 R B 305,6914 N Mencari R C, F Y 0 R A - R B + R C R D + Wpr 0 67,895-305,6914 + R C 48,888 +5 0 R C 8,3 N

117 4.4..b Mencari Harga Momen Lentur M A 0 M B -R A. 0-67,895 x 0-5345,79 Nmm M C R B. 189 - R A. 09 W pr. 9 (305,6914 x 189) - (67,895 x 09) (5 x 9) 145,1691 N 67,895 5 48,888 0 97 9 5 305,6914 8,3 145,1691 A B C D R D - 5345,79 Gambar 4.13 Diagram Momen Lentur Poros Bawah

118 Bahan poros S 45 C, σ t 568,98 N/mm Faktor keamanan S f 568,96 σ 6 x t 47,415N / mm Faktor koreksi lenturan, K m 1,5 Faktor koreksi puntiran, K t 1 4.4..3 Mencari Diameter Poros d s 5,1 σ a ( K. M ) + ( K. T ) m t 1 3 d s 5,1 x 47,415 ( 1,5 x 5345,79) + ( 1 1703,1 ) 1 3 11,7 mm Diameter poros diambil 18 mm berarti aman 4.4..4 Perhitungan Sudut Puntiran (θ) Modulus geser, G 8,3 x 10 3 kg/mm θ T. I 584 G. 4 d s θ 1703,1 x 34 584 3 8,3 x 10 x 9,81 x 18 4 θ 0,03 0 Karena 0,03 0 < 0,5 0 berarti aman.

119 4.5 PERENCANAAN PASAK 4.5.1 Mencari Gaya Tangensial Asumsi torsi pada poros sama dengan torsi dicutter. T 1703,1 Nmm Maka gaya tangensial pada permukaaan poros : F d s T F b L F 1703, 18 1411,47 N Gambar 4.14 Gaya Pada Pasak Jika bahan pasak St 4 dengan kekuatan tarik 41,0 N/mm, faktor keamanan S f 8 maka tegangan tarik ijin adalah 4.84) σ a 41,0 51,505 N/mm 8 Maka tegangan geser ijin adalah : τ 0,5 51,505 5,7513 N/mm g Karena diameter poros yang dipakai 0 mm, digunakan pasak ukuran 6 x 6 mm 4.85) 4.84) Lampiran 4, hal: 15 4.85) Lampiran 1, hal: 135

10 Tekanan permukaan pasak yang diijinkan, P a 8 kg/mm 4.86) 4.5. Mencari Panjang Pasak 4.5..1 Mencari panjang pasak dari tegangan geser yang diijinkan. τ g F b.l 1 4.87) 5,7513 1411,47 6 l 1 l 1 9,135 mm 4.5..b Mencari Panjang Dari Tekanan Permukaan Yang Diijinkan. P F a l. c 4.88) 8 9,81 1411,47. 3 l l 6 mm Panjang pasak yang dipilih 18 mm. 4.89) 4.5.3 Pemeriksaan Pasak b d s 6 18 0,33 4.86) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 7 4.87) Ibid, hal: 5 4.88) Ibid, hal: 7 4.89) Lampiran 1, hal: 135

11 Syarat: d b terletak diantara 0,5-0,35 4.90) Maka 0,5 < 0,33 < 0,35 berarti pasak aman (baik). l d s 18 1 18 l d s terletak diantara 0,75 sampai 1,5 d s 4.91) Maka 0,75 < 1< 1,5 berarti pasak aman (baik). Pasak yang digunakan ukuran 6 x 6 mm, panjang 118 mm, bahan pasak St 4 4.6 PERENCANAAN ULIR PENEKANAN CUTTER Diketahui beban yang bekerja pada ulir : W 0 393,65 N Faktor koreksi,f s 1,5 (Lampiran 9, Hal: 16) Sehingga, W 1,5 x 393,65 N 589,84 N Bahan baut St 37 (Lampiran 4, Hal: 119) σ t : 36,97 N/mm Gambar 4.15 Gaya Pada Ulir Penekan Pegas R B 4.90) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 7 4.91) Ibid, hal: 7

1 Dengan faktor keamanan, S f 4 4.9) Maka tegangan lentur yang diijinkan, σ a : 90,745 N/mm d 1 4 x 589,84 π 90,745 0,64 3,6 mm Diameter dalam ulir yang diijinkan adalah 3,688 mm (ulir M 4) 4.93) 4.7 PERENCANAAN BANTALAN LUNCUR 4.7.1 Bantalan Luncur Pada Poros Atas 4.7.1.a Bantalan di titik B Beban yang bekerja pada bantalan di titik B adalah R B Diketahui: R B 393,65 N R B W 0 R B Faktor koreksi, Fc 1 Maka : W 393,65 N R C Gambar 4.16 Gaya Pada Bantalan Poros Atas Bahan poros adalah S 45 C, dengan σ t 568,98 N/mm S f1 6; S f Maka: σ a S fc σt + S f 4.9) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 96 4.93) Lampiran 19, hal: 14

13 σ a 568,98 6 x 47,415 N/mm Mencari harga perbandingan panjang bantalan (d), dengan diameter poros : l d 1 x σ a 5,1 x P a 4.94) Dimana, P a Tekanan maksimum yang diijinkan (kg/mm ) 4.95) l 1 47,415 d 5,1 x 5,5 l d 1,3 Agar sesuai dengan standar maka l/d diambil 1 4.96) Maka panjang bantalan adalah : 1 x 0 mm 0 mm 4.97) Mencari tekanan rata-rata permukaan yang bekerja : p W l. d 4.98) 393,65 N p 0 x 0 0,98 N/mm 0,1 kg/mm 4.94) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 4.95) Lampiran 18, hal: 141 4.96) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 109 4.97) Lampiran 15, hal: 138 4.98) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 109

14 Syarat aman : P < 0,7 kg/mm 4.99) Karena 0,1 kg/mm < 0,7 kg/mm, maka bantalan aman. Mencari kecepatan keliling poros (v) : v π. d. n 60.1000 π. 0 x 10 v 60.1000 0,0105 mm/s Faktor tekanan kecepatan maksimum : Pv 0,1 kg/mm x 0,0105 mm/s 0,00105 kgmm/mm. s 0,00000105 kgm/mm. s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan. 4.100) 4.7.1. Bantalan di Titik C Beban yang bekerja di titik C adalah R C Diketahui: W R C 460,609 N Fc 1 4.99) Lampiran 17, hal: 140 4.100) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110

15 Bahan poros adalah S45 C, dengan σ a 58 kg/mm S f1 6 : S f σ a S + S f 1 σ t ft σ a 568,98 6 x 47,415 N/mm Maka, mencari harga perbandingan panjang bantalan dengan diameter poros l d 1σ a 5,1. Pa 4.101) l 1 x 47,415 l 1, 6903 d 5,1 x 5,5 d Agar sesuai dengan standar maka 1/d diambil 1 Maka panjang bantalan adalah : 1x 0 mm 0 mm. Mencari tekanan permukaan yang bekerja: W p l. d 4.10) p 460,609 N 0 x 0 1,15 N/mm 0,117kg/mm Syarat aman : p < 0,7 kg/mm, maka bantalan aman. 4.101) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal:110 4.10) Ibid, hal: 109

16 Mencari kecepatan keliling (v) : π. d. n. v 60.1000 π x 0 x 10 v 60 x 1000 0,0105 mm/s Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : Pv 0,117 kg/mm x 0,0105 mm/s 0,0013 kg.mm/mm.s 0,0000013 kg.m/mm.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan. 4.103) 4.103) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110

17 4.7. Bantalan Luncur Poros Bawah 4.7..1 Bantalan Di Titik B Beban yang bekerja pada di titik B adalah R B RB RC Gambar 4.17 Gaya Pada Bantalan Poros Bawah Diketahui : R B 305,6914 N W R B Faktor koreksi, f c 1 4.104) Bahan poros adalah S 45 C, dengan σ t 58 Kg / mm. Sf1 6 ; Sf Maka: σ a σ t Sf 1 Sf 568,98 σ a 47,415 N/mm 6 4.104) Lampiran 9, hal: 13

18 Mencari perbandingan panjang bantalan dengan diameter poros : l d l d 1 σ a 4.105) 5,1 p a 1 47,415 5,1 5,5 l d,6903 Agar sesuai dengan standart maka l / d diambil 1 Maka panjang bantalan adalah 1 x 0 mm 0 mm Mencari tekanan permukaan yang bekerja : W p l. d 4.106) 305,6914 p 0 0 p 0,76 N/mm p 0,0775 Kg/mm Syarat aman : p < 0,7 kg / mm 4.107) Karena 0,0775 Kg/mm < 0,7 kg/mm 4.105) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 4.106) Ibid, hal: 109 4.107) Lampiran 17, hal: 140

19 Mencari kecepatan keliling (v) : π. d. n v 60.1000 v π 0 10 60.1000 0,0105 mm/s Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : P v 0,0775 kg/mm x 0,0105 mm/s 0,00081kg.mm/mm.s 0,00000081 kgm/mm.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan 4.108) 4.7.. Bantalan di Titik C Beban yang bekerja pada bantalan di titik C Rc Diketahui : R c 8,3 N W R c f c 1 Beban poros adalah S 45 C, dengan σ t 58 Kg / mm. Sf1 6 ; Sf Maka: σ a 568,98 6 47,415 N/mm 4.108) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110

130 Mencari harga perbandingan panjang bantalan (l), dengan diameter poros (d) : l d 1 σ a 4.109) 5,1 p a l d 1 47,415 5,1 5,5 l d 1,3 Agar sesuai dengan standart maka l/d diambil 1 Maka panjang bantalan adalah : 1 x 0 mm 0 mm Mencari tekanan permukaan yang bekerja : W p l. d 4.110) 8,3 N p 0 0 0,05 N/mm 0,01 kg/mm Syarat aman : p < 0,7 0,kg / mm 4.111) Karena 0,01 kg/mm < 0,7 kg/mm, maka bantalan aman. 4.109) 4.110) 4.111) Ibid, hal: 110 Ibid, hal: 109 Lampiran 17, hal: 140

131 Mencari kecepatan keliling (V) : π. d. n v 60.1000 v π 0 10 0,0105 mm/s 60.1000 Harga perkalian antara tekanan permukaan dan kecepatan keliling adalah : P v 0,01 kg/mm x 0,0105 mm/s 0,000 kg.mm/mm.s 0,000000 kgm/mm.s Harga ini sangat kecil sehingga dapat diabaikan 4.11) 4.8 GAYA PENCEKAMAN Permukaan gaya pengencangan pengunci klem : F Dimana, F g gaya geser fs 1, fs gaya gesek yang terjadi F Gambar 4.18 Gaya pencekaman μ Koefisien Gesek 4.113) 4.11) 4.113)) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 110 Lampiran 8, hal: 131

13 Dari gambar diatas dapat dicari gaya pengencangan minimal pada klem F g fs 1 + fs fs μ x F pengencangan minimal Dimana, F g gaya geser (N) Luas juring oab θ π. r 360 ab ob oa 8,3576 360 π 154,5883 mm 5 O o θ a b 3 mm 5 11,8743 mm Gambar 4.19 Luasan Geser Pemotongan II Luas segitiga 1 ab x oa 1 x 11,8743 x 130,6178 mm Luas tembereng bb Luas juring luas segitiga 154,5883 mm - 130,6178 mm 3,9705 mm Maka, F g τ g A 15,55 N/mm x 3,9705 mm 37,146 N

133 Maka: F pengencangan minimal F g μ 37,146 0,74 51,4477 N Jadi gaya minimal yang diperlukan untuk pencekaman pelat pada klem agar pelat tidak bergeser pada saat pemotongan adalah sebesar 51,4477 N. 4.9 PERENCANAAN BANTALAN GELINDING Pada poros yang bekerja adalah gaya aksial, Oleh karena itu digunakan bantalan jenis thrust ball bearing. Untuk menyesuaikan dengan komponen pencekaman yang lain, maka dipilih thrust ball bearing no : 5100 dengan data sebagai berikut : 4.114) Kapasitas nominal dinamis spesifik, C : 1700 N F Kapasitas nominal statis spesifik, C o : 1700 N Gambar 4.0 Gaya Pada Bantalan Gelinding 4.9.1 Mencari Putaran Bearing Kapasitas minimum mesin potong flange packing ini adalah berdiameter 110 mm, maka jarak pemotongan adalah sebesar keliling dari lingkaran. 4.114) Lampiran 4, hal: 148

134 Keliling Asbes π d π 110 mm 345,4 mm Diketahui diameter cutter 50 mm, maka keliling cutter : Keliling cutter π 50 mm 157 mm keliling keliling cutter asbes n n asbes cutter 157 n asbes 345,4 10 Sehingga, n asbes 4,55 rpm 5 rpm 4.9. Mencari Beban Ekivalen Dinamis P X. F + Y. r F a 4.115) Dimana : P F r F a X Y : Beban ekivalen dinamis (N) : Beban radial (N) : Beban aksial (N) : Faktor beban radial : Faktor beban aksial 4.115) Sularso, 00, Dasar Perencanaan dan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 135

135 Untuk thrust ball Bearing P F a Jika F min 51,4477 N, factor beban f w 1,5 maka F a 377,1715 N F C a o 377,1715 1700 0,19 Dari interpolasi data didapat : ( X 0,56 ; Y 1,4 ; e 0,358 ) Sehingga : Fa V. F r > e 377,1715 0,358 1 F r F r 1053,5517 P ( 0,56 1053,5517) + (1,4 377,1715) 1057,687 N 4.9.3 Perhitungan Umur Bantalan Factor kecepatan : f n 33,3 n 1/ 3 Maka : f n 33,3 5 1 / 3 1,88

136 Faktor umur : f h f n C p f h 1,88 1700 1057,687,57 Umur nominal, L h : L h 500 fh 3 500 x,57 3 5748634,96 jam Asumsi : 8 jam/ hari 40 jam/ minggu berarti 1 tahun 080 jam maka umur bearing dalam tahun 5748634,96 080 764 tahun

137 4.10 PERENCANAAN PEGAS PENCEKAMAN Diketahui bahwa tenaga manusia yang digunakan untuk unit penekanan adalah : 7-10 kg diambil 8,5 kg 4.116) Sedangkan perbandingan panjang tuas pada unit penekanan adalah 7 cm : 3 cm, Maka beban yang terjadi pada pegas adalah : 8,5 kg x 7 cm W x 3 cm W 19,833 kg 0 kg 196, N 4.10.1 Mencari Ukuran Pegas Diketahui : W Gambar 4.1 Gaya Pada Pegas Pencekaman W 196, N Diameter dalam maksimum 15 mm 1,5 cm D 15 + d. D π W. τ. 16 d g 3 4.117) 1,5 + d W. π. τ g. d 16 3.9,81 1,5 + d π 3 4.118) 196,..4830. d.9,81 16 4.116) R.K.Jain, 1980, Machine Design, New Delhi, Khanna Publiser, hal: 510 4.117) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 760 4.118) Lampiran 1, hal: 145

138 d 0, 35 cm D 1,5 + d 1,5 + 0,35 1,85 cm D C d 4.10) 1,85 0,35 5,6154 K 4C 1 0,615 + 4C 4 C 4.11) K 4 4 ( 5,6154) 1 0,615 + ( 5,6154) 4 5, 6154 1,70 d K. W.8. C π. τ g 4.1) d 1,70 196, 3,14 () 8 ( 5,6154) ( 4830) 9, 81 d 0, 744 cm Agar sesuai dengan standart maka d diambil : 0,946 cm,946 mm 4.13) 4.10) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 761 4.11) Ibid, hal: 761 4.1) Ibid, hal: 768 4.13) Ibid, hal: 76

139 Sehingga : D 1,5 + 0,964 1,7946 cm 4.10. Mencari Jumlah Lilitan Kawat Pegas 4 ( d ). G.( D) 3 δ n G : Modulus Rigiditas material pegas 8. W 1 n ( 0,946) 4 8 196, 8 10 5 ( 1,7946) 3 9,81 4.14) 6,5163 Jadi n 6,5163 lilitan 7 lilitan Sehingga jumlah lilitan keseluruhan adalah : N + 7 9 lilitan 4.10.3 Mencari Panjang Pegas (Free Length) ( ). 0, 1 l n. d + δ + n 1 maks ( 0,946) + 1+ ( 9 1) 0, 1 9 4,4514 cm 4,5 cm 4.10.4 Mencari Picth dari Pegas Free lenght p n 1 4,5 p 0, 565 cm 9 1 4.14) Lampiran 1, hal: 145

140 4.10.5 Mengecek Pegas a. Mengecek perbandingan panjang pegas dengan diameter rata-rata pegas H D H D 4 4,5 1,7946,5075 Karena :,5075<4, maka pegas baik b. Mengecek lilitan aktif pegas : n N + (1,5 sampai ) 9 N + 1,5 N 7.5 Syarat baik : N 3, Karena 7,5 > 3, maka pegas aman (baik). 4.11 PERENCANAAN ULIR PENCEKAMAN Diketahui beban yang bekerja pada ulir pencekaman : W 51,4477 N Faktor koreksi, F C 1,5 Sehingga W 1,5 x 51,4477 377,1715 N Bahan baut St 37 dengan σ t 36,97 N/mm Dengan factor keamanan, S f 14 4.15) Maka tegangan lentur yang diijinkan : 36,97 σ a 5,964 N/mm 14 W Gambar 4. Gaya Pada Ulir Pencekaman 4.15) Lampiran 7, hal: 130

141 Sehingga diameter dalam d 1 : d 1 4. W π. σ.0,64 a d 1 4 377,1715 π 5,964 x 0,64 d 1 5, 38 mm Maka dipilih ulir metris kasar: d 1 5,917 mm M 6 mm, p 1mm 4.16) Jadi bahan, St 37 baut M6 4.1 PENENTUAN DAYA MOTOR Daya motor dipengaruhi oleh beban-beban yang bekerja yaitu : berat cutter, berat poros, berat pulley, berat gear, koefisien gesek dari bantalan luncur, gaya pemotongan dan beban gear box (reducer). Beban-beban yang bekerja : 4.1.1 Beban pada poros atas a) Beban karena cutter Beban [(Berat cutter) x kecepatan linier] [(0,8744 N) x π. d. n ] 60 4.16) Lampiran 19, hal: 14

14 π 0,05m 10Rpm [(0,8744 N) x 60. 0,09 Watt b) Beban karena berat gear Beban [(Berat gear) x kecepatan linier] [(69,0544 N) x π. d. n ] 60 π 0,9m 10Rpm [(69,0544 N) x 60 8,757 Watt c. Beban karena gaya pemotongan Beban [(gaya pemotongan) x kecepatan linier] [(507,693 N) x π. d. n ] 60 π 0,05m 10Rpm [(507,693 N) x ] 60 13,846 Watt d. Beban karena berat poros Asumsi berat poros : kg 19,6 N Beban [(Berat poros) x kecepatan linier] [(19,6 N) x π. d. n ] 60 π 0,0m 10Rpm [(19,6 N) x ] 0,054 Watt 60

143 e. Beban karena bantalan Poros yang bekerja pada bagian atas, ditumpu dengan menggunakan dua buah bantalan luncur dari jenis journal bearing dengan koefisien gesek : μ 33 10 10 ZN P d + k c 4.17) Dimana : μ koefisien gesek Z absolute viskositas pelumas (centipoises) N Kecepata putar (Rpm) P Tekanan bantalan (kg/cm ) d Diameter jurnal (cm) c beda ukuran antara diameter bushing dan diameter jurnal (cm) k Faktor koreksi, 0,00 untuk l/d 0,75,8 μ 33 10 ( 700)( 0,001) 0, 00 10 + 4.18) 0,00 Beban yang bekerja pada poros atas adalah : 0,09 Watt + 8,757 Watt + 13,846 Watt + 0,054 Watt 1,7886 Watt 4.17) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 933 4.18) Lampiran 3, hal: 156

144 Penambahan beban akibat gesekan dari dua buah bantalan adalah : x μ x beban poros x 0,00 x 1,7886 Watt 0,087 Watt Jadi Beban Total pada poros atas adalah : Beban poros + Beban gesek bantalan 1,7886 Watt + 0,087 Watt 1,8757 Watt 4.1. Beban Pada Poros Bawah a. Beban karena cutter Beban [(Berat cutter) x kecepatan linier] [(1,1178 N) x π. d. n ] 60 π 0,05m 10Rpm [(1,1178 N) x 60. 0,09 Watt b. Beban karena berat gear Beban [(Berat gear) x kecepatan linier] [(69,0544 N) x π. d. n ] 60 π 0,9m 10Rpm [(69,0544 N) x 60 8,757 Watt

145 c. Beban karena gaya pemotongan Beban [(gaya pemotongan) x kecepatan linier] [(507,693 N) x π. d. n ] 60 π 0,05m 10Rpm [(507,693 N) x ] 60 13,846 Watt d. Beban karena berat poros Asumsi berat poros : kg 19,6 N Beban [(Berat poros) x kecepatan linier] [(19,6 N) x π. d. n ] 60 π 0,0m 10Rpm [(19,6 N) x ] 60 0,054 Watt e. Beban karena bantalan Beban akibat gesekan dua buah bantalan : x μ x beban poros bawah x 0,00 x (0,09 + 8,757 + 13,846 + 0,054) 0,087 Watt

146 Jadi beban total pada poros bawah : 0,09 W + 8,757 W + 0,054 W + 13,846 W + 0,087 W 1,88 Watt. 4.1.3 Beban Karena Berat Pulley a. Pulley Poros Cutter Atas Asumsi berat poros : 1,5 kg 14,715 N Beban [(Berat pulley) x kecepatan linier] [(14,715 N) x π. d. n ] 60 π 0,14m 10Rpm [(14,715 N) x ] 60 1,0781 Watt b. Pulley output reducer Asumsi berat poros : 1 kg 9,81 N Beban [(9,81 N) x π. d. n ] 60 π 0,05m 8Rpm [(9,81 N) x ] 60 0,7187 Watt

147 c. Pulley input Reducer Asumsi berat poros kg 19,6 N Beban [(Berat pulley) x kecepatan linier] [(19,6 N) x π. d. n ] 60 Beban [(Berat pulley) x kecepatan linier] π 0,16m 80Rpm [(19,6 N) x ] 46 Watt 60 d. Pulley pada motor Asumsi berat poros : 0,75 kg 7,3575 N Beban [(Berat pulley) x kecepatan linier] [(7,3575 N) x π. d. n ] 60 π 0,03m 1400Rpm [(7,3575 N) x ] 60 16,1718Watt Jadi beban total karena berat pulley: 1,0781 Watt + 0,7187 Watt + 46 Watt + 16,1718Watt 63,9686 Watt

148 4.1.4 Beban Karena Gear Box (Reducer) Asumsi berat reducer : kg daya ( kg) ( kw ) Berat 4.19) 8,5 Sehingga beban reducer, 8,5 0,353 kw 35,5 W Jadi beban yang harus dikeluarkan oleh motor : 1,8757 Watt + 1,88 Watt + 46 Watt + 35,3 Watt 35,0518 Watt Pada perancangan, digunakan transmisi berupa pulley dan sabuk V- Belt yang mempunyai efisiensi daya sebesar 98%. Maka daya yang harus dikeluarkan oleh motor listrik yaitu : 100 35,0518 Watt 98 331,6855 Watt Keterangan : 1 Hp 746 Wattt Maka daya motor dalam Hp sebesar : 331,6855 746 0,445 Hp 4. 19) Lampiran 36, hal 160

149 Jadi motor yang digunakan dari table didapat sebesar 0,5 Hp dengan n 1400 Rpm, efesiensi motor η 90 %. Daya yang dipindahkan adalah : 90% x 0,5 Hp 0,45 Hp Jadi daya motor yang dipindahkan masih lebih besar dari total daya yang dibutuhkan, sehingga rencana pemilihan jenis motor listrik adalah aman. 4.13 PERHITUNGAN PULLEY 4.13.1 Pulley Motor Input Reducer Dari hasil perhitungan tentang motor listrik didapatkan data sebagai berikut : Daya motor Putaran motor P 0,5 Hp n 1400 Rpm D 1 30 mm n 1 1400 Rpm D 160 mm n 80 Rpm s 350 Gambar 4.3 Susunan Pulley Motor-Input Reducer Keterangan : n 1 Putaran motor listrik (Rpm)

150 n Putaran pulley input reducer (Rpm) D 1 diameter poros listrik (mm) D diameter pulley input reducer (mm) Dalam mesin ini perbandingan transmisi antara putaran motor dengan pulley reducer input adalah sebagai berikut : n 1 x D 1 n x D 4.130) Perbandingan transmisi yang terjadi antar putaran motor listrik dan putaran input reducer adalah i n n 1 4.13.1.1 Menentukan Jarak Pulley 1400 Rpm i 80 Rpm i 5,0 Yaitu jarak antara pulley motor listrik dengan pulley input reducer. Jarak maksimal pulley : ( Dp dp) C max + 4.131) (160 + 30) 380 mm Dimana : C max jarak maksimal poros (mm) C min jarak minimal poros (mm) D p Diameter tusuk pulley yang digerakkan (mm) 4.130) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 657 4.131) Tashuri dkk, 1998, Tire cutter Machine, Tangerang, hal: 40

151 d p Diameter tusuk pulley penggerak (mm) Jarak minimal poros C min 0,7 (Dp + dp) 4.13) 0,7 ( 160 + 30) 133 mm 4.13.1. Menghitung Panjang Sabuk 1 L C + ( dp + Dp) + ( Dp ) 4C dp π 4.133) Dimana : L panjang sabuk (mm) Besarnya C diambil dengan penentuan jarak kombinasi antara pulley motor listrik dengan pulley input reducer tidak bersinggungan yaitu 350 mm. L 1 x 350 + π (30 + 160) + (160 30) 4 350 L 1010,3714 mm L 1016 mm 40 inch 4.134) 4.13.1.3 Menentukan Jenis Sabuk Data-data dari sabuk V Berat jenis 1,14 kg/m 3 4.135) Jenis sabuk Rubber (karet) Koefisien gesek μ 0,30 4.136) 4.13) Tashuri dkk, 1998, Tire cutter Machine, Tangerang, hal: 40 4.133) Sularso, 00, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 170 4.134) Lampiran 6, hal: 150 4.135) Lampiran 30, hal: 154 4.136) Lampiran 7, hal: 151

15 Putaran motor (n) 1400 Rpm Daya motor (P) 0, 5 Hp 0,373 KW Faktor koreksi 0,943 Daya rencana: Pd P x f c 0,373 KW x 0,943 0,3517 KW Tegangan ijin sabuk (f) 5 Kg/cm 45,5 N/cm Dengan daya 0,3517 KW dan kecepatan putaran pulley 1400 rpm, maka jenis sabuk yang digunakan berdasarkan diagram pemilihan sabuk V dan daya maka diperoleh sabuk jenis A. Besarnya sudut sabuk V : α 40 o α 0 o 4.13.1.4 Menghitung luas Sabuk-V a + b Luas ( ) t b a ( tg α) x t 1,5 ( tg 0 o ) x 9 5,9485 mm 1,5 + 5,9485 Luas ( ) 9 83,018 mm

153 4.13.1.5 Menghitung Kecepatan Linier Kecepatan linier sabuk (m/det): d p x n v π 137) 60 x 1000 π x 30 x 1400 60 x 1000,198 m/det 4.13.1.6 Menentukan Sudut Kontak (θ) θ 180 180 57( D o p ) o dp C 57(160 30) 350 4.138) 158,83 o π 158,83 o x 180,77 rad 4.13.1.7 Menentukan Gaya Tegang/ Tarikan Pada Sabuk Menghitung berat sabuk per satuan panjang : W A x L x ρ 4.139) Dimana: W Berat sabuk persatuan panjang (Kg) ρ Berat jenis sabuk (kg/m 3 ) 4.137) Sularso, 00, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 166 4.138) Ibid, hal: 173 4.139) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 683

154 L Panjang sabuk (m) A Luas sabuk (m ) W 0,00114 kg/cm 3 x (0,830 cm x 101,6 cm) 0,096 kg 0,9433 N T f x A 45,5 N/cm x 0,830 cm 03,6065 N Gaya yang bekerja pada sabuk W x v g T C 4.140) 0,9433 N x (,198 m / det) 9,81 m / det 0,113 N T,3 log T 1 μθ cosecα 4.141) T,3 log T 1 0,3,77 cosec0 o T log T 1,43,3 T T 1 11,386 4.140) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 669 4.141) Ibid, hal: 68

155 T 1 T - T C 4.14) T 1 03,6065 N 0,113 N T 1 03,395 N Sehingga, 03,395 N T 11,386 T 17,8636 N 4.13.1.8 Menentukan Jumlah Sabuk Daya yang mampu diterima oleh sabuk: P s (T 1 T ) x v 4.143) (03,395 N 17,8636 N) x,198 m/det 407,7984 Watt Jumlah sabuk yang diperlukan: N Daya rencana Daya persabuk N 351,7 W 407,7984 Watt 0,86 sabuk N 1 sabuk Jadi jumlah sabuk yang diperlukan untuk mentransmisikan daya yaitu 1 buah. 4.13. Pulley Output Reducer Poros Cutter Atas 4.14) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 669 4.143) Ibid, hal: 664

156 Dari hasil perhitungan tentang gear box (reducer) dan perbandingan putaran (motor, pulley dan reducer) didapatkan data sebagai berikut : Putaran output reducer (n) 8 Rpm D 1 140 mm n 1 10 Rpm 350 mm D 1 50 mm n 1 8 Rpm Gambar 4.4 Susunan Pulley Motor-Input Reducer Keterangan : n 1 Putaran pulley output reducer (Rpm) n Putaran pulley poros cutter atas (Rpm) D 1 diameter pulley output reducer (mm) D diameter pulley poros cutter atas (mm) Dalam mesin ini perbandingan transmisi antara putaran pulley output reducer dengan pulley poros atas adalah sebagai berikut :

157 n 1 x D 1 n x D 4.144) Perbandingan transmisi yang terjadi antar putaran pulley output reducer dan putaran pulley poros atas adalah : i n n 1 8 Rpm i 10 Rpm i,8 4.13..1 Menentukan Jarak Pulley Yaitu jarak antara pulley output reducer dengan pulley poros cutter atas. Jarak maksimal pulley : ( Dp dp) C + max 4.145) (140 + 50) mm 380 mm Dimana : C max jarak maksimal poros (mm) C min jarak minimal poros (mm) D p Diameter tusuk pulley yang digerakkan (mm) d p Diameter tusuk pulley penggerak (mm) 4.144) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 657 4.145) Tashuri dkk, 1998, Tire Cutter Machine, Tangerang, hal: 40

158 Jarak minimal poros : C min 0,7 (Dp + dp) 4.146) 0,7 ( 140 + 50) 133 mm 4.13.. Menghitung Panjang Sabuk 1 L C + ( dp + Dp) + ( Dp ) 4C dp π 4.147) Dimana : L panjang sabuk (mm) Besarnya C diambil dengan penentuan jarak kombinasi antara pulley output reducer dengan pulley poros cutter atas tidak bersinggungan yaitu 350 mm. L 1 x 350 + π (50 + 140) + (140 50) 4 350 L 1004,0857 mm L 1016 mm 40 inch 4.148) 4.13..3 Menentukan Jenis Sabuk Data-data dari sabuk V Berat jenis 1,14 Kg/m 3 4.149) 4.146) Tashuri dkk, 1998, Tire Cutter Machine, Tangerang, hal: 40 4.147) Sularso, 00, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 170 4.148) Lampiran 6, hal: 150 4.149) Lampiran 30, hal: 154

159 Jenis sabuk Rubber (karet) Koefisien gesek μ 0,30 4.150) Putaran output reducer (n) 8 Rpm Daya kerja beban pulley (P) 1,0781 Watt Faktor koreksi (f k ) 1, Daya rencana: P d P x f k 1,0781 Watt x 1, 1,3 Watt Tegangan ijin sabuk (f a ) 5 Kg/cm 45,5 N/cm Dengan daya 0,84 KW dan kecepatan putaran pulley 8 rpm, maka jenis sabuk yang digunakan berdasarkan diagram pemilihan sabuk V dan daya maka diperoleh sabuk jenis A. Besarnya sudut sabuk V : α 40 o α 0 o 4.13..4 Menghitung luas Sabuk-V a + b Luas ( ) t b a ( tg α) x t 1,5 ( tg 0 o ) x 9 5,9485 mm 4.150) Lampiran 7, hal: 151

160 1,5 + 5,9485 Luas ( ) 9 83,018 mm 4.13..5 Menghitung Kecepatan Linier Kecepatan linier sabuk (m/det): d p x n v π 60 x 1000 π x 50 x 8 60 x 1000 0,0733 m/det 4.13..6 Menentukan Sudut Kontak (θ) θ 180 180 57( D o p ) o dp C 57(140 50) 350 4.151) 165,343 o π 165,343 o x 180,884 rad 4.13..7 Menentukan Gaya Tegang/ Tarikan Pada Sabuk Menghitung berat sabuk per satuan paanjang W A x L x ρ 4.15) 4.151) Sularso, 00, Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin, Jakarta, PT Pradnya Paramita, hal: 173 4.15) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 683

161 Dimana: W Berat sabuk persatuan panjang (Kg) ρ Berat jenis sabuk (kg/m 3 ) A Luas sabuk (m ) L Panjang sabuk (m) W 0,00114 kg/cm 3 x (0,830 cm x 10,16 cm) 0,0096 kg 0,0943 N T F a x A 45,5 N/cm x 0,830 cm 03,6065 N Gaya yang bekerja pada sabuk W TC x v g 4.153) 0,0943 N x (0,0733 m / det) 9,81 m / det 0,0005 N T,3 log T 1 μθ cosecα 4.154) T,3 log T 1 0,3,884 cosec0 o 4.153) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 669 4.154) Ibid, hal: 68

16 T log T 1,53,3 T T 1 1,585 T 1 T - T C 4.155) T 1 03,6065 N 0,0005 N T 1 03,606 N Sehingga 03,606 N T 1,585 T 16,178 N 4.13..8 Menentukan Jumlah Sabuk Daya yang mampu diterima oleh sabuk: P s (T 1 T ) x v 4.156) (03,606 N 16,178) x 0,0733 m/det 13,7385 Watt Jumlah sabuk yang diperlukan: N Daya rencana Daya persabuk 4.155) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 669 4.156) Ibid, hal: 664

163 N 1,3 Watt 13,7385 Watt 0,1 sabuk N 1 sabuk Jadi jumlah sabuk yang diperlukan untuk mentransmisikan daya yaitu 1 buah. 4.14 ANALISA ERETAN 4.14.1 Analisa Torsi Eretan Torsi eretan adalah gaya puntir dari eretan dikalikan setengah diameter atau jari-jari dari diameter nominal ulir eretan. T d F W.tan d ( α + θ ) 4.157) Nilai W adalah gaya dorong reaksi pemotongan. W F s + Fn Nilai Gaya Potong (F s ) telah diketahui 507,693 N Sedangkan Gaya Normal (Fn) didapatkan dari: Fn μ x N Gaya normal terdiri dari berat material yang terletak diatas silinder berupa rangka pencekam, dudukan pencekam, bantalan penjepit, tuas pengungkit dan pegas. Asumsi berat 7 kg. 4.157) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 341

164 Maka N: N m x g 7 kg x 9,81 m/s 68,67 N statiknya Diketahui koefisien gesek antara baja dan kuningan koefisien gesek µ s 0,53 4.158) F n 0,53 x 68,67 N 36,4 N Maka nilai W: W 507,693 N + 36,4 N 544,1 N Nilai d adalah diameter nominal ulir. Ulir yang dipakai mempunyai diameter luar 0 mm dan pitch mm. 4.159) d do + dc Dimana; d diameter efektif (mm) do diameter luar (mm) dc diameter minor (mm) 4.158) Lampiran 8, hal: 131 4.159) Lampiran 31, hal: 155

165 untuk mendapat nilai diameter minor: dc do p 0 mm mm 18 mm Dimana: p pitch d 0 mm + 18 mm 19 mm Nilai α adalah sudut helix, jika ditangensialkan: p tan α π. d π.d 0,0335 α 1,9 o 4.160) Nilai θ adalah sudut gesekan. Jika ditangensialkan: Tan θ μ 4.161) Koefisien gesek rata-rata nilai μ adalah 0,1 4.16) tan θ μ 4.160) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 597 4.161) Ibid, hal: 599 4.16) Lampiran 34, hal: 158

166 0,1 Nilai T dapat dicari: T F x d d W.tan ( α + θ ) W tan α + tanθ 1 tan x tan α θ d 0,0335 + 0,1 19 544,1 N 1 0,0335x0,1 796,64 Nmm 4.14. Analisa Gaya Tuas Eretan Untuk menggerakkan eretan diperlukan gaya (F) untuk memutar ulir eretan sehingga dapat bergerak. T F x R F 796,64 Nmm 00mm 3,98 N 4.14.3 Analisa Tegangan Mampat Maximum Ulir mampat. Tegangan mampat adalah yang menyebabkan terjadinya regangan f e W A c W π 4 dc

167 544,1N π.18 mm 4,14 N/mm Dimana: A c Luas minor (mm ) d c Diameter minor (mm) a. Tegangan Bearing Pada Ulir Untuk mengurangi keausan pada mur dan baut, tekanan bearing pada permukaan ulir harus berada didalam batasan. P W b π. d. t. n 4.163) Jumlah Ulir Yang Bersinggungan Dengan Baut n h p tinggi mur pitch 100mm n mm 50 ulir 4.163) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 61

168 Lebar Ulir t p mm 1 mm Sehingga nilai P b : P b 544,1 N π.19mm.1mm.50 0,184 N/mm 4.14.4 Tegangan Geser Ulir Karena pada ulir diberlakukan momen puntir, maka berlaku tegangan geser puntiran. T τ g π 3 d 4 c 796,64 Nmm π 3 18 4 0,174 N/mm 3

169 4.14.5 Analisa Perbandingan Torsi Ideal dan Torsi Aktual dari Eretan T η o 4.164) η T Efisiensi Torsi Torsi yang dibutuhkan tanpa gesekan T o d W.tanα. 0 544,1 N x 0,0335 x 18,735 Nmm Nilai η: 18,735 Nmm η 796,64 Nmm 0,88,88 % 164) R.S Khurmi, 198, A Text Book Of Machine Design, New Delhi, Eurasia Publishing House, hal: 615