elemen mesin iii-libre

8/21/2019 Elemen Mesin III-libre

1/86

DIKTAT

ELEMEN MESIN III

(MC 301)

UNTUK KALANGAN SENDIRI

Oleh:

Achmad Zainuri, S.T., M.Eng.

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS MATARAM

2011


2/86

KATA PENGANTAR

Alhamdulillah diktat mata kuliah Elemen Mesin III (MC 301) ini berhasil disusun

dengan semaksimal mungkin. Diktat ini disusun mengacu pada silabus mata kuliah yang

diberlakukan untuk program S1 yang disajikan pada tiap semester dengan jumlah SKS dua.

Diktat ini diterbitkan untuk kalangan sendiri pada jurusan Teknik Mesin FT-UNRAM.

Diktat mata kuliah ini diharapkan bisa membantu mahasiswa dalam memahami

materi yang disampaikan Dosen. Dalam diktat ini menyajikan bermacam-macam contoh

soal dan latihan soal dalam setiap BAB, yang mana mahasiswa diharapkan bisa

memanfaatkan dengan baik untuk memperkuat pemahaman materi setiap BAB. Namun

demikian, mahasiswa sebaiknya juga membaca buku-buku referensi yang lain tentang

Perancangan Elemen Mesin (Machine Design) sehingga diperoleh informasi yang lebih

lengkap dalam upaya memahami materi perkuliahan.

Bagaimanapun, diktat ini masih diperlukan perbaikan secara bertahap, oleh karena

itu mohon kritik dan saran untuk kesempurnaan diktat ini.

Kami menyampaikan terimakasih kepada semua pihak yang membantu penulisan

diktat ini. Semoga bermanfaat bagi pembaca.

Mataram, Februari 2011

Penulis

iii


3/86

DAFTAR ISI

Halaman Judul ................................................................................................. i

Halaman Pengesahan ...................................................................................... ii

Kata Pengantar .................................................................................................. iii

Daftar Isi ............................................................................................................... iv

BAB I : PENDAHULUAN 1

1.1 Kriteria perancangan 1

1.2 Prosedur Umum dalam Perancangan mesin 1

1.3 Pertimbangan Umum dalam Perancangan mesin 2

1.4 Standar, kode, dan peraturan pemerintah dalam desain 3

BAB II: DASAR PEMBEBANAN 4

2.1 Gaya aksial 4

2.2 Geser murni 7

2.3 Working Stress (tegangan kerja) 82.4 Faktor Keamanan (N) 8

Latihan soal 9

BAB III: TEGANGAN BENDING DAN TORSI 10

3.1 Tegangan Geser Torsi 10

3.2 Tegangan Bending dalam Balok Lurus 14

Latihan soal 19

BAB IV: SAMBUNGAN KELING 21

4.1 Pendahuluan 21

4.2 Metode Pengelingan 21

4.3 Material Keling 224.4 Tipe Kepala Keling 234.5 Tipe Sambungan Keling 24

4.6 Kegagalan Sambungan Keling 26

4.7 Kekuatan dan Efisiensi Sambungan Keling 28

4.8 Sambungan Keling untuk Struktur 30

4.9 Sambungan Keling dengan Beban Eksentris 35

Latihan soal 43

BAB V : SAMBUNGAN LAS (WELDING JOINT) 45

5.1 Pendahuluan 45

5.2 Jenis Sambungan Las 455.3 Kekuatan sambungan las fillet melintang 46

5.4 Kekuatan sambungan las fillet sejajar 47

5.5 Kasus khusus sambungan las fillet 48

5.6 Kekuatan Butt Joint 51

5.7 Beban eksentris sambungan las 55

Latihan soal 65

BAB VI: SAMBUNGAN ULIR 67

6.1 Pendahuluan 67

6.2 Istilah penting pada ulir 67

6.3 Jenis ulir 68

6.4 Jenis Sambungan ulir 70

6.5 Dimensi standar ulir 71


4/86

6.6 Sambungan baut akibat beban eksentris 73

6.7 Beban eksentris yang sejajar terhadap dengan sumbu baut 73

6.8 Beban eksentris yang tegak lurus terhadap sumbu baut 75

6.9 Beban eksentris pada bracket dengan sambungan melingkar 77

Latihan soal 79

BAB VII: KOPLING 81

7.1 Pendahuluan 81

7.2 Tipe Kopling 81

7.3 Sleeve atau Muff Coupling 81

7.4 Clamp atau Compression Coupling 84

7.5 Flange Coupling (kopling flens) 86

Latihan soal 90

BAB VIII: PEGAS 91

8.1 Pendahuluan 91

8.2 Tipe Pegas 918.3 Pegas helix 93

8.5 Defleksi pada pegas helix 95

8.6 Energi yang tersimpan dalam pegas helix berkawat lingkaran 95

8.7 Beban fatik pada pegas helix 98

Latihan soal 102

DAFTAR PUSTAKA 103


5/86

BAB I

RODA GIGI LURUS

(SPUR GEARS)

1.1 PENDAHULUAN

Sebelumnya telah dibahas bahwa slip dari sebuah belt atau tali adalah sebuah

hal yang biasa dalam transmisi daya antara dua poros. Pengaruh slip adalah

menurunkan rasio putaran system. Dalam mesin presisi, yang mana rasio putaran

adalah suatu yang penting (seperti pada mekanisme arloji), maka transmisi daya yang

paling tepat digunakan adalah gearatau toothed wheels (roda gigi). Pada roda gigi,

jarak antara roda gigi penggerak dan yang digerakkan adalah sangat kecil.

Gambar 1: Transmisi roda gigi lurus

Berikut adalah keuntungan dan kerugian penggerak roda gigi dibandingkan

dengan penggerak lain, seperti belt, tali dan rantai:

Keuntungan:

1. Dapat mentransmisikan rasio putaran dengan tepat (pasti)2. Dapat digunakan untuk mentransmisikan daya yang besar.3. Dapat digunakan untuk jarak pusat poros yang kecil.4. Mempunyai efisiensi yang tinggi.5. Pemakaiannya lebih handal.6. Mempunyai layout yang kompak (rapid dan ringkas, seperti gearbox).


6/86

Kerugian:

1. Karena proses manufaktur (pembuatan/produksi) dari roda gigi membutuhkanpahat dan peralatan khusus, sehingga hal itu menjadikan harganya lebih mahal

dibanding penggerak lain.

2. Penyimpangan (kesalahan) dalam pemotongan gigi-gigi dapat mengakibatkangetaran dan gangguan selama operasi.

3. Roda gigi memerlukan lubrikasi (pelumasan) yang sesuai dan metodepenerapan yang handal, untuk persiapan operasi.

1.2 KLASIFIKASI RODA GIGI

Roda gigi dapat diklasifikasikan sebagai berikut:

a. Menurut posisi sumbu poros.Sumbu antara dua poros yang mana gerak ditransmisikan adalah:

a. Paralel (sejajar)b. Bersilanganc. Tidak bersilangan dan tidak sejajar.

Dua sumbu poros yang dihubungkan sejajar oleh roda gigi adalah ditunjukkan

pada Gambar 1. Roda gigi ini dinamakanspur gears(roda gigi lurus). Roda gigi ini

mempunyai gigi yang sejajar dengan sumbu roda seperti pada Gambar 1. Nama lain

yang diberikan untuk spur gears adalah helical gears, yang mana gigi-giginya

dimiringkan terhadap poros. Single dan double helical gears menghubungkan dua

poros ditunjukkan pada Gambar 2. a dan b.

Gambar 2: Jenis roda gigi menurut posisi sumbu poros

Dua poros yang tidak sejajar dihubungkan oleh roda gigi ditunjukkan pada

Gambar 2.c. Roda gigi ini dinamakanbevel gears. Bevel gears, seperti pada roda gigi

lurus dapat juga gigi-giginya miring pada permukaan dari bevel, dimana dalam kasusini dinamakanhelical bevel gears.


7/86

Dua poros yang tidak bersilangan dan tidak sejajar dihubungkan oleh roda gigi

dinamakanspiral gearsatauskew bevel gearing, ditunjukkan pada Gambar 2.d. Tipe

ini juga mempunyai kontak garis (line contact).

2. Menurut kecepatan keliling roda gigi.

Roda gigi tipe ini dapat diklasifikasikan menjadi:

a. Kecepatan rendah (dibawah 3 m/s),b. Kecepatan sedang (antara 3 m/s sampai 15 m/s),c. Kecepatan tinggi ( diatas 15 m/s).

3. Menurut model kontak gigi.

Dapat diklaifikasikan menjadi:

a. Kontak gigi eksternal (external gearing)b. Kontak gigi internal (internal gearing)c. Rack dan pinion.

Gambar 3. Model kontak gigi

Dalam external gearing, roda gigi dari dua poros berhubungan secara

eksternal seperti ditunjukkan pada Gambar 3.a. Roda yang terbesar dinamakan spurwheelataugeardan roda terkecil dinamakanpinion.

Dalam internal gearing, roda gigi dari dua poros berhubungan secara internal

seperti ditunjukkan pada Gambar 3.b. Roda yang terbesar dinamakan annular wheel

ataugeardan roda terkecil dinamakanpinion.

Kadang-kadang roda gigi dari poros yang berhubungan secara eksternal dan

internal dengan roda gigi dalam sebuah garis lurus seperti pada Gambar 4. Jenis roda

gigi ini dinamakan rack dan pinion. Roda gigi garis lurus dinamakan rack dan roda


8/86

lingkaran dinamakan pinion. Dengan bantuan rack dan pinion, kita dapat

memindahkan gerakan linier ke dalam gerak putar seperti pada Gambar 4.

Gambar 4. Rack dan pinion

4. Menurut posisi gigi pada permukaan roda gigi.

Gigi pada permukaan roda gigi dapat dikelompokkan menjadi:

a. Lurusb. Miringc. Melengkung

Kita sudah membahas sebelumnya bahwa spur gears mempunyai gigi lurus yang

mana helical gearsmempunyai gigi miring.

1.3 ISTILAH YANG DIGUNAKAN PADA RODA GIGIItilah berikut biasa digunakan pada bab ini, sehingga dapat dengan mudah

dipahami. Istilah ini diilustrasikan pada Gambar 5.

1 Lingkaran kisar (pitch circle). Ini adalah sebuah lingkaran imajiner (khayal)oleh aksi pengerolan murni, akan memberikan gerak yang yang sebagai roda

gigi actual.

2 Diameter pitch circle. Ukuran roda gigi bias any dikhususkan oleh diameterpitch circle. Ini dinamakan juga diameterpitch.

3 Permukaanpitch. Adalah permukaan yang ditempatkan padapitch circle.4 Addendum. Adalah jarak radial sebuah gigi dari pitch circle ke bagian atas

gigi.

5 Dedendum. Adalah jarak radial sebuah gigi daripitch circleke bagian bawahgigi.


9/86

6 Addendum circle (Lingkaran addendum). Adalah lingkaran melalui bagianatas gigi dan sepusat (seporos) denganpitch circle.

7 Dedendum circle (lingkaran dedendum). Adalah lingkaran melalui bagianbawah gigi. Ini dinamakan juga dengan root circle.

8 Circular pich. Adalah jarak yang diukur pada keliling pitch circle dari sebuahtitik dari salah satu gigi ke titik gigi berikutnya. Biasanya dinotasikan dengan

pc.

Secara matematika,

Circular pitch,pc= .D/T

Dimana: D= diameter pitch circle,

T = jumlah gigi pada roda.

Jika D1dan D2adalah diameter dari 2 roda gigi yang berhubungan mempunyai jumlah

gigi T1dan T2, maka:

Gambar 5. Istilah pada roda gigi

Gambar 6. Spur gears


10/86

9. Diametral pitch. Adalah rasio jumlah gigi terhadap diameter pitch circle

dalam millimeter. Ini dinotasikan denganPd. secara matematika dapat ditulis.

10. Module. Adalah rasio diameter pitch circle dalam millimeter terhadap jumlah

gigi. Biasanya dinotasikan dengan m. secara matematika dapat ditulis:

Catatan: seri yang direkomendasikan dari module dalam Standar India adalah 1, 1.25,

1.5, 2, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, dan 50.

11. Clearance. Adalah jarak radial dari bagian atas gigi terhadap bagian bawah

gigi, pada sebuah roda gigi yang kontak (berhubungan). Sebuah lingkaran

yang melalui bagian atas gigi yang kontak diketahui sebagai clearance circle.

12. Kedalaman total (total depth). Adalah jarak radial antara addendum circledan

dedendum circle. Ini sama dengan jumlah addendumdan dedendum.

1.4 MATERIAL RODA GIGI

Material yang digunakan untuk membuat roda gigi tergantung pada kekuatan

dan kondisi pemakaian. Roda gigi dapat dibuat dari material logam dan non logam.Roda gigi logam berasal dari besi cor, baja dan perunggu. Roda gigi non logam

terbuat dari kayu, kulit, kertas tekan dan resin sintetis.

Besi cor banyak digunakan untuk membuat roda gigi karena sifat tahan aus

yang baik, mampu dimesin dan mudah dibentuk dengan metode pengecoran. Baja

digunakan untuk roda gigi kekuatan tinggi dan baja dapat terbuat dari baja karbon

atau baja paduan. Roda gigi baja biasanya diperlakukan panas agar menghasilkan

kombinasi sifat ketangguhan dan kekerasan gigi. Perunggu digunakan secara luas

untuk roda gigi cacing (worm gears) untuk menurunkan keausan.

Tabel berikut ini menunjukkan sifat material yang biasa digunakan pada roda gigi.

Tabel 1: Sifat materal yang biasa digunakan pada roda gigi


11/86


12/86

1.5 DESAIN RODA GIGI

Dalam desain roda gigi, data berikut ini biasanya menjadi bahan

pertimbangan:

a. Daya yang ditransmisikan.b. Kecepatan roda gigi penggerak.c. Kecepatan roda gigi yang digerakkan atau rasio putaran, dand. Jarak pusat poros.

Syarat berikut harus dijumpai dalam desain sebuah penggerak roda gigi:

a. Gigi gear harus mempunyai kekuatan yang cukup sehingga tidak akan gagal dibawah beban statis atau beban dinamis selama operasi berjalan normal.

b. Gigi gear harus mempunyai cirri-ciri tahan aus sehingga umurnya aman.c. Pemakaian material harus ekonomis.d. Penjajaran roda gigi dan defleksi poros harus dipertimbangkan karena

mempengaruhi unjuk kerja roda gigi.

e. Pelumasan roda gigi harus memenuhi syarat.

1.6 JUMLAH GIGI MINIMUM PINION

Jumalh gigi minimum pada pinion (TP) dapat diperoleh dari persamaan berikut

ini:

Dimana: AW= fraksi yang mana addendum standar untuk roda,

G = rasio roda gigi = TG/TP=DG/DP


13/86

= sudut tekan

1.7 KEKUATAN BATANG GIGI GEAR PERSAMAAN LEWIS

Kekuatan batang gigi gear ditentukan dari persamaan Lewis dan kemampuan

gigi gear membawa beban ditentukan oleh persamaan ini yang dapat memberikan

hasil yang memuaskan. Dalam penyelidikan, Lewis mengasumsikan bahwa beban

ditransmisikan dari satu gigi ke gigi lain, seluruhnya diberikan dan diambil oleh satu

gigi, karena itu tidak selalu aman untuk menahan bahwa beban didistribusikan

diantara beberapa gigi. Ketika gigi mulai kontak, beban diasumsikan berada pada

ujung dari gigi penggerak dan ujung gigi yang digerakkan.

Gambar 7 : Gigi dari sebuah gear

Perhatikan setiap gigi seperti sebuah batang cantilever yang dibebani oleh

beban normal (WN) seperti ditunjukkan pada Gambar 7. Beban normal diuraikan ke

dalam dua komponen yaitu komponen tangensial (WT) dan komponen radial (WR)

yang tegak lurus dan sejajar terhadap garis pusat gigi. Komponen tangensial (WT)

menimbulkan tegangan bending yang cenderung mematahkan gigi. Komponen radial

(WR) menimbulkan tegangan tekan yang besarnya relative kecil, sehingga

pengaruhnya pada gigi dapat diabaikan. Di sini tegangan bending digunakan sebagai

dasar untuk perhitungan desain. Bagian kritis dari tegangan bending maksimum dapat

diperoleh dengan menggambar sebuah parabola melalui A dan tangensial terhadap

kurva gigi pada B dan C. Parabola ini, seperti ditunjukkan pada Gambar 7.

Nilai maksimum dari tegangan bending atau tegangan kerja yang diijinkan,

pada bagian BC diberikan oleh:

I

yMW

.= (1-1)

Dimana M= Momen bending maksimum pada bagian kritis BC = WT.h,


14/86

WT= Beban tangensial pada gigi,

h = Panjang gigi,

y= Setengah tebal gigi (t) pada bagian kritis BC = t/2

I= Momen inersia terhadap garis pusat gigi = b.t3/12,

b= Lebar permukaan gigi.

Substitusi nilai untukM,ydanIpada Persamaan (1-1), dapat diperoleh:

Atau

1.8 TEGANGAN KERJA YANG DIIJINKAN UNTUK GIGI GEARTegangan kerja yang diijinkan (w) dalam persamaan Lewis tergantung pada

material yang mana tegangan statis yang diijinkan (o) dapat ditentukan. Tegangan

statis yang diijinkan(o) adalah tegangan pada batas elastis material yang dinamakan

tegangan dasar (basic stress). Menurut rumus Barth, tegangan kerja yang diijinkan

adalah:

VOW C. =

Dimana: w= tegangan statis yang diijinkan,

Cv= factor kecepatan.

Nilai factor kecepatan (Cv) adalah sebagai berikut:

metalnongearuntuk,25,01

75,0

m/s20sampaikecepatanuntuk,6

6

m/s12,5sampaikecepatanuntuk,3

3

+

+=

+=

+=

vC

vC

vC

v

v

v

Table berikut menunjukkan nilai tegangan statis yang diijinkan untuk material roda

gigi yang berbeda.


15/86

Tabel 2: Nilai tegangan statis yang diijinkan

Catatan: Nilai tegangan statis yang diijinkan (o) untuk roda gigi baja adalah

mendekati tegangan tarik maksimum (u) dibagi tiga yaitu: (o) = (u)/3

1.9 BEBAN STATIS GIGI

Beban statis gigi (static tooth load) dinamakan juga kekuatan batang atau

kekuatan ketahanan (endurance strength) diperoleh melalui rumus Lewis dengan cara

mensubstitusikan batas ketahanan bending (flexural endurance limit) atau tegangan

batas elastis (elastic limit stress) edari pada tegangan kerja yang diijinkan (w).

Beban statis dari gigi adalah:

ymbypbW eces ....... ==

Tabel berikut ini menunjukkan nilai batas ketahanan bending euntuk material yang

berbeda.

Tabel 3: Nilai batas ketahanan bending e


16/86

Catatan:

1. Batas ketahan permukaan untuk baja dapat diperoleh dari persamaan berikut:

es= (2,8.BHN-70) N/mm2

2. Beban keausan maksimum (Ww) harus lebih besar dari pada beban dinamis (WD).

1.10 PENYEBAB KEGAGALAN GIGI GEAR

Diantara penyebab kegagalan pada gigi gear adalah sebagai berikut:

1. Kegagalan bending. Setiap gigi gear berperan seperti sebuah cantilever. Jikabeban dinamik total terjadi pada gigi gear lebih besar dari pada kekuatan batang

dari gigi gear,maka gigi gear akan gagal karena bending yaitu gigi gear bias patah.

2. Pitting(bintik-bintik/lubang kecil). Adalah kegagalan fatik permukaan yang manaterjadi akibat beberapa tegangan kontak Hertz. Kegagalan terjadi ketika tegangan

kontak permukaan lebih besar dari pada batas ketahanan material.

3. Scoring. Panas yang luar biasa dihasilkan ketika adanya tekanan permukaan yangsangat besar, kecepatan yang tinggi atau suplai pelumasan yang gagal.

4. Keausan abrasive. Partikel asing dalam pelumasan seperti kotoran, debu, yangmasuk antara gigi dan kerusakan susunan gigi. Jenis kegagalan ini dapat dihindari

dengan cara memberikan filter/saringan untuk pelumasan oli atau dengan

penggunaan pelumas viskositas tinggi.

5. Keausan korosif. Korosi pada permukaan gigi terutama diakibatkan adanyaelemen korosif. Untuk menghindari keausan jenis ini, perlu ditambahkan bahan

anti korosif.

1.11 PROSEDUR DESAIN RODA GIGI LURUS

Berikut ini prosedur desain/perancangan roda gigi lurus:

Beban gigi tangensial, diperoleh dari daya yang ditransmisikan dan kecepatangaris pitch dengan menggunakan hubungan berikut:

ST Cv

PW .=

Dimana: WT= beban gigi tangensial yang diijinkan, dalam Newton,

P= daya yang ditransmisikan dalam watt,

v = kecepatan garis pitch dalam m/s = .D.N/60,

D = diameter lingkar pitch dalam meter.N = putaran dalam rpm,


17/86

CS= service factor,

Tabel berikut ini menunjukkan nilai service factor untuk jenis beban yang berbeda.

Tabel 4: Nilai service factor

Catatan:

Nilai service factor di atas untuk roda gigi yang dilumasi secara tertutuprapat. Dalam kasus pelumasan roda gigi secara terbuka dengan

menggunakan grease, nilai service factor adalah 0,65.

Penerapan persamaan Lewis adalah sebagai berikut:ymbC

ymbypbW

vO

WcWT

...).(

.......

.

=

==

Kita mengetahui bahwa circular pitch,pc= .D/T= .m

D = m.T

Sehingga kecepatan garis pitch dapat juga diperoleh dengan menggunakan hubungan

sebagai berikut:

Dimana: m = Modul dalam meter,

T = Jumlah gigi.

Menghitung beban dinamis (WD) pada gigi dengan menggunakan persamaanBuckingham yaitu:

Dalam menghitung beban dinamis (WD), nilai beban tangensial (WT) dapat

dihitung dengan mengabaikan service factor (CS) yaitu:


18/86

Menentukan beban statis gigi (yaitu kekuatan batang atau kekuatan ketahanangigi) dengan menggunakan hubungan:

Untuk keamanan operasi, WS harus lebih besar dari pada WD.

Terakhir, tentukan beban keausan gigi dengan menggunakan hubungan:

Beban keausan Wwtidak boleh lebih rendah dari pada beban dinamik (WD).

Keterangan: DP= diameter lingkaran pitch dari pinion,

b = Lebar permukaan dari pinion,

Q = Faktor rasio

V.R= Rasio kecepatan = TG/TP

K = Faktor tegangan beban dalam N/mm2.

Menuurut Buckingham, faktor tegangan beban (load stress factor) diberikan dengan

hubungan sebagai berikut:

Dimana: es= Batas ketahanan permukaan (surface endurance limit)

= sudut tekan,

EP= Modulus Youngs untuk material dari pinion,

EG= Modulus Youngs untuk material dari gear.

Nilai dari Batas ketahanan permukaan (surface endurance limit) dapat diberikan padaTabel berikut ini:


19/86

Tabel 5: Nilai dari Batas ketahanan permukaan (surface endurance limit)

Contoh 1:

Keterangan berikut ini dari sebuah roda gigi lurus reduksi tunggal:

Rasio roda gigi = 10 : 1; Jarak antara pusat = mendekati 660 mm; Pinion

mentransmisikan daya 500 kW pada putaran 1800 rpm; Addendum = m dengan sudut

tekan 22,5o; tekanan normal yang diijinkan antara gigi = 175 N/mm lebar. Tentukan:

1. Modul standar yang paling mendekati.2. Jumlah gigi pada setiap roda.3. Lebar pinion;4. Beban pada bantalan dari roda akibat daya yang ditransmisikan.

Penyelesaian:

Diketahui:

1. Modul standar yang paling mendekati.Misalkan : m= modul yang dibutuhkan,

TP = Jumlah gigi pada pinion,

TG = Jumlah gigi pada gear,

DP= diameter lingkaran pitch dari pinion.

DG= diameter lingkaran pitch dari gear.


20/86

Jumlah gigi pada pinion minimal adalah:

Kita mengetahui bahwa:

Standar nilai yang paling mendekati dari modul adalah 8 mm, sehingga kita dapat

mengambil:

m = 8 mm

2. Jumlah gigi pada setiap roda.Jumlah gigi pada pinion adalah:

Jumlah gigi pada roda gigi adalah:

3. Lebar pinion,

Torsi yang terjadi pada pinion adalah:

Beban tangensial,


21/86

Beban normal pada gigi adalah:

Tekanan normal antara gigi adalah 175 N/mm lebar, sehingga lebar pinion adalah:

4. Beban pada bantalan dari roda akibat daya yang ditransmisikan.

Kita mengetahui beban radial pada bantalan akibat daya yang ditransmisikan adalah:

LATIHAN:1. Hitung daya yang dapat ditransmisikan oleh sepasang roda gigi lurus dengan data

yang diberikan di bawah ini. Hitung juga tegangan bending pada dua roda ketika

sepasang roda gigi mentransmisikan daya.

Jumlah gigi pada pinion = 20

Jumlah gigi pada gear = 80

Modul = 4 mm

Lebar gigi = 60 mm

Bentuk gigi = 20oinvolute

Kekuatan bending yang diijinkan = 200 MPa untuk material pinion,

= 160 MPa, untuk material gear,

Putaran pinion = 400 rpm,

Service factor = 0,8

Lewis form factor =

Factor kecepatan =

[Jawaban: 13,978 kW; 102,4 MPa; 77,34 MPa)


22/86


23/86

BAB II

RODA GIGI HELIX

(HELICAL GEARS)

2.1 PENDAHULUAN

Roda gigi helix mempunyai gigi berbentuk helix mengelilingi gear. Roda gigi helix

digunakan untuk menghubungkan dua poros parallel (sejajar) seperti roda gigi lurus. Gigi

helical gearsyang sejajar dengan sumbu mempunyai garis kontak seperti pada spur gear.

Karena itu roda gigi helix memberikan gerakan yang halus dengan efisiensi transmisi yang

tinggi.

Gambar 2.1: Sepasang roda gigi helix

2.2 ISTILAH YANG DIGUNAKAN PADA RODA GIGI HELIX

Istilah berikut berhubungan dengan roda gigi helix seperti ditunjukkan pada

Gambar 2.2 berikut ini:

1. Sudut helix (helical angle). Sebuah sudut yang dibuat konstan berbentuk helixdengan sumbu berputar.

Gambar 2.2: Roda gigi helix


24/86

2. Kisar aksial (axial pitch). Adalah jarak sejajar terhadap sumbu antara permukaanyang serupa dengan gigi yang berdekatan. Circular pitch dinotasikan dengan pc.

Axial pitch juga didefinisikan sebagai circular pitch pada bidang putar atau bidang

diametral.

3. Kisar normal (normal pitch). Adalah dinotasikan dengan pN. Normal pitch dapatjuga didefinisikan sebagai circular pitch pada bidang normal yang tegak lurus

terhadap gigi. Secara matematika, normal pitch:

2.3 LEBAR PERMUKAAN RODA GIGI HELIX

Agar mempunyai lebih dari satu pasang kontak gigi, perpindahan gigi atau overlap

setidak-tidaknya sama dengan axial pitch,

(1)

Beban gigi normal (WN) mempunyai dua komponen; satu adalah komponen tangensial

(WT) dan yang lain komponen aksial (WA), seperti ditunjukkan pada Gambar 2.3. Gaya

dorong aksial yang diberikan adalah:

(2)

Gambar 2.3: Lebar permukaan roda gigi helix

Biasanya direkomendasikan bahwa overlap lebih besar 15 persen dari circular pitch.

Maka:

Dimana: b= lebar permukaan minimum,m= modul


25/86

Catatan:

1. Lebar permukaan maksimum dapat diambil 12,5msampai 20m, dimana madalahmodul. Dalam istilah diameter pinion (DP), lebar permukaan menjadi 1,5 DP

sampai 2DP, meskipun 2,5DPdapat digunakan.

2. Dalam kasus double helical, lebar permukaan minimum adalah:

Lebar permukaan maksimum berada dalam kisaran 20 msampai 30 m.

3. Dalam single helical gears, sudut helix berada dalam kisaran 20o sampai 35o,sementara untuk double helical gears dibuat sampai 45o.

2.4 JUMLAH GIGI EKUIVALEN PADA RODA GIGI HELIX

Secara matematika jumlah gigi ekuivalen pada roda gigi helix adalah:

Dimana: T= Jumlah gigi actual pada roda gigi helix,

= Sudut helix.

Gambar 2.4 : Roda gigi helix

2.5 KEKUATAN RODA GIGI HELIX

Dalam roda gigi helix, kontak antara gigi adalah gradual (setahap demi setahap),

permulaan pada ujung yang satu dan bergerak sepanjang gigi sehingga pada beberapa saat

garis kontak berjalan secara diagonal melintasi gigi. Penentuan kekuatan roda gigi helix

dimodifikasi menurut persamaan Lewis adalah:

Dimana: WT= Beban gigi tangensial,


26/86

o= Tegangan statis yang diijinkan,

Cv = Faktor kecepatan

b = Lebar permukaan,

m = Modul,

y = Faktor bentuk gigi atau factor Lewis yang berhubungan terhadap

jumlah gigi ekuivalen.

Gambar 2.5: Bagian dalam roda gigi sebuah mesin mobil

Catatan:

1. Nilai faktor kecepatan (Cv) dapat diambil sebagai berikut:

2. Beban gigi dinamis pada roda gigi helix adalah:


27/86

3. Beban gigi statis atau kekuatan ketahanan gigi adalah:

4. Beban keausan gigi maksimum untuk roda gigi helix adalah:

Dalam kasus ini :

Dimana:

Contoh 1:

Sepasang roda gigi helix mentransmisikan daya 15 kW. Gigi adalah 20omemotong bidang

diametral (sudut tekan) dan mempunyai sudut helix 45o. Pinion berputar 10.000 rpm dan

mempunyai diameter pitch 80 mm. Roda gigi (gear) mempunyai diameter pitch 320 mm.

Jika roda gigi dibuat dari baja cor yang memiliki kekuatan statis ang diijinkan 100 MPa;

Tentukan modul yang sesuai dan lebar permukaan dengan pertimbangan kekuatan statis

dan periksa keausan roda gigi, diambil es= 618 MPa.

Penyelesaian:

Diketahui:

Modul dan lebar permukaan:

Misalkan m= Modul dalam mm,

b= Lebar permukaan dalam mm.

ketika pinion dan gear dibuat dari bahan yang sama (yaitu baja cor), oleh karena itu pinion

adalah terlemah. Jadi desain didasarkan pada pinion.

Kita mengetahui bahwa torsi yang ditransmisikan oleh pinion adalah:

Beban gigi tangensial pada pinion :


28/86

Jumlah gigi pada pinion:

Jumlah gigi ekuivalen untuk pinion:

Faktor bentuk gigi untuk pinion pada sudut 20o:

Kecepatan keliling:

Faktor kecepatan:

Ketika lebar permukaan maksimum (b) untuk roda gigi helix diambil 12,5 msampai 20 m,

dimana madalah modul, oleh karena itu kita ambil:

b = 12,5 m

Beban gigi tangensial (WT) :

Dengan menggunakan metode trial and hit, diperoleh:

m = 2,3 mm 2,5 mm

Lebar permukaan b = 12,5 m = 12,5 x 2,5 = 31,25 mm 32 mm

Memeriksa keausan gigi

Rasio kecepatan:

Faktor rasio:


29/86

Kita mengetahui bahwa:

Ketika gear dibuat dari bahan yang sama (yaitu baja cor), oleh karena itu diambil:

Faktor tegangan beban :

Beban maksimum untuk keausan:

Ketika beban maksimum untuk keausan adalah lebih besar dari pada beban tangensial

pada gigi, oleh karena itu desain adalah aman dengan pertimbangan keausan:

Contoh 2:

Roda gigi helix terbuat dari baja cor dengan sudut helix 30omentransmisikan daya 35 kW

pada putaran 1500 rpm. Jika gear mempunyai 24 gigi, tentukan modul, diameter pitch dan

lebar permukaan untuk 20ofull depth teeth. Tegangan statis untuk baja cor diambil 56

MPa. Lebar permukaan diambil 3 kali normal pitch. Berapakah gaya dorong (thrust) pada

ujung gigi? Faktor gigi untuk 20o full depth involute gear diambil 0,154 0,912/TE ,

dimana TEmenunjukkan jumlah ekuivalen gigi.

Penyelesaian:

Diketahui:

Modul:

Misalkan: m = Modul dalam mm,

DG= Diameter lingkaran pitch dari gear dalam mm.

Torsi yang ditransmisikan oleh gear adalah:


30/86

Jumlah gigi ekuivalen:

Faktor gigi:

Beban gigi tangensial:

Kecepatan keliling:

Misalkan diambil faktor kecepatan:

Beban gigi tangensial:

Dengan menggunakan metode trial and hit, diperoleh:

m = 5,5 mm 6mm

Diameter pitch dari gear:


31/86

Lebar permukaan:

Gaya dorong ujung gear:

Latihan:

1. Sepasang roda gigi helix dengan sudut helix 30o digunakan untuk mentransmisikan

daya 15 kW pada putaran pinion 10.000 rpm. Rasio kecepatan adalah 4 : 1. Kedua

roda gigi dibuat dari baja yang dikeraskan (hardened steel) dengan kekuatan statis 100

N/mm2. Gigi dengan sudut tekan 20odan pinion mempunyai 24 gigi. Lebar permukaan

diambil 14 kali modul. Tentukan modul dan lebar permukaan dan periksa roda gigi

untuk keausan. (Jawab: 2 mm, 28 mm)

2.


32/86

BAB III

RODA GIGI KERUCUT

(BEVEL GEARS)

3.1 PENDAHULUAN

Roda gigi kerucut digunakan untuk mentransmisikan daya pada rasio kecepatan

konstan antara dua poros yang sumbunya berpotongan pada sudut tertentu. Permukaan

pitch untuk roda gigi kerucut adalah kerucut. Dua pasang kontak kerucut dapat dilihat

pada Gambar 3.2. Elemen kerucut pada Gambar 3.2 (a) berpotongan pada titik potong

dari sumbu putar. Karena radius kedua gear adalah proporsional terhadap jaraknya dari

puncak, maka kerucut dapat berputar bersama-sama tanpa sliding. Pada Gambar 3.2

(b), elemen kedua kerucut tidak berpotongan pada titik potong poros. Oleh karena itu

kerucut ini tidak dapat digunakan sebagai permukaan pitch, hal ini memungkinkan

terjadinya gerakan porsitif dan sliding pada arah yang sama pada saat yang sama.

GAMBAR 3.1: Roda gigi kerucut

Gambar 3.2 : Permukaan pitch untuk bevel gears.


33/86

3.2 KLASIFIKASI BEVEL GEARS

Bevel gears dapat diklasifikasikan dalam tipe berikut ini, tergantung pada sudut

antara poros dan permukaan pitch.

1. Mitre gears. Ketika bevel gears mempunyai gigi sama dan sudut pitchmenghubungkan dua poros yang sumbunya memotong pada sudut siku-siku,

seperti pada Gambar 3.3.

Gambar 3.3:Mitre gears

2. Angular bevel gears. Ketika bevel gears menghubungkan dua poros yangsumbunya memotong pada sebuah sudut lain dari pada sudut siku-siku.

3. Crown bevel gears. Ketika bevel gears menghubungkan dua poros yangsumbunya memotong pada sebuah sudut yang lebih besar dari pada sudut siku-

siku dan salah satu bevel gears mempunyai sudut pitch 90o, seperti ditunjukkan

pada Gambar 3.4.

Gambar 3.4: Crown bevel gears

4. Internal bevel gears. Ketika gigi pada bevel gears memotong pada sisi dalamkerucut pitch.


34/86

3.3 ISTILAH YANG DIGUNAKAN PADA RODA GIGI KERUCUT

GAMBAR 3.5: Istilah pada roda gigi kerucut.

Berikut ada beberapa istilah pada roda gigi kerucut yang penting untuk diketahui:

1. Pitch angle.Sudut antara pitch line dengan sumbu poros, dinotasikan p.2. Cone distance. Adalah panjang elemen pitch cone, dinotasikan OP. secara

matematika dirumuskan sebagai berikut:

3. Addendum angle. Sudut yang dibentuk oleh addendum pada cone centre,dinotasikan . Secara matematik dapat dirumuskan sebagai berikut:

4. Dedendum angle. Sudut yang dibentuk oleh dedendum pada cone centre,dinotasikan . Secara matematik dapat dirumuskan sebagai berikut:


35/86

5. Outside or addendum cone diameter. Adalah diameter maksimum dari gigigear. Secara matematik dapat dirumuskan sebagai berikut:

6. Inside or dedendum cone diameter. Secara matematik dapat dirumuskan sebagaiberikut:

3.4 PENENTUAN PITCH ANGLE UNTUK BEVEL GEARS

Perhatikan sepasang bevel gears seperti ditunjukkan pada Gambar 3.5.

Misalkan:

Maka secara matematik dapat dirumuskan sebagai berikut:

Pitch angle untuk pinion adalah:

Pitch angle untuk gear adalah:

3.5 PROPORSI UNTUK BEVEL GEARS

Proporsi untuk bevel gears dapat diambil sebagai berikut:

1. Addendum, a = 1m,2. Dedendum, d = 1,2m,3. Clearance = 0,2 m,


36/86

4. Working depth = 2 m,5. Tebal gigi = 1,5708 mDimana m = modul

3.6 JUMLAH GIGI EKUIVALEN UNTUK BEVEL GEARS PENDEKATANTREDGOLDS

Pendekatan Tredgolds didasarkan pada fakta bahwa cone tangent (tangent

kerucut) terhadap bulatan pada pitch point akan mendekati dengan teliti permukaan

bola untuk jarak pendek salah satu sisi dari pitch point, seperti ditunjukkan pada

Gambar 3.6 (a). Back Cone (kerucut) bisa dikembangkan sebagai sebuah permukaan

bidang dan gigi spur gears yang berhubungan dengan sudut pitch dan sudut tekan dari

bevel gears dan radius dari pengembangan cone dapat digambar, seperti ditunjukkan

pada Gambar 3.6 (b).

Gambar 3.6: Skema metode pendekatan Tredgolds

Misalkan:

Maka jumlah gigi ekuivalen untuk bevel gear adalah:


37/86

Dimana T= Jumlah gigi actual dari gear.

3.7 KEKUATAN BEVEL GEARS

Kekuatan gigi bevel gears diperoleh dengan cara yang sama seperti dibahas

pada spur gears dan helical gears. Persamaan Lewis untuk beban gigi tangensial

diberikan sebagai berikut:

Dimana:

Catatan:

1. Faktor dinamakan bevel factor.

2. Untuk operasi yang aman dari bevel gears, lebar permukaan adalah dari 6,3 m

sampai 9,5 m, dimana m = modul. Rasio L/b tidak boleh melebihi 3. Untuk itu,

jumlah gigi pada pinion harus tidak kurang dari pada dimana

V.R adalah rasio kecepatan (velocity ratio).

3. Beban gigi statis atau kekuatan ketahan gigi untuk bevel gears adalah:


38/86

Nilai batas ketahanan bending (flexural endurance limit) edapat diambil dari

tabel 3 BAB I.

4. Beban maksimum untuk keausan pada bevel gears adalah:

Dimana :

3.8 GAYA AKSI PADA BEVEL GEARS

Perhatikan sebuah bevel gears seperti pada Gambar 3.7. Gaya normal (WN)

pada gigi tegak lurus terhadap permukaan gigi dan membuat sudut sama ke sudut tekan

() terhadap pitch circle. Gaya normal dapat diuraikan ke dalam dua komponen, yaitu

komponen tangensial (WT) dan komponen radial (WR). Besarnya komponen tangensial

(WT) dan komponen radial (WR) adalah:

Gambar 3.7: Gaya aksi pada bevel gears

Radius rata-rata adalah:


39/86

Sekarang gaya radial (WR) bekerja pada radius rata-rata yang diuraikan ke dalam dua

komponen, WRH dan WRV, dalam arah aksial dan radial seperti ditunjukkan pada

Gambar 3.7.

Oleh karena itu gaya aksial yang bekerja pada poros pinion adalah:

Gaya radial yang bekerja pada poros pinion adalah:

3.9 DESAIN POROS UNTUK BEVEL GEARS

Dalam perancangan poros pinion, prosedur berikut ini dapat diterapkan:

1. Menentukan torsi yang bekerja pada pinion:

Dimana:

2. Gaya tangensial pada radius rata-rata adalah:

3. Menentukan gaya aksial dan radial yang bekerja pada poros pinion:

4. Menentukan resultan memen bending pada poros pinion adalah sebagai berikut:Momen bending akibat WRHdan WRVadalah:

Momen bending akibat WTadalah:

Resultan momen bending adalah:

5. Ketika poros dikenai pomen punter (T) dan resultan momen bending (M), olehkarena itu momen punter ekuivalen adalah:


40/86

6. Diameter dari poros pinion dapat diperoleh dengan menggunakan persamaantorsi, sebagai berikut:

Dimana:

7. Dengan cara yang sama dapat digunakan untuk menentukan diameter porosgear.

Contoh 1:

Sepasang bevel gears dari besi cor menghubungkan dua poros pada sudut siku-siku.

Diameter pitch pinion dan gear adalah 80 mm dan 100 mm. Bentuk gigi gear adalah

14ocomposite form. Tegangan statis yang diijinkan untuk kedua gear adalah 55 MPa.

Jika pinion mentransmisikan daya 2,75 kW pada putaran 1100 rpm, tentukanmodul

dan jumlah gigi pada setiap gear dari sudut kekuatan dan check desain dari sudut

keausan. Ambil batas ketahanan permukaan adalah 630 MPa dan modulus elastisitas

untuk besi cor adalah 84 kN/mm2.

Penyelesaian:

Diketahui:

Modul

Misalkan: m = modul

Ketika poros pada sudut siku-siku, oleh karena itu sudut pitch pada pinion adalah:

Sudut pitch untuk gear adalah:

Jumlah gigi ekuivalen untuk pinion adalah:

Jumlah gigi ekuivalen untuk gear adalah:


41/86

Karena kedua gigi terbuat dari bahan yang sama maka pinion adalah yang paling

lemah. Sehingga perancangan didasarkan pada pinion.

Factor bentuk gigi untuk pinion mempunyai 14ocomposite form,

Dan kecepatan pitch line adalah:

Ambil faktor kecepatan,

Panjang elemen pitch cone adalah:

Asumsikan lebar permukaan (b) adalah 1/3 dari panjang pitch cone, oleh karena itu:

Torsi pada pinion adalah:

Beban tangensial untuk pinion adlah:

Ukuran modul dapat dicari melalui persamaan beban tangensial pada pinion:

Dengan menggunakan metode trial and hit, dapat diperoleh:

m= 4,5 mm dipilih 5 mm.


42/86

Jumlah gigi pada setiap gear

Jumlah gigi pada pinion adalah:

Jumlah gigi pada gear adalah:

Pemeriksaan gear untuk keausan

Faktor beban-tegangan adalah:

Faktor rsio adalah

Beban maksimum untuk keausan adalah:

Ketika beban maksimum untuk keausan adalah lebih besar dari pada beban tangensial

(WT), oleh karena itu desain adalah aman ditinjau dari keausan.

Latihan:


43/86


44/86

BAB IV

RODA GIGI CACING

(WORM GEARS)

4.1 PENDAHULUANWorm gears banyak digunakan untuk mentransmisikan daya pada rasio

kecepatan yang tinggi antar poros yang secara umum tidak saling memotong. Rasio

kecepatan worm gears mencapai 300 : 1 atau lebih tetapi mempunyai efisiensi yang

rendah. Roda gigi cacing kebanyakan digunakan untuk penurun kecepatan (putaran)

yang terdiri dari worm dan roda worm (gear). Worm (sebagai penggerak) biasanya

berbentuk silindris yang berulir. Ulir dari worm dapat berputar ke kiri atau ke kanandan berulir tunggal atau banyak. Worm biasanya dibuat dari baja, sementara worm

gear dibuat dari perunggu atau besi cor.

Gambar 4.1 Roda gigi cacing

4.2 JENIS WORM

Berikut ini ada dua jenis dari worm, yaitu:

1. Worm lurus atau silindris.2. Worm kerucut atau ganda.

Worm lurus atau silindris ditunjukkan pada Gambar 4.2 (a) adalah yang paling

banyak digunakan. Bentuk ulir adalah involute helicoids dengan sudut tekan 14o

untuk worm ulir tunggal atau ganda dan 20ountuk worm tiga lapis dan empat lapis.


45/86

Worm kerucut atau ganda, aeperti ditunjukkan pada Gambar 4.2 (b), membutuhkan

penjajaran yang lebih akurat.

Gambar 4.2 Jenis worm

4.3 JENIS WORM GEAR

Ada tiga jenis worm gears yang penting untuk diketahui, yaitu:

1. Worm gear muka lurus, seperti pada Gambar 4.3 (a), digunakan untuk bebanringan.

2. Worm gear muka lurus hobbed, seperti pada Gambar 4.3 (b), digunakan untukbeban ringan.

3. Worm gear muka cekung, seperti pada Gambar 4.3 (c), digunakan untukbeban berat.

Gambar 4.3 Jenis worm gears

4.4 ISTILAH YANG DIGUNAKAN PADA RODA GIGI CACING

Istilah berikut berhubungan dengan roda gig cacing, adalah penting untuk diketahui,

yaitu:

1. Axial pitch. Juga dinamakan sebagai linier pitch adalah jarak yang diukursecara aksial (sejajar terhadap sumbu worm) dari sebuah titik pada satu ulir ke


46/86

titik pada ulir berikutnya, seperti ditunjukkan pada Gambar 4.4. Aksial pitch

dinotasikanpadari worm adalah sama dengan circular pitch (pc).

Gambar 4.4 Worm dan worm gears

2. Lead.Adalah jarak linier dari sebuah titik pada ulir yang bergerak dalam satuputaran dari worm. Untuk ulir tunggal, lead sama dengan axial pitch, tetapi

untuk ulir banyak, lead sama dengan hasil kali axial pitch dengan jumlah

permulaan ulir.

3. Lead angle (sudut lead). Adalah sudut tangent antara ulir helix pada silinderpitch dan bidang normal terhadap sumbu worm, yang dinotasikan seperti

ditunjukkan pada Gambar 4.4 dan Gambar 4.5.

Gambar 4.5 Sudut Lead

Dari geometri Gambar 4.5, dapat ditulis bahwa:


47/86

Dimana: m= modul

DW= diameter lingkar pitch dari worm

Sudut lead () dapat bervariasi dari 9o sampai 45o. F.A Halsey menemukan bahwa

sudut lead yang lebih rendah dari 9o dapat mengakibatkan keausan yang cepat dan

nilai yang aman untuk adalah 12 o.

Untuk desain yang kompak (rapi dan ringkas), sudut lead dapat ditentukan oleh

hubungan berikut:

DimanaNGadalah kecepatan worm gear danNWadalah kecepatan worm.

4. Tooth pressure angle (sudut tekan gigi). Adalah diukur pada sebuah bidangdari sumbu worm dan sama dengan 1 dari sudut profil ulir seperti

ditunjukkan pada Gambar 4.4. Tabel berikut menunjukkan nilai yang

direkomendasikan untuk sudut lead dan sudut tekan gigi.

Tabel 4.1: Nilai yang direkomendasikan untuk sudut lead dan sudut tekan gigi.

Untuk penerapan pada otomotif, sudut tekan 30o adalah direkomendasikan untuk

mendapatkan efisiensi yang tinggi dan untuk mempermudah overhauling

(pembongkaran saat turun mesin).

5. Normal pitch. Adalah jarak yang diukur antara dua titik yang berhubunganpada dua ulir yang berdekatan dari worm. Secara matematika dapat ditulis:

Catatan: Istilah normal pitch digunakan untuk worm yang mempunyai ulir tunggal.

Dalam kasus worm berulir banyak, istilah normal lead (lN) adalah yang digunakan,

sehingga:


48/86

6. Sudut helix. Adalah sudut tangent antara ulir helix pada silinder pitch dansumbu worm, yang dinotasikan W seperti pada Gambar 4.3. Sudut helix

worm adalah komponen dari sudut lead worm, yaitu:

W+ = 90o

7. Rasio kecepatan. Adalah rasio putaran worm (NW) dalam rpm terhadapputaran worm gear (NG) dalam rpm. Secara matematika rasio kecepatan

adalah:

Misalkan l = lead dari worm,

DG= diameter lingkaran pitch dari worm gear.

Kita mengetahui bahwa kecepatan linier dari worm adalah:

Dan kecepatan linier dari worm gear adalah:

Karena kecepatan linier dari worm dan worm gear adalah sama, oleh karena itu:

Diameter lingkaran pitch dari worm gear adalah:

Dimana madalah modul dan TGadalah jumlah gigi pada worm gear.

Dimana

Tabel berikut ini menunjukkan jumlah ulir yang digunakan pada worm untuk rasio

kecepatan yang berbeda.


49/86

Tabel 4.2: Jumlah ulir yang digunakan pada worm untuk rasio kecepatan yang

berbeda

4.5 PROPORSI UNTUK WORM

Tabel berikut ini menunjukkan variasi proporsi worm dalam istilah aksial atau

lingkaran pitch (pC) dalam mm.

Tabel 4.3: variasi proporsi worm

Catatan:

1. Diameter lingkaran pitch dari worm (DW) dalam istilah jarak pusat antaraporos (x) dapat diambil sebagai berikut:

2. Diameter lingkaran pitch dari worm (DW) dapat juga diambil sebagai berikut:

3. Panjang muka (face length) dari worm dapat dinaikkan dari 25 sampai 30 mm.

4.6 PROPORSI UNTUK WORM GEARTabel berikut ini menunjukkan variasi proporsi worm gear dalam istilah

lingkaran pitch (pC) dalam mm.


50/86

Tabel 4.4: variasi proporsi gear

4.7 EFISIENSI WORM GEARING

Efisiensi dari worm gearing dapat didefinisikan sebagai rasio tenaga yang

berguna dari worm gear terhadap worm.

Secara matematik, efisiensi worm gearing adalah:

Dimana:

4.8 KEKUATAN GIGI WORM GEAR

Dalam menentukan ukuran dan kekuatan gigi, diasumsikan bahwa gigi dari

worm gear selalu lebih lemah dari pada ulir worm. Menurut persamaan Lewis:

Dimana:

4.9 BEBAN KEAUSAN GIGI UNTUK WORM GEAR

Beban maksimum keausan (WW) adalah:

Dimana:DG= diameter lingkaran pitch dari worm gear.


51/86

b= Lebar muka dari worm gear,

K =Faktor tegangan beban (factor kombinasi material)

Faktor tegangan beban tergantung pada kombinasi material yang digunakan untuk

worm dan worm gear. Tabel berikut menunjukkan nilai dari Faktor tegangan beban

untuk perbedaan kombinasi material dari worm dan worm gear.

Tabel 4.5 : nilai factor tegangan beban K

4.10 GAYA AKSI PADA WORM GEAR

Ketika worm mentransmisikan daya, gaya aksi pada worm adalah sama

dengan sebuah daya ulir. Gambar 4.5 menunjukkan gaya aksi pada worm. Gaya pada

worm gear adalah sama dengan besarnya gaya pada worm, tetapi arahnya berlawanan.

Gambar 4.5: Gaya aksi pada worm

Gaya aksi pada worm dapat ditentukan sebagai berikut:

1. Gaya tangensial pada worm

Gaya tangensial (WT) pada worm menghasilkan momen puntir sebesar (WT.DW/2)

dan momen bending worm pada bidang horizontal.


52/86

2. Gaya aksial pada worm

3. Gaya radial pad wormWR= WA. tan= Gaya radial pada worm gear

Contoh 1:

Sebuah worm berputar mentransmisikan daya 15 kW pada 2000 rpm terhadap mesin

kereta pada putaran 75 rpm. Worm adalah berulir tiga lapis (triple) dan mempunyai

diameter pitch 65 mm. Worm gear mempunyai gigi 90 modul 6 mm. Susunan gigi

adalah 20ofull depth involute. Koefisien gesek antara gigi diambil 0,10. Hitung:

1. Gaya aksi tangensial pada worm,2. Gaya aksial dan radial pada worm, dan3. Efisiensi penggerak worm.

Penyelesaian:

Diketahui:

1. Gaya aksi tangensial pada worm,Torsi yang ditransmisikan oleh worm adalah

Gaya aksi tangensial pada worm adalah:

2. Gaya aksial pada wormMisalkan: = sudut lead

Maka:

Gaya aksial pada worm adalah:


53/86

Gaya radial pada worm adalah:

3. Efisiensi penggerak worm

4.11 DESAIN WORM

Dalam desain/perancangan sebuah worm dan worm gear, besaran yang

menjadi pertimbangan adalah daya yang ditransmisikan, putaran, rasio kecepatan, dan

jarak pusat antara poros, sudut lead, dan jumlah ulir dari worm. Untuk menentukan

kombinasi yang aman dari sudut lead, lead dan jarak pusat antara poros, metode

berikut dapat digunakan, yaitu:

Gambar 4.6 Desain worm dan worm gear

Jarak pusat antara poros dapat ditulis dalam istilah lead aksial (l), sudut lead () dan

rasio kecepatan (V.R), sebagai berikut:


54/86

Dalam istilah lead normal (lN = lcos ), pernyataan di atas dapat ditulis:

Atau: i

Dari persamaan (i), maka desain worm gear dapat ditentukan dengan menggunakan

kurva dalam grafik pada Gambar 4.7 di bawah ini.

Gambar 4.7 Desain worm gear

Nilai x/lN akan minimum jika persamaan (i) dideferensialkan sehingga diperoleh

hubungan:

Contoh 2:

Rancanglah worm dan gear 20oinvolute untuk mentransmisikan daya 10 kW dengan

putaran worm 140 rpm dan untuk mendapatkan reduksi putaran 12 : 1. Jarak pusatantara poros adalah 225 mm.

Penyelesaian:

Diketahui:

1. Desain wormSudut lead:


55/86

Lead normal:

Lead aksial:

Dari Tabel 4.2 untuk VR = 12, diperoleh:

n = TW= 4

pitch aksial:

Diambil nilai standar modul m= 8 mm

Maka nilai pitvh aksial yang tepat adalah:

Lead aksial adalah:

Lead normal adalah:

Jarak pusat antara poros:

Diameter lingkaran pitch adalah:

Jumlah gigi dari worm gear adalah VR dikalikan dengan n :

Dari Tabel 4.3 kita dapat menentukan panjang muka dari worm:


56/86

Panjang muka dinaikkan menjadi 25 mm sampai 30 mm, maka :

Kedalaman gigi:

Addendum:

Diameter luar:

2. Desain worm gear

Diameter lingkaran pitch dari worm gear adalah:

Dari Tabel 4.4, diameter luar dari worm gear adalah:

Diameter throat dari worm gear adalah:

Dan lebar muka (face width) dari worm gear adalah:

Pengecekan untuk beban tangensial:

Besarnya rasio kecepatan V.R. adalah:

Torsi yang ditransmisikan adalah:

Beban tangensial pada gear adalah:


57/86

Kecepatan linier dari worm gear adalah:

Faktor kecepatan:

Faktor bentuk gigi untuk 20oinvolute adalah:

Karena secara umum worm gear dibuat dari phosphor bronze, oleh karena itu

tegangan statis untuk phosphor bronze adalah o= 84 MPa.

Besarnya beban tangensial desain adalah:

Ketika beban tangensial desain (WT= 12 110 N) lebih besar dari beban tangensial

pada gear (WT= 4260 N), oleh karena itu desain adalah aman ditinjau dari segi beban

tangensial.

Latihan:

1. Sebuah worm berulir ganda (double) mempunyai pitch aksial (axial pitch) 25mm dan diameter lingkaran pitch 70 mm. Torsi pada potos worm gear adalah

1400 Nm. Diameter lingkaran pitch dari worm gear adalah 250 mm dan sudut

tekan gigi adalah 25o. Tentukan:

Gaya tangensial dari worm gear Torsi pada poros worm Rasio kecepatan Efisiensi gerakan, jika koefisien gesek antara worm dan gigi gear

adalah 0,04.

2. Rancanglah sebuah unit penurun putaran (reducer speed) dari worm dan wormgear untuk input daya 1 kW dengan rasio transmisi 25. Putaran dari worm

adalah 1600 rpm. Worm dibuat dari hardened steel dan worm gear dari

phosphor bronze dengan faktor kombinasi material sebesar 0,7 MPa.


58/86

Tegangan statis untuk material gear adalah 56 MPa. Worm dibuat double ulir

dan jarak antara poros adalah 120 mm. Bentuk gigi adalah 14 involute. Cek

keamanan desain berdasarkan beban tangensial.


59/86

BAB V

BANTALAN LUNCUR

(SLIDING CONTACT BEARING)

5.1 PENDAHAULUAN

Bantalan (bearing) adalah sebuah elemen mesin yang mendukung elemen

mesin lain (dinamakan sebagaijournal). Bantalan mengijinkan gerakan relative antara

permukaan kontak dari elemen ketika membawa beban. Akibat gerakan relatif antara

permukaan kontak, sejumlah daya tertentu dibuang dalam bentuk tahanan gesek dan

jika permukaan yang berhubungan dalam kontak langsung, maka akan menimbulkan

keausan. Agar tahan gesek dan keausan turun dan dalam beberapa kasus dapat

membangkitkan panas, maka diperlukan sekali sebuah lapisan fluida yang dinamakan

pelumas (lubricant). Pelumas yang digunakan untuk memisahkan journal dan bantalan

biasanya adalah sebuah minyak mineral dari petroleum, tetapi minyak nabati, minyak

silicon, grease dan lain-lain dapat juga digunakan.

5.2 KLASIFIKASI BANTALAN

Bantalan dapat diklasifikasikan menurut beberapa cara, yaitu:

1. Menurut arah beban yang didukung.

Berdasarkan arah beban yang didukung, bantalan dapat diklasifikan menjadi

dua, yaitu:

Radial bearing (bantalan radial), dimana arah beban tegak lurus terhadap arahgerak dari elemen penggerak, seperti ditunjukkan pada Gambar 5.1 (a) dan (b).

Thrust bearing (bantalan dorong), dimana arah beban sepanjang sumbuperputaran, seperti ditunjukkan pada Gambar 5.1 (c).

Gambar 5.1 Bantaran radial dan thrust


60/86

2. Menurut sifat kontak.

Berdasarkan sifat kontak, bantalan dapat diklasifikan menjadi dua, yaitu:

Bantalan luncur (sliding contact bearing), seperti ditunjukkan pada Gambar5.2 (a), luncuran mengambil posisi sepanjang permukaan kontak antara

elemen penggerak dan elemen tetap.

Bantalan rol (rolling contact bearing), seperti ditunjukkan pada Gambar 5.2(b), bola atau rol baja ditempatkan antara elemen penggerak dan elemen tetap.

Gambar 5.2: Bantalan luncur dan bantalan rol.

5.3 JENIS BANTALAN LUNCUR

Dalam bantalan luncur, aksi sliding diarahkan pada garis lurus dan membawa

beban radial, seperti ditunjukkan pada Gambar 5.3 (a), dapat dinamakan bantalan

gelincir (slipper bearing). Jenis bantalan ini biasanya ditemukan pada mesin uap.

Gambar 5.3 : Journal bearing

Jika aksi sliding sepanjang keliling lingkaran dan membawa beban radial, seperti

ditunjukkan pada Gambar 5.3 (a), dapat dinamakan bantalan lengan (sleeve

bearing). Jenis bantalan ini biasanya digunakan pada mesin industri untuk membawa

beban dalam arah radial.

Ketika sudut kontak dari bantalan dengan journal adalah 120o, seperti

ditunjukkan pada Gambar 5.3 (b) dinamakan partial journal bearing. Jenis ini


61/86

mempunyai gesekan yang lebih rendah dari pada full journal bearing, tetapi hanya

dapat digunakan dimana beban selalu dalam satu arah. Jenis bantalan ini biasanya

digunakan pada poros mobil beroda rel.

5.4 MATERIAL YANG DIGUNAKAN UNTUK BANTALAN LUNCUR

Material yang biasa digunakan pada bantalan luncur adalah:

1. Babbit metal. Material ini direkomendasikan dimana tekanan bearing maksimumtidak lebih dari 7 sampai 14 MPa. Ketika diterapkan pada mobil, material ini

biasanya digunakan sebuah lapisan tipis dengan tebal 0,05 sampai 0,15 mm.

2. Bronze (perunggu) adalah paduan tembaga, timah, dan seng.3. Cast iron (besi cor), biasanya digunakan dengan journal dari baja. Tekanan

dibatasi sampai dengan 3,5 MPa dan kecepatan 40 meter/ menit.

4. Silver (perak), biasanya digunakan pada mesin pesawat terbang dengan kekuatanlelah adalah paling penting sebagai pertimbangan.

5. Non-metallic bearing (bantalan non logam), dibuat dari karbongrafit, karet, kayudan plastic. Bantalan karbongrafit dapat melumasi sendiri dan dapat dioperasikan

pada temperature lebih tinggi dari pada bantalan jenis lain, digunakan pada

industri makanan, digunakan untuk putaran rendah. Bantalan karet lunak

digunakan pelumas air atau viskositas rendah dan mampu menyerap beban kejut

dan getaran.

Gambar 5.4: Bantalan luncur


62/86

5.5 PELUMAS

Pelumas yang digunakan pada bantalan untuk menurunkan gesekan antara

permukaan dan membuang panas yang dihasilkan oleh gesekan. Pelumas juga

melindungi terjadinya korosi pada bantalan. Seluruh pelumas telah diklasifikasikan ke

dalam tiga kelompok berikut ini:

1. Cair, 2. Semi cair, dan 3. PadatPelumas cairyang biasa digunakan pada bantalan adalah minyak mineral dan minyak

sintetis. Pelumas semi cair mempunyai viskositas lebih tinggi dari pada minyak.

Grease dipakai pada kecepatan rendah dan tekanan tinggi dan dimana tidak

dikehendaki terjadinya tetesan minyak dari bantalan. Pelumas padat bermanfaat

untuk menurunkan gesekan dimana lapisan minyak tidak dapat menjaga karena

tekanan atau temperature. Grafit adalah biasa digunakan sebagai pelumas padat

dengan sendirinya atau dicampur dengan minyak atau grease.

5.6 ISTILAH PADA BANTALAN LUNCUR

Sebuah bantalan luncur seperti ditunjukkan pada Gambar 5.5, yang mana O

adalah pusat journal dan O/adalah pusat bantalan.

Gambar 5.5 Bantalan luncur (jounal bearing)

Misalkan

Istilah berikut digunakan pada journal bearing yang penting untuk diketahui:

1. Diametral clearance. Adalah selisih antara diameter bearing dan journal.Secara matematika dapat ditulis:

c = D d


63/86

2. Radial clearance. Adalah selisih antara radius bearing dan journal. Secaramatematika dapat ditulis:

3. Diametral clearance ratio. Adalah rasio dari diametral clearance terhadapdiameter journal. Secara matematika dapat ditulis:

4. Eccentricity. Adalah jarak radial antara pusat O dan O/, dan dinotasikandengan e.

5. Minimum oil film thickness. Jarak minimum antara bearing dan journal,dibawah kondisi pelumasan. Dinotasikan dengan hO dan terjadi pada garis

pusat seperti pada Gambar 5.5. Nilainya diasumsikan c/4.

6. Attitude atau eccentricity ratio. Adalah rasio eksentrisitas terhadap radialclearance. Secara matematika dapat ditulis:

7. Short and long bearing. Jika rasio panjang diameter journal yaitu l/d adalahkurang dari 1, dikatakan bearing adalah short bearing. Jika rasio panjang

diameter journal yaitu l/d adalah lebih besar dari pada 1, dikatakan bearing

adalah long bearing.

5.7 KARAKTERISTIK JOURNAL BEARING

Koefisien gesek dalam desain bantalan adalah sangat penting karena

digunakan untuk menentukan besarnya kerugian daya akibat gesekan bantalan. Hal

telah ditunjukkan oleh eksperimen bahwa koefisien gesek untuk journal bearing yang

dilumasi secara penuh adalah fungsi dari tiga variable berikut ini:

Sehingga koefien gesek dapat diekspresikan sebagai berikut:

Dimana:


64/86

5.8 KOEFISIEN GESEK JOURNAL BEARING

Untuk menentukan koefisien gesek journal bearing yang dilumasi secara

penuh, persamaan berikut oleh McKee didasarkan pada data eksperimen:

Dimana: k= Faktor koreksi, yang besarnya tergantung pada l/d,

= 0,002 untuk l/ddari 0,75 sampai 2,8.

Tabel 5.1 Nilai desain untuk journal bearing


65/86

5.9 TEKANAN KRITIS JOURNAL BEARING

Tekanan yang mana lapisan minyak mengalami kerusakan ketika kontak

antara logam dimulai dinamakan tekanan kritis dari bantalan. Tekanan kritis dapat

diperoleh melalui persamaan empiris sebagai berikut:

5.10 BILANGAN SOMMERFELD

Bilangan Sommerfeld adalah sebuah parameter nondimensi yang digunakan

untuk desain journal bearing. Secara metematika dapat ditulis:


66/86

5.11 PANAS YANG DIBANGKITKAN

Panas yang dibangkitkan dalam sebuah journal bearing akibat gesekan fluida

dan gesekan pada bagian-bagian yang bergerak relatif. Secara matematika, Panas

yang dibangkitkan dalam sebuah journal bearing adalah:

Dimana: = Koefisien gesek,

W = Beban pada bantalan dalam Newton

= Tekanan pada bantalan dalam N/mm2 x Luas proyeksi bantalan

dalam mm2.

=p (l x d)

V = Kecepatan linier dalam m/s = d N/60, ddalam meter,N = Putaran journal dalam rpm.

Panas yang hilang adalah:

Dimana:

Contoh 1:

Rancanglah sebuah journal bearing untuk pompa sentrifugal dari data berikut ini:

Beban pada journal = 20.000 N; putaran journal = 900 rpm; jenis minyak (oli) SAE

10, yang memiliki kekentalan absolute pada suhu 55o

C = 0,017 kg/m-s; suhu

sekeliling minyak = 15,5oC; tekanan bearing maksimum untuk pompa = 1,5 N/mm2.

Hitung massa dari minyak pelumas yang dibutuhkan untuk pendinginan, jika

kenaikan suhu minyak dibatasi 10oC. Koefisien panas yang hilang = 1232 W/m2/oC.

Penyelesaian:

Tahap desain/perancangan:1. Menentukan panjang journal (l).


67/86

Asumsikan diameter journal (d) = 100 mm. dari Tabel 5.1, besarnya l/d untuk pompa

sentrifugal bervariasi dari 1 sampai 2, maka diambil l/d = 1,6.

Sehingga: l = 1,6 d = 1,6 . 100 = 160 mm

2. Tekanan bearing,

Karena tekanan bearing yang diberikan untuk pompa = 1,5 N/mm2, sehingga nilai

diatas untukp= 1,25 N/mm2adalah aman dan dimensi dari ldan d adalah aman juga.

3.

Dari Tabel 5.1, nilai operasi adalah

Diketahui nilai minimum untuk modulus bearing yang mana lapisan oli akan rusak

adalah:

Modulus bearing pada titik gesek minimum adalah:

Karena nilai perhitungan untuk adalah lebih besar dari pada 9,33,

maka bearing akan beroperasi di bawah kondisi hidrodinamik.

4. Dari Tabel 5.1, untuk pompa sentrifugal, rasio clearance (c/d) = 0,0013

5. Koefisien gesek :

6. Panas yang dibangkitkan:


68/86

7. Panas yang hilang:

Kemudian:

Jumlah panas yang dibutuhkan untuk pendinginan:

= Panas yang dibangkitkan Panas yang hilang

= Qg - Qd

= 480,7 389,3 = 91,4 WMassa oli pelumas yang dibutuhkan untuk pendinginan:

Misalkan m = Massa oli pelumas dalam kg/s

Panas yang mengalir dari oli adalah;

Jumlah panas yang dibutuhkan untuk pendinginan = jumlah panas yang dialirkan oleh

oli, sehingga:

Latihan:


69/86

BAB VI

BANTALAN ROL

(ROLLING CONTACT BEARING)

6.1 PENDAHULUAN

Dalam bantalan rol, kontak antara permukaan bantalan adalah rol sebagai pengganti

sliding(luncuran) seperti pada bantalan luncur. Keuntungan bantalan rol dibanding bantalan

luncur adalah mempunyai gesekan pada saat starting yang rendah. Akibat gesekan yang

rendah pada bantalan rol, maka bantalan rol dinamakan bantalan anti gesekan (antifriction

bearing).

Gambar 6.1: Radial ball bearing

Keuntungan bantalan rol dibanding bantalan luncur adalah:

1. Gesekan pada saat startingdan runningkecuali pada putaran yang sangat tinggi.2. Kemampuan menahan beban kejut.3. Akurasi penjajaran poros.4. Biaya maintenanceyang rendah, misalnya tidak ada pelumasan saat service.5. Keseluruhan dimensi adalah kecil.6. Service-nya dapat diandalkan.7. Mudah dalam memasang dan menegakkan.8. Lebih bersih.

Kerugian bantalan rol dibanding bantalan luncur adalah:

1. Lebih berisik pada putaran yang sangat tinggi.2. Kemampuan menahan beban kejut yang rendah.3. Biaya awal yang lebih besar.4. Desain rumah bantalan yang rumit.


70/86

6.2 JENIS BANTALAN ROL

Berikut adalah dua jenis bantalan roll:

1. Ball bearing(bantalan bola),2. Roller bearing(bantalan rol)

Gambar 6.2: Bantalan bola dan rol.

Bantalan bola dan rol terdiri dari sebuah inner raceyang dipasang pada poros atau

journal dan sebuah outer raceyang dibawa oleh housingatau casing. Antara inner racedan

outer race dipasang bola atau rol seperti ditunjukkan pada Gambar 6.2. Bantalan bola

digunakan untuk beban yang ringan dan bantalan rol digunakan untuk beban yang lebih berat.

Berdasarkan beban yang dibawa, berikut klasifikasi dari bantalan rol:

1. Radial bearing(bantalan radial),2. Thrust bearing( bantalan dorong)

Radial dan thrust ball bearingadalah ditunjukkan pada Gambar 6.2 (a) dan (b). Ketika

bantalan bola hanya mendukung beban radial (WR), bidang putaran dari bola adalah normal

terhadap garis pusat dari bantalan seperti ditunjukkan pada Gambar 6.2 (a). Aksi beban thrust

(WA) untuk mengangkat bidang putar dari bola, seperti ditunjukkan pada Gambar 6.2 ( b).

Beban radial dan thrust kedua-duanya dibawa secara simultan (bersamaan).


71/86

6.3 PENANDAAN DAN DIMENSI STANDAR DARI BANTALAN BOLA

Dimensi standar berdasarkan standar internasional ditunjukkan pada Gambar 6.3.

Dimensi ini sebagai fungsi dari lubang bantalan dan seri bantalan. Dimensi standar diberikan

dalan satuan millimeter. Di sini tidak ada untuk ukuran dan nomor bola baja.

Berikut ada empat seri bantal bola yang paling banyak digunakan:

1. Extra light (100)2. Light (200)3. Medium (300)4. Heavy (400)

Gambar 6.3: Penandaan standar bantalan bola

Catatan:

1. Jika bantalan ditandai oleh nomor 305, ini artinya bahwa bantalan adalah seri mediumyang lubangnya adalah 05 x 5 yaitu 25 mm.

2. Seri extra light (sangat ringan) dan light (ringan) digunakan dimana beban adalahsedang dan ukuran poros adalah terhitung besar.

3. Seri medium (sedang) mempunyai kapasitas 30 sampai 40% lebih besar dari pada serilight (ringan).

4. Seri heavy (berat) mempunyai kapasitas 20 sampai 30 % lebih besar dari pada serimedium. Seri ini tidak digunakan secara luas pad aplikasi industri.


72/86

Tabel berikut menunjukkan dimensi utama untuk radial ball bearing.

Tabel 6.1: Dimensi utama untuk radial ball bearing


73/86

6.4 THRUST BALL BEARING

Thrust ball bearing digunakan untuk membawa semata-mata beban dorong (thrust)

dan pada putaran di bawah 2000 rpm. Pada putaran tinggi, gaya sentrifugal mengakibatkan

bola tertarik keluar dari race (lintasan).

Gambar 6.4 : Thrust ball bearing

6.5 JENIS ROLLER BEARING DAN BALL BEARING

Berikut adalah jenis roller bearing:

1. Cylindrical roller bearing. Bantalan ini mempunyai koefisien gesek yang lebihrendah dan digunakan untuk putaran tinggi, seperti ditunjukkan pada Gambar 6.5 (a).


74/86

Gambar 6.5 : Jenis roller bearing

2. Spherical roller bearing.Seperti ditunjukkan pada Gambar 6.5 (b), bantalan ini dapatmembawa beban thrust.

3. Needle roller bearing. Seperti ditunjukkan pada Gambar 6.5 (c), bantalan inidigunakan untuk beban yang berat dengan gerak osilasi seperti pada bantalan pin

piston dalam mesin diesel.

4. Tapered roller bearing. Seperti ditunjukkan pada Gambar 6.5 (d), bantalan inidigunakan untuk membawa beban radial dan thrust.

Berikut adalah jenis ball bearing:

Gambar 6.5 : Jenis ball bearing


75/86

6.6 BEBAN STATIS UTAMA

Beban statis yang dibawa oleh bantalan yang tidak berputar dinamakan beban statis.

Besarnya beban statis didefinisikan sebagai beban radial statis (dalam kasus bantalan bola

dan rol radial) atau beban aksial (dalam kasus bantalan bola dan rol thrust) yang berhubungan

dengan total deformasi permanen dari bola (rol) dan race (lintasan), pada saat kontak

tegangan paling besar, sama dengan 0,0001 kali diameter rol (bola).

Menurut IS: 3823-1984, besarnya beban statis utama (CO) untuk bantalan bola dan rol

adalah:

1. Untuk bantalan bola radial.

Dimana:

2. Untuk bantalan rol radial.

Dimana:

3. Untuk bantalan bola thrust.

Dimana:


76/86

4. Untuk bantalan rol thrust.

Dimana:

6.7 BEBAN STATIS EKUIVALEN

Beban statis ekuivalen didefinisikan sebagai beban radial statis (dalam kasus bantalan

bola dan rol radial) atau beban aksial (dalam kasus bantalan bola dan rol thrust) yang mana

jika diterapkan akan mengakibatkan total deformasi permanent yang sama pada saat kontak

tegangan paling besar dibawah kondisi pembebanan aktual.

Beban radial ekuivalen statis (WOR) untuk radial bearing di bawah kombinasi beban

radial dan aksial (thrust) adalah:

Dimana:

Menurut IS: 3824-1984, nilai XO dan YO untuk bantalan radial yang berbeda adalah:

Tabel 6.2 : Nilai XO dan YO untuk bantalan radial


77/86

6.8 UMUR BANTALAN

Umur bantalan bola dan rol didefinisikan sebagai jumlah putaran (atau waktu jam

pada saat putaran konstan) yang mana bantalan beroperasi sebelum salah satu elemen

bantalan mengalami kelelahan (fatique).

Umur bantalan untuk jenis mesin yang bervariasi dapat dilihat pada Tabel 6.3 berikut ini:

Tabel 6.3: Umur bantalan untuk jenis mesin yang bervariasi

6.9 BEBAN DINAMIS

Beban dinamis didefinisikan sebagai beban radial konstan (dalam kasus radial

ball/roller bearing) atau beban aksial konstan (dalam kasus thrust ball/roller bearing) yang

mana ring luar diam dapat menahan beban untuk umur satu juta putaran dengan hanya 10 %

kegagalan.

Besarnya beban dinamis (C) dalam Newton adalah sebagai berikut:1. Untuk radial dan angular ball bearing


78/86

dengan diameter bola < 25,4 mm:

dengan diameter bola > 25,4 mm:

Dimana:

2. Untuk radial roller bearing

3. Untuk beban aksial (thrust) ball bearing:

Untuk diameter bola < 25,4 mm dan = 90O

.

Untuk diameter bola < 25,4 mm dan 90O.

Untuk diameter bola > 25,4 mm dan = 90O.

Untuk diameter bola > 25,4 mm dan 90O.C

4. Untuk beban aksial (thrust) roller bearing:

6.10 BEBAN DINAMIS EKUIVALEN

Beban ekuivalen dinamis dapat didefinisikan sebagai beban radial konstan (dalamkasus radial ball/roller bearing) atau beban aksial konstan (dalam kasus thrust ball/roller

bearing) yang mana jika diterapkan dengan ring dalam berputar dan ring luar diam,

memberikan umur yang sama dibawah kondisi beban dan putaran aktual.

Beban radial ekuivalen dinamis (W) untuk radial dan angular bearing dibawah

kombinasi beban radial konstan (WR) dan beban aksial konstan (WA) adalah:

Dimana:


79/86

Nilai faktor beban radial (X) dan faktor beban aksial (Y) dapat dilihat pada Tabel 6.4 berikut:

Tabel 6.4 : Nilai faktor beban radial (X) dan faktor beban aksial (Y)

6.11 BEBAN DINAMIS DIBAWAH BEBAN YANG BERVARIASI

Umur dari ball atau roller bearing dapat ditulis sebagai berikut:


80/86

Dimana:

Hubungan antara umur dalam putaran (L) dan umur dalam jam (LH) adalah:

Dimana N adalah putaran dalam rpm.

Beban dinamis dibawah beban yang bervariasi W1, W2, W3, dan seterusnya, dan variasi

putaran n1, n2, n3, dan seterusnya adalah:

6.12 KEHANDALAN (RELIABILITY) BANTALAN

Reliability didefinisikan sebagai rasio dari sejumlah bantalan yang berhasil

menyelesaikan L juta putaran terhadap total banyaknya bantalan pada saat pengujian. L90

adalah umur bantalan dengan kehandalan (reliability) 90%.

Umur bantalanLdengan kehandalan selain 90% adalah:

Contoh 1:

Sebuah poros berputar pada putaran konstan mendapat beban yang bervariasi. Bantalan

mendukung poros dengan beban radial ekuivalen stasioner sebesar 3 kN untuk 10% waktu, 2

kN untuk 20% waktu, 1 kN untuk 30% waktu dan tanpa beban untuk sisa waktu siklus. Jika

total umur yang diharapkan untuk bantalan adalah 20.106 putaran pada 90% kehandalan,

hitung besarnya beban dinamis dari ball bearing.Penyelesaian:


81/86

Diketahui:

Misalkan:

Maka:

Beban radial ekuivalen adalah:

Besarnya beban dinamis adalah:

6.13 PEMILIHAN RADIAL BALL BEARING

Faktor service (KS) digunakan untuk mendapatkan kapasitas beban radial dinamis

perancangan. Nilai faktor untuk radial ball bearing dapat dilihat pada Tabel 6.5 berikut ini.

Tabel 6.5: Nilai faktor untuk radial ball bearing


82/86

Setelah menentukan beban radial dinamis perancangan, pemilihan bantalan diperoleh dari

catalog produksi. Tabel berikut menunjukkan kapasitas beban statis dan dinamis untuk variasi

jenis ball bearing.

Tabel 6.6: Kapasitas beban statis dan dinamis untuk variasi jenis ball bearing.


83/86

Contoh 2:

Pilihlah sebuah single row deep groove ball bearing untuk beban radial 4000 N dan beban

aksial 5000 N, beroperasi pada putaran 1600 rpm untuk umur rata-rata 5 tahun pada 10 jam

per hari. Asumsikan beban adalah merata (uniform) dan tetap (steady).

Penyelesaian:

Diketahui:


84/86

Umur rata-rata bantalan 5 tahun pada 10 jam per hari, sehingga umur bantalan dalam jam

adalah:

Umur bantalan dalam putaran adalah:

Beban radial ekuivalen dinamis adalah:

Untuk menentukan faktor beban radial (X) dan faktor beban aksial (Y), membutuhkan WA/WR

dan WA/CO. karena nilai COtidak diketahui, maka diambil WA/CO= 0,5. dari Tabel 6.4, dapat

ditentukan nilai X dan Y yang berhubungan dengan WA/CO= 0,5 dan WA/WR= 5000/4000 =

1,25 (yang lebih besar dari pada e= 0,44) yaitu:

X= 0,56 dan Y= 1

Faktor putaran (V) untuk bantalan adalah 1, sehingga beban radial ekuivalen dinamis (W)

adalah:

Dari Tabel 6.5, untuk beban uniform dan steady, service factor (KS) untuk ball bearing adalah

1. sehingga bantalan yang dipilih untuk W = 7240 N.Beban dinamis C adalah:

Dari Tabel 6.6, missal dipilih bearing nomor 315 yang mempunyai nilai:

Sekarang:

Dari Tabel 6.4, nilai X dan Y adalah:

X = 0,56 dan Y = 1,6

Substitusi nilai persamaan (i), diperoleh beban dinamis ekuivalen:


85/86

Besarnya beban dinamis adalah:

Dari Tabel 6.6, bantalan nomor 319 mempunyai C = 120 kN. Maka bantalan nomor 319

adalah yang dipilih.

Latihan:


86/86

DAFTAR PUSTAKA

Brown, T.H, Jr., 2005, Marks Calculations for Machine Design, McGraw-Hillcompanies, New York.

Khurmi, R.S., and Gupta, J.K., 1982, Text Books of Machine Design, EurasiaPublishing House (Pvt) Ltd, Ram Nagar, New Delhi 110055.

Shigley, J.E., and Mischke, C.R., 1996, Standard Handbook of Machine Design,McGraw-Hill companies, New York.

elemen mesin iii-libre

Documents