Kopling I Vios Chandra

Perancangan Kopling Toyota Vios

BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Dalam bidang permesinan daya dan putaran memegang peranan yang sangat penting, dimana daya dan putaran tersebut dari mesin ditransmisikan ke roda-roda. Mekanisme yang menimbulkan tenaga dari mesin keroda-roda disebut dengan pemindahan tenaga ( power train ). Pemindahan tenaga yang umum digunakan adalah kopling ( clutch ). Kopling berfungsi untuk menghubungkan dan memutuskan daya dan putaran dari mesin ke transmisi. Motor penggerak tidak dapat langsung tenaganya digunakan, tetapi digunakan dulu untuk menimbulkan sejumlah momen, kemudian barulah tenaganya digunakan perlahan-perlahan sehingga kendaraan mulai bergerak pelan-pelan. Karena itu diperlukan kopling yang letaknya diantara mesin dan transmisi.

1.2. Tujuan Sesuai dengan pemberian tugas oleh dosen pembimbing, laporan kopling ini adalah perancangan ulang ( redesign) kopling Toyota Vios, maka tujuan dari penulisan laporan ini adalah untuk merancang kembali ukuran-ukuran utama dari bagian-bagaian kopling Toyota Vios agar diperoleh rancangan yang safety berdasarkan perhitunganperhitungan ( teoritis ) yang telah dipelajari pada mata kuliah Elemen Mesin I dan II sebagai mata kuliah pendukung. Dengan penulisan ini pula penulis mampu merancang sebuah kopling sesuai dengan daya dan putaran yang diinginkan.

1.3. Batasan Masalah Ruang lingkup dari perencanaan tulisan ini adalah perhitungan dan perencanaan kopling pada mobil jenis Toyota Vios.

1


Spesifikasi dari perancangan ini diperoleh dari brosur pada lampiran 1 yakni: Daya (N)

: 109 PS

Putaran (n)

: 6000 rpm

Analisa perhitungan akan dilakukan pada poros, spline, naaf, plat gesek, pegas kejut, pegas matahari, paku keling, baut, bantalan.

2


BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Pengertian Kopling adalah bagian dari komponen sistem transmisi yang berfungsi untuk menyambung dan memutuskan daya dan putaran yang dihasilkan dari poros input ke poros output. Kopling memegang peranan yang penting pada saat pergantian transmisi, dimana mesin harus bebas dan tidak berhubungan dengan sistem transmisi tersebut. 2.2. Kopling Sebagai Elemen Mesin Kopling merupakan komponen mesin yang banyak sekali digunakan dalam konstruksi mesin, sehingga untuk merencanakan kopling harus diperhatikan hal-hal sebagai berikut ; a. aman pada putaran tinggi, getaran dan tumbukannya kecil. b. konstruksinya yang baik dan praktis c. pemasangan yang mudah dan cepat. d. material kopling harus tahan terhadap: •

Temperatur yang tinggi dan sifat penghantar arus

•

Keausan dan goresan

•

Koefisien gesek yang tinggi

•

Sifat ductility yang baik.

2.3. Jenis Kopling Menurut konstruksinya secara umum kopling dapat dibagi atas dua bagian, yaitu: 1. kopling tetap 2. kopling tidak tetap

3


2.3.1. Kopling Tetap Kopling tetap adalah elemen mesin yang berfungsi sebagai penerus putaran dan daya dari poros penggerak ke poros yang digerakkan secara pasti (tanpa terjadi slip), dimana sumbu kedua poros terletak pada satu garis lurus atau dapat berbeda sedikit letak sumbunya. Kopling tetap dibedakan lagi atas, kopling kaku, kopling luwes, dan kopling universal. •

Kopling Kaku Kopling kaku digunakan bila kedua poros dihubungkan dengan sumbu segaris.

Kopling ini banyak digunakan pada poros mesin dan transmisi umum dipabrik-pabrik. Yang termasuk kedalam kopling kaku adalah: 1. Kopling Bus Kopling ini digunakan apabila dua buah poros saling disambungkan sentrik dengan teliti. Pada konstruksinya ujung poros pada kopling ini harus dirapikan dan distel satu terhadap yang lainnya dengan teliti, juga pada arah memanjang. Kopling ini sering digunakan pada bubungan, baling-baling kapal, dan juga pada poros baling-baling. Kopling bus seperti terlihat pada gambar 2.1.

Gambar 2.1 Kopling Bus

2. Kopling Flens Kaku Kopling flens kaku terdiri atas naaf dengan flens yang terbuat dari besi cor atau baja dan dipasang pada ujung dengan diberi pasak serta diikat dengan baut pada flensnya. Dalam beberapa hal naaf dapat dipasang paa poros dengan sumbu pres atau kerut.

4


Kopling flens kaku seperti terlihat pada gambar 2.2.

Gambar 2.2 Kopling Flens Kaku

3. Kopling Flens Tempa Kopling ini flensnya ditempa menjadi satu dengan poros pada ujung poros dan disebut poros flens tempa. Keuntungannya adalah diameter flens dibuat kecil karena tidak memerlukan naaf. Kopling flens tempa seperti terlihat pada gambar 2.3.

Gambar 2.3 Kopling Flens Tempa

•

Kopling Luwes Mesin –mesin yang dihubungkan dengan penggeraknya melalui kopling kaku

memerlukan penyetelan yang sangat teliti agar kedua poros yang saling dihubungkan dapat menjadi satu garis lurus, selain itu getaran dan tumbukan yang terjadi dalam penerusan daya antara poros penggerak dan yang digerakkan tidak dapat diredam sehingga memperpendek umur mesin serta menimbulkan bunyi berisik. Untuk menghindari kelemahan-kelemahan tersebut dapat digunakan kopling luwes terutama bila terdapat ketidaklurusan antara sumbu kedua porosnya.

5


Yang termasuk jenis kopling luwes adalah: 1. Kopling Karet Ban Kopling ini dihubungkan oleh suatu lapisan karet pada bagian luarnya. Pada lapisan karet ini diperkuat oleh rangkaian kawat dan dipasang oleh baut pada sekeliling poros. Dengan adanya karet ban ini memungkinkan poros tidak pada satu garis lurus. Kopling karet ban seperti terlihat pada gambar 2.4.

Gambar 2.4 Kopling Karet Ban

2. Kopling Flens Luwes Kopling ini adalah kopling tetap yang menggunakan baut untuk menghubungkan kedua poros dimana dilengkapi dengan bus karet atau kulit sehingga memungkinkan poros tidak pada satu garis. Kopling flens luwes seperti terlihat pada gambar 2.5.

Gambar 2.5 Kopling Flens Luwes

6


3. Kopling Karet Bintang Kopling ini juga hampir sama kerjanya dimana digunakan karet sehingga memungkinkan poros ikut berputar tidak pada satu garis seperti yang terlihat pada gambar 2.6.

Gambar 2.6 Kopling Karet Bintang

4. Kopling Rantai Sesuai dengan namanya kopling ini menggunakan rantai untuk menghubungkan kedua buah poros seperti terlihat pada gambar 2.7.

Gambar 2.7 Kopling Rantai

5. Kopling Gigi Kopling ini pada bagaian sillinder dalam terdapat gigi-gigi yang dihubungkan dengan silinder luar. Silinder luar ini dihubungkan dengan menggunakan baut. Pada kopling ini terdapat tempat untuk memasukkkan minyak. Kopling gigi seperti terlihat pada gambar 2.8.

7


Gambar 2.8 Kopling Gigi

•

Kopling Universal Salah satu jenis kopling universal yaitu kopling universal hook. Kopling ini

dirancang sedemikian rupa sehingga mampu memindahkan putaran walaupun poros tidak sejenis. Kopling universal seperti terlihat pada gambar 2.9.

Gambar 2.9 Kopling Universal Hook

2.3.2 Kopling Tidak tetap Kopling tidak tetap adalah elemen mesin yang menghubungkan poros yang digerakkan dan poros penggerak dengan putaran yang sama dalam meneruskan daya serta dapat melepaskan hubungan kedua poros tersebut, baik dalam keadaan diam maupun berputar. Yang termasuk kopling tidak tetap antara lain: 1. Kopling Cakar Kopling ini meneruskan momen dengan kontak positif(tidak dengan perantaraan gesekan) hingga tidak dapat slip. Ada dua bentuk kopling cakar, yaitu kopling cakar persegi dan kopling cakar spiral. Kopling cakar persegi dapat meneruskan

8


momen dalam dua arah putaran, tetapi tidak dapat dihubungkan dalam keadaan berputar sebaliknya, kopling cakar spiral dapat dihubungkan dalam keadaan berputar tetapi hanya baik untuk satu putaran saja. Kopling cakar seperti terlihat dalam gambar 2.10.

Gambar 2.10 Kopling Cakar

2. Kopling Plat Kopling ini meneruskan momen dengan perantaraan gesekan. Dengan demikikan pembebanan yang berlebihan pada poros penggerak pada waktu dihubungkan dapat dihindari. Selain itu, karena dapat terjadi slip maka kopling ini sekaligus juga dapat berfungsi sebagai pembatas momen. Menurut jumlah platnya, kopling ini dibagi aatas kopling plat tunggal dan kopling plat banyak; dan menurut cara pelayanannya dapat dibagi atas cara manual, hidrolik dan magnetik. Kopling disebut kering bila plat-plat gesek tersebut bekerja dalam keadaan kering dan disebut basah bila terendam atau dilumasi dengan minyak.

Gambar 2.11 Kopling Plat

9


3. Kopling Kerucut ( Cone Clutch) Kopling ini menggunakan bidang gesek yang berbentuk kerucut. Kopling ini mempunyai keuntungan dimana dengan gaya aksial yang kecil dapat ditransmisikan momen yang besar. Kelemahannya adalah daya yang diteruskan tidak seragam. Kopling kerucut sepeti terlihat pada gambar 2.12.

Gambar 2.12 Kopling Kerucut

4. Kopling Friwil Dalam permesinan sering diperlukan kopling

yang dapat lepas dengan

sendirinya bila poros penggerak mulai berputar lebih lambat atau dalam arah berlawanan arah dari poros yang digerakkan. Kopling friwil seperti yang terlihat pada gambar 2.13.

Gambar 2.13 Kopling Friwil

10


2.4 Bagian –Bagian Utama Kopling Plat Tunggal Secara umum bagian-bagian utama dari sebuah kopling plat tunggal terdiri atas : 1. Roda Penerus ( flywheel) Berupa sebuah piringan yang dihubungkan dengan poros penggerak (poros engkol) pada salah satu sisinya. Flywheel ini akan berputar mengikuti putaran dari poros penggerak. 2. Plat Penekan ( Pressure Plat) Plat penekan berfungsi untuk menekan plat gesek kearah roda penerus pada saat kopling terhubung. 3. Plat Gesek ( disc clutch ) Plat gesek ditempatkan diantara roda penerus dan plat penekan. Plat gesek ini berfungsi untuk meneruskan daya dan putaran dari roda penerus ke naaf saat kopling terhubung. 4. Naaf Naaf berfungsi untuk menghubungkan plat gesek dengan spline pada poros yang digerakkan. Pada saat kopling terhubung maka daya dan putaran akan diteruskan dari plat gesek ke poros yang digerakkan melalui naaf. 5. Spline Spline adalah gigi luar yang terdapat pada permukaan poros yang berpasangan dengan gigi dalam yang terdapat pada naaf. Spline berfungsi untuk meneruskan momen puntir dari plat gesek ke poros melalui perantaraan naaf. 6. Bantalan Pembebas ( Releasing Bearing ) Bantalan ini dapat digerakkan maju-mundur dengan menekan pedal kopling . Fungsinya adalah untuk meneruskan tekanan pada pedal kopling ke pegas matahari yang selanjutnya akan melepas hubungan kopling. 7. Pegas Matahari Pegas matahari berfungsi untuk menarik plat penekan menjauhi flywheel, yang dengan demikian membebaskan plat gesek dan membuat kopling menjadi tidak terhubung. Pegas matahari ini akan menjalankan fungsinya saat pedal kopling ditekan.

11


8. Penutup ( Cover ) Penutup pada kopling ikut berputar bersama roda penerus. Fungsi penutup ini adalah sebagai tempat dudukan berbagai elemen yang membentuk kopling serta sebagai penahan bantalan pembebas. 2. 5 Dasar Pemilihan Kopling Dalam merencanakan kopling untuk kendaraaan bermotor, maka yang sering dipakai adalah jenis kopling tidak tetap, yaitu kopling cakar, kopling plat, kopling kerucut dan juga kopling friwil. Perhatikan tabel 2.1 berikut ini. Tabel 2.1 Perbandingan Kelebihan dan Kekurangan Kopling

No 1.

Nama Kopling Kopling Cakar

Dapat

Kelebihan meneruskan

momen

dalam dua arah putaran

Kekurangan Tidak dapat dihubungkan dalam keadaan berputar Hanya dapat memutar sekitar 50 rpm

2.

Kopling Plat

Dapat

dihubungkan

dalam

-

keadaan berputar Terjadinya slip sangat kecil 3.

Kopling Kerucut

Gaya aksial kecil menghasilkan Dayanya tidak seragam momen torsi besar

4.

Kopling Friwil

Kopling

ini

dapat

lepas Tidak dapat dihubungkan dalam

dengan sendirinya bila poros keadaan berputar kencang. penggerak mulai lambat Sumber: Sularso,Kiyokatsu Suga, “ Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin “

Dengan pertimbangan diatas, maka dalam perancangan ini yang dipilih adalah kopling plat. Berikut ini hal-hal yang harus diperhatikan yaitu: • Gaya yang dibutuhkan kopling untuk memisahkan hubungan mesin ke transmisi tidak terlampau besar. • Koefisien gesekan dapat dipertahankan dibawah kondisi kerja. • Permukaaan gesek harus cukup keras untuk menahan keausan.

12


• Konduktifitas panas untuk permukaan dapat dipertanggungjawabkan dan juga dapat menghindari perubahan struktur dari komponennya. • Material tidak hancur pada temperatur dan beban apit kerja.

2.6. Cara Kerja Kopling Cara kerja kopling plat tunggal ini dapat ditinjau dari dua keadaaan,yaitu: 1. Kopling Dalam Keadaan Terhubung ( Pedal Kopling Tidak Ditekan ) Poros penggerak yang berhubungan dengan motor meneruskan daya dan putaran ke flywheel ( roda penerus ) melalui baut pengikat. Daya dan putaran ini diteruskan ke plat gesek yang ditekan oleh plat penekan karena adanya tekanan dari pegas matahari . Akibat putaran dari plat gesek, poros yang digerakkan ikut berputar dengan perantaraan spline dan naaf. 2. Kopling Dalam Keadaan Tidak Terhubung ( Pedal Kopling Ditekan ) Bantalan pembebas menekan pegas matahari sehingga gaya yang dikerjakannya pada plat penekan menjadi berlawanan arah. Hal ini menyebabkan plat penekan tertarik ke arak luar sehingga plat gesek berada dalam keadaan bebas diantara plat penekan dan flywheel. Pada saat ini tidak terjadi transmisi daya dan putaran.

2.7. Gambar Assembling Assembling yang dipakai dapat dilihat pada gambar berikut ini. Jenis koplingnya adalah plat gesek. Jenis kopling ini umumnya banyak dipakai pada kenderaan roda empat dan cukup bagus serta efisien untuk meneruskan daya dan putaran. Berikut ini merupakan gambar Assembling dari kopling Toyota Vios.

13


2.7. Gambar Assembling Assembling yang dipakai dapat dilihat pada gambar berikut ini. Jenis koplingnya adalah plat gesek. Jenis kopling ini umumnya banyak dipakai pada kenderaan roda empat dan cukup bagus serta efisien untuk meneruskan daya dan putaran. Berikut ini merupakan gambar Assembling dari kopling Toyota Vios.

14


Keterangan Gambar: 1. Poros Penggerak 2. Roda Gila 3. Plat Gesek 4. Naaf 5. Spline 6. Poros digerakkan 7. Plat Penekan 8. Paku Keling 9. Bantalan 10. Rumah Kopling 11. Bantalan 12. Baut 13. Paku Keling 14. Pegas Matahari 15. Paku Keling 16. Pegas Kejut 17. Pengungkit 18. Baut

15


BAB III PERANCANGAN POROS 3.1. Pengertian Poros merupakan salah satu bagian terpenting dalam setiap mesin yang berfungsi untuk meneruskan daya dan putaran. Poros adalah suatu bagian stasioner yang berputar, biasanya berpenampang bulat, dimana terpasang elemen-elemen seperti : kopling, roda gigi, pully, roda gila, dll. 3.2. Macam –Macam Poros Menurut pembebananya poros diklasifikasikan menjadi : a. poros transmisi b. poros spindle c. poros gandar Dalam perancanaan kopling ini dipilih jenis ‘poros transmisi‘. Poros ini mendapat beban puntir murni atau gabungan beban puntir dan lentur. Daya ditransmisikan kepada poros ini melalui kopling, roda gigi, pully, dll. Dalam perencanaan poros transimisi ini, perlu diperhatikan hal-hal sebagai berikut: •

Kekuatan poros Suatu poros transmisi harus dapat menahan beban seperti puntiran, lenturan, tarikan dan tekanan. Oleh karena itu, poros harus dibuat dari bahan pilihan yang kuat dan tahan terhadap beban-beban tersebut.

•

Kekakuan poros Walaupun sebuah poros mempunyai kekuatan yang cukup tinggi tetapi jika lenturan atau defleksi puntirnya terlalu besar, akan mengakibatkan terjadinya getaran dan suara. Oleh karena itu disamping kekuatan poros, kekakuannya juga harus dipertimbangkan sesuai dengan jenis mesin yang dilayani.

16


•

Putaran Kritis Suatu mesin bila putarannya dinaikkan, maka pada harga putaran tertentu akan terjadi getaran yang sangat besar dan disebut putaran kritis. Putaran ini harus dihindari dengan membuat putaran kerja lebih rendah dari putaran kritisnya.

•

Bahan Poros Bahan poros transmisi biasa dibuat dari bahan yang ditarik dingin dan difinishing seperti baja karbon yang dioksidasikan dengan ferra silicon dan dicor. Pengerjaan dingin membuat poros menjadi keras dan kekuatannya menjadi besar

3.3. Penentuan Daya Perencanaan Poros yang akan dirancang adalah poros transmisi yang digunakan untuk mentransmisikan daya dan putaran, yang diperoleh dari brosur pada lampiran 4 adalah sebesar: N = 109 PS 1 PS = 0,746 kW = 109 x 0,746 kW = 81,314 kW n = 6000 rpm Penentuan daya rencana (Pd) diperoleh dari rumus: Pd = fc.N …………………………………………………………….. (3-1) Dimana: Pd = daya rencana ( kW ) fc = faktor koreksi N = daya nominal keluaran motor penggerak ( kW ) Ada beberapa jenis faktor koreksi sesuai dengan daya yang akan ditransmisikan sesuai dengan tabel 3.1. Tabel 3.1 Jenis-jenis faktor koreksi berdasarkan daya yang ditransmisikan

Daya yang ditransmisikan Daya rata-rata yang diperlukan

fc 1,2 - 2,0

Daya maksimum yang diperlukan

0,8 – 1,2

Daya normal

1,0 – 1,5

Sumber: Sularso,Kiyokatsu Suga, “ Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin “

17


Dalam perancangan ini yang digunakan adalah daya maximum yang mungkin terjadi pada saat start sehingga range faktor koreksinya adalah 0,8 – 1,2. Dalam hal ini dipilih besarnya 1,08 yang agak lebih kecil, karena juga akan memiliki faktor keamanan lainnya, seperti faktor keamanan sesuai dengan jenis bahan, bentuk dan lain-lain. Maka besarnya daya rencana adalah: Pd = 1,08 x 81,314 kW Pd = 87,819 kW Dengan adanya daya dan putaran, maka poros akan mendapat beban berupa momen puntir. Oleh karena itu dalam penentuan ukuran-ukuran utama poros akan dihitung berdasarkan beban puntir serta kemungkinan-kemungkinan kejutan/tumbukan dalam pembebanan, seperti pada saat motor mulai berjalan. Besarnya momen puntir yang dikerjakan pada poros dapat dihitung : M p = 9,74.10 5

Pd …...……….………………………………....... (3-2) n

Dimana: Mp = momen puntir ( N.mm) Pd = daya rencana ( kW ) n

= putaran ( rpm )

Untuk daya rencana Pd = 87,819 kW dan putaran n = 6000 rpm, maka momen puntirnya adalah: Mp = 9,74 .105 x

87,819 6000

Mp = 14255,97 N.mm 3.4. Pemilihan Bahan Poros untuk mesin umum biasanya dibuat dari baja karbon yang diffinisi dingin (disebut bahan S-C) yang dihasilkan dari ingot yang dikil (baja yang dioksidasikan dengan ferrosilicon dan dicor), kadar karbon terjamin. Jenis-jenis baja S-C beserta dengan sifat-sifatnya dapat dilihat dari tabel 3.2

18


Tabel 3.2 Baja karbon untuk konstruksi mesin dan baja batang yang difinis dingin untuk poros

Standar dan Macam

Lambang

Perlakuan Panas

Kekuatan Tarik

Keterangan

(kg/mm2) S 30 C

Penormalan

48

S 35 C

Penormalan

52

Baja karbon

S 40 C

Penormalan

55

konstruksi mesin

S 45 C

Penormalan

58

JIS G 4501

S 50 C

Penormalan

62

S 55 C

Penormalan

66 Ditarik dingin,

Batang baja yang

S 35 C-D

-

52

digerinda,

difinis dingin

S 45 C-D

-

60

dibubut, atau

S 55 C-D

-

72

gabungan antara hal-hal tersebut.

Sumber: Sularso,Kiyokatsu Suga, “ Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin “.

Dalam pemilihan bahan perlu diketahui tegangan izinnya, yang dapat dihitung dengan rumus :

τa =

σb sf 1 .sf 2

dimana : τa = tegangan geser izin (kg/mm2) σb = kekuatan tarik bahan (kg/mm2) Sf1 = faktor keamanan yang tergantung pada jenis bahan, dimana untuk bahan S-C besarnya : 6,0. Sf2 = faktor keamana yang bergantung dari bentuk poros, dimana harganya berkisar antara 1,3 – 3,0. Dalam perancangan ini bahan yang dipilih adalah bahan yang memiliki kekerasan besar, karena poros ini akan mengalami beberapa aksi, seperti tekanan tumbuk, puntir, sehingga dipilih jenis baja S55C-D dengan kekuatan tarik 83 kg / mm 2.

19


Dan faktor keamanan diambil yang besar, karena poros ini boleh dikatakan memiliki diameter yang kecil, sehingga supaya seimbang diambil faktor keamanan 6,0. Dan faktor koreksi yang disesuaikan dengan bentuknya berkisar 1,3 – 3,0, dimana bentuk poros dalam perencanaan ini memiliki spilne maka diambil faktor koreksi yang sedang yakni 1,4 karena spilne ini sangat berpengaruh dalam penimbulan puntiran khususnya pada bagian terluar poros. Maka tegangan geser izin adalah :

τa =

83 = 9,88 kg / mm 2 6 . 1,4

3.5. Perencanaan Diameter Poros Diameter poros dapat diperoleh dari rumus: 1

 3 dp=  5,1 K t C b M p  ……………………………..………………….. (3-4) τ a  dimana :

dp = diameter poros (mm) τa = tegangan geser izin (kg/mm2) Kt = faktor koreksi tumbukan, harganya berkisar 1,5 – 3,0. Cb = faktor koreksi untuk terjadinya kemungkinan terjadinya beban lentur, dalam perencanaan ini diambil 1,2 karena diperkirakan tidak akan terjadi beban lentur. Mp = momen puntir yang ditransmisikan (kg.m) Pada saat pertama (start) penghubungan poros input dengan poros output akan

terjadi tumbukan dan ini terjadi setiap penghubungan kedua poros tersebut, sehingga faktor koreksi pada range 1,5 – 3,0 diambil Kt = 2,8, supaya poros aman dari tumbukan. Dan dalam mekanisme ini beban lentur yang terjadi kemungkinan adalah kecil karena poros adalah relatif pendek, sehingga faktor koreksi untuk beban lentur Cb = 1,2. Dengan

20


harga faktor koreksi terhadap tumbukan diambil sebesar Kt = 2,8 maka diameter poros dapat ditentukan sebagai berikut : dp =

 5,1  . 2,8 . 1,2 . 14255,97     5,902

1/ 3

= 34.39 mm ≈ 35 mm

3.6. Pemeriksaan Kekuatan Poros Ukuran poros yang telah direncanakan harus diuji kekuatannya. Pengujian dilakukan dilakukan dengan memeriksa tegangan geser yang terjadi ( akibat momen puntir ) yang bekerja pada poros. Apabila tegangan geser ini melampaui tegangan geser izin yang dapat ditahan oleh bahan maka poros mengalami kegagalan. Besar tegangan geser akibat momen puntir yang bekerja pada poros diperoleh dari: τp =

16M p πd 3p

………………….……………………………………………. (3-5)

dimana: τ p = tegangan geser akibat momen puntir ( kg/mm2 ) Mp = momen puntir yang terjadi ( kg.mm ) dp = diameter poros ( mm ) Untuk momen puntir sebesar Mp=14255,97 kg.mm, dan diameter poros dp=35 mm, maka tegangan gesernya adalah :

τp =

16.x14255,97 π .35 3

τ p = 1.69 kg/mm2 Dari hasil diatas dapat dilihat bahwa tegangan geser yang terjadi lebih kecil dari tegangan geser izinnya ( τp < τa) dimana τa = 9.88 kg/mm2, sehingga dapat disimpulkan bahwa ukuran poros yang direncanankan sudah cukup aman.

21


BAB IV PERANCANGAN SPLINE DAN NAAF 4.1. Perancangan Spline Putaran dari

poros penggerak akan diteruskan ke flywheel dan plat gesek

melalui plat penekan. Dengan berputarnya plat gesek maka poros yang digerakkan akan ikut berputar dengan perantaraan naaf dan spline. Pada dasarnya fungsi spline adalah sama dengan pasak, yaitu meneruskan daya dan putaran dari poros ke komponen-komponen lain yang terhubung dengannya, ataupun sebaliknya. Perbedaannya adalah spline menyatu atau menjadi bagian dari poros sedangkan pasak merupakan komponen yang terpisah dari poros dan memerlukan alur pada poros untuk pemasangannya. Selain itu jumlah spline pada suatu konstruksi telah tertentu ( berdasarkan standar SAE), sedangkan jumlah pasak ditentukan sendiri oleh perancangnya. Hal ini menyebabkan pemakaian spline lebih menguntungkan dilihat dari segi penggunaannya karena sambungannya lebih kuat dan beban puntirnya merata diseluruh bagian poros dibandingkan dengan pasak yang menimbulkan konsentrasi tegangan pada daerah dimana pasak dipasang. 4.1.1. Standard Dalam Perancangan Spline Untuk pemakaian spline pada kendaraan bermotor, mesin perkakas, dan mesin produksi, perhitungannya dilakukan berdasarkan pada standar dari SAE ( Society Of Automotive Engineering). Simbol-simbol yang dipakai dalam standar ini adalah :

Gambar 4.1 Spline

22


Keterangan: D = diameter luar spline d = diameter dalam spline h = tinggi spline w = lebar spline L = panjang spline Ukuran spline untuk berbagai kondisi operasi telah ditetapkan dalam standar SAE dan dapat dilihat pada tabel 4.1. Tabel 4.1 Spesifikasi spline untuk berbagai kondisi operasi ( standar SAE )

Number

Permanent Fit

To Slide When Not To Slide When All Fits

h 0,075D 0,050D 0,045D 0,045D

Under Load h d 0,125D 0,750D 0,075D 0,850D 0,070D 0,860D 0,070D 0,860D

of Spline 4 6 10 16

d 0,850D 0,900D 0,910D 0,910D

Under Load h d 0,100D 0,800D 0,095D 0,810D 0,095D 0,810D

w 0,241D 0,250D 0,156D 0,098

(sumber: Mechanical hand book, halaman 15)

4.1.2. Pemilihan Spline Pada kopling Toyota Vios ini, jenis spline yang dipergunakan adalah spline dengan jumlah 10 (sepuluh) buah pada kondisi meluncur saat tidak dibebani ( to slide when not under load ). Dari tabel 4.1 diperoleh data sebagai berikut: h = 0,070 D …………………………………………………………………. (4-1) d = 0,860 D …………………………………………………………………. (4-2) w = 0,156 D ………………………………………………..………………. (4-3) Dari perhitungan poros pada bab III diperoleh diameter poros adalah 34 mm, dimana harga ini adalah sama dengan diameter dalam (d) dari spline. Dengan memasukkan harga ini kedata diatas diperoleh.

23


d 34 = = 39,534 ≈ 39,5mm 0,860 0,860

D=

h = 0,070 D = 0,070 ( 39,534 ) = 2,767 mm ≈ 2,77 mm w = 0,156 D = 0,156. ( 39,534 ) = 6,167 mm ≈ 6,17 mm sedangkan panjang spline diperoleh dari: L=

D 3 (39,534) 3 = = 53,45mm ≈ 53,5 mm d2 (34) 2

dan jari-jari tara-rata spline adalah: rm =

D + d 39,534 + 34 = = 18,383mm ≈ 18,4 mm 4 4

4.1.3. Analisa Beban Besarnya gaya yang bekerja pada spline diperoleh dari: Mp = F.rm …………………………………………………………. (4-4) dimana: F

= gaya yang bekerja pada spline ( kg )

Mp = momen puntir ( kg.mm), dari perhitungan pada Bab III diperoleh Mp = 14255,97 kg.mm rm = jari-jari rata spline ( mm ) dengan memasukkan harga Mp dan rm kepersamaan diatas diperoleh: F=

Mp rm



F=

14255,97 = 775,497kg 18,383

24


4.1.4. Pemilihan Bahan Karena spline menyatu dengan poros maka bahannya adalah sama dengan bahan untuk poros, yaitu baja jenis S55C-D dengan kekuatan tarik σ b = 83 kg/mm2. 4.1.5. Pemeriksaan Kekuatan Spline Pemeriksaan kekuatan spline dilakukan terhadap dua jenis kemungkinan kegagalan, yaitu oleh tegangan tumbuk σ t dan kegagalan oleh tegangan geser τg .

4.1.5.1. Pemeriksaan Terhadap Tegangan Tumbuk Tegangan pada spline dapat diperoleh dari: σt =

F ……………………………………………………….. (4-5) i.h.L

dimana: σ t = tegangan tumbuk ( kg/mm2) F = gaya yang bekerja pada spline ( kg ) i = jumlah spline L = panjang spline ( mm ) h = tinggi spline ( mm ) maka besar tegangan tumbuk yang bekerja adalah:

σt =

775,497 = 0,5243kg / mm 2 10 x 2,767 x53,45

Jika tegangan tumbuk yang bekerja ( σ t ) lebih kecil dari tegangan tumbuk izin ( σ ti ) maka spline yang direncanakan adalah aman terhadap tegangan tumbuk. Tegangan tumbuk untuk bahan S 55 C-D yang diizinkan adalah:

σ ti =

σ b 83 = = 8,3 kg / mm 2 …………………………………….. (4-6) i 10

Dari hasil diatas diperoleh harganya adalah jauh lebih besar dibandingkan dengan tegangan tumbuk kerjanya ( σ t < σ ti ), sehingga spline aman dari kegagalan tegangan tumbuk.

25


4.1.4.2. Pemeriksaan Terhadap Tegangan Geser Tegangan geser pada spline diperoleh dari: τg =

F ………………………………………..…………….. (4-7) i.w.L

dimana: τg = tegangan tumbuk ( kg/mm2) F = gaya yang bekerja pada spline ( kg ) i = jumlah spline L = panjang spline ( mm ) w= lebar spline ( mm) Maka, besar tegangan geser yang bekerja adalah :

τg =

775,497 = 0,235kg / mm 2 10 x6,167 x53,45

jika tegangan geser izin ( σ gi ) lebih besar dari tegangan geser kerjanya ( σ g ), maka spline yang direncanakan adalah aman terhadap tegangan geser. Tegangan geser izin untuk bahan S55C-D adalah: τg i = 0,577. σ ti …………………..…………………………………………. (4-8) τgi

= 0,577. 8,3

τgi

= 4,789 kg/mm2

Tegangan geser untuk bahan S55C-D jauh lebih besar dari tegangan geser kerjanya ( τ gi > τ g ), sehingga spline aman dari tegangan geser.

4.2. Perancangan Naaf Kadang-kadang ukuran spline dan naaf disamakan dalam suatu rancangan, namun dalam kondisi yang sebenarnya terdapat perbedaan ukuran yang sangat kecil antara spline dan naaf. Walaupun perbedaannya adalah kecil tetapi dapat menjadi sangat berpengaruh apabila mesin tersebut memerlukan ketelitian yang tinggi atau bekerja pada putaran tinggi. Oleh karena pertimbangan kemungkinan putaran mesin yang tinggi, maka ukuran naaf akan dihitung sendiri berdasarkan pada ukuran spline dalam bab sebelumnya.

26


4.2.1. Standar Dalam Perancangan Naaf Standar yang digunakan dalam perancangan naaf adalah sama dengan yang digunakan dalam perancangan spline, yaitu berdasarkan standar SAE ( Society Of Automotive Enginering ). Simbol-simbol yang dipakai adalah:

L

D

d

w

H

Gambar.4.2. Naaf Keterangan: D = diameter luar naaf d = diameter dalam naaf w = lebar gigi naaf h = tinggi gigi naaf L = panjang naaf Ukuran naaf untuk berbagai kondisi operasi telah ditetapkan dalam standar SAE dimana adalah sama dengan ukuran untuk ukuran spline. Ukuran-ukuran tersebut dapat dilihat pada tabel 4-1 yang diberikan sebelumnya. 4.2.2. Pemilihan Naaf Sesuai dengan spesifikasi spline yang telah ditentukan pada bab sebelumnya, maka data untuk ukuran naaf adalah: h = 0,070 D d = 0,860 D w = 0,156 D

27


Dari data ukuran spline yang telah diketahui, lebar gigi naaf dapat diperoleh dari: w=

πDs − iw s i

…………………………………………………………… (4-9)

di mana : w = lebar gigi naaf (mm) Ds = diameter luar spline, dari perhitungan pada Bab 3 sebesar 39,534 mm ws = lebar spline, dari perhitungan pada Bab 3 sebesar 6,167 mm i

= jumlah spline / gigi naaf, yaitu 10 buah

bn = tebal naaf

maka: w =

π (39,534) − 10.(6,167 ) = 6,253mm ≈ 6,25 mm 10

dengan memasukkan harga w = 6,253 mm ke data diatas diperoleh: D=

w 6,253 = = 40,083mm ≈ 40,08 mm 0,156 0,156

h = 0,070 D = 0,070.( 40,083 ) = 2,805 mm ≈ 2,81 mm d = 0,860 D = 0,860.( 40,083 ) = 34,471 mm ≈ 34,47 mm sedangkan panjang naaf diperoleh dari : L=

D 3 (40,083) 3 = = 54,195mm = 54,2mm d 2 (34,471) 2

dan jari-jari naaf diperoleh dari: rm =

D + d 40,083 + 34,471 = = 18,638mm ≈ 18,64mm 4 4

4.2.3. Analisa Beban Besarnya gaya yang bekerja pada naaf diperoleh dari: Mp = F.rm ………………………………..……… (4-10) dimana: F

= gaya yang bekerja pada naaf ( kg )

28


Mp = momen puntir yang bekerja pada poros, dari perhitungan sebelumnya diperoleh sebesar 14255,97 kg.mm. rm = jari-jari rata naaf ( mm ) dengan memasukkan harga Mp dan rm kepersamaan diatas diperoleh: F= F=

Mp rm 14255,97 = 764,887kg 18,638

4.2.4. Pemilihan Bahan Bahan untuk naaf dipilih sama dengan bahan untuk poros dan spline, yaitu baja 2 jenis S55C-D dengan kekuatan tarik σ b = 83kg / mm .

4.2.5. Pemeriksaan Kekuatan Naaf Seperti pada spline maka pemeriksaan kekuatan untuk naaf juga dilakukan terhadap dua jenis kemungkinan kegagalan, yaitu kegagalan oleh tegangan tarik σ t dan kegagalan oleh tegangan geser τg

4.2.5.1. Pemeriksaan Terhadap Tegangan Tumbuk σt =

F ……………………………………………………………… (4-11) i.h.L

dimana: σ t = tegangan tumbuk ( kg/mm2) F = gaya yang bekerja pada naaf ( kg ) i = jumlah gigi naaf yaitu 10 (sepuluh) buah L = panjang naaf ( mm ) h = tinggi naaf ( mm ) maka besar tegangan tumbuk yang bekerja adalah:

σt =

764,887 = 0,503kg / mm 2 10 x 2,805 x54,195

29


Dari perhitungan sebelumnya tegangan tumbuk izin untuk bahan S 55C-D adalah

σ ti = 8,3 kg / mm 2 , dimana harganya adalah jauh lebih besar bila dibandingkan dengan tegangan tumbuk kerjanya, σ t < σ ti , sehingga naaf yang direncanakan aman dari kegagalan akibat tegangan tumbuk. 4.2.5.2. Pemeriksaan Terhadap Tegangan Geser Tegangan geser pada naaf diperoleh dari: τg =

F …………………………………………………….. (4-12) i.w.L

dimana: τg = tegangan geser ( kg/mm2) F = gaya yang bekerja pada naaf ( kg ) i = jumlah gigi naaf, yaitu 10 (sepuluh) buah L = panjang naaf ( mm ) w= lebar gigi naaf ( mm) maka besarnya tegangan geser yang bekerja adalah: 764,887 = 0,226kg / mm 2 10 x6,253 x54,195 dari perhitungan sebelumnya diperoleh tegangan geser izin untuk bahan S55C-D adalah

τ gi = 4,789 kg / mm 2 dimana harganya jauh lebih besar dari tegangan geser kerjanya ( τ gi > τ g ), maka naaf yang direncanakan adalah aman terhadap tegangan geser.

30


BAB V PERANCANGAN PLAT GESEK Plat gesek berfungsi untuk memindahkan daya dan putaran dari flywheel (roda penerus) ke poros yang digerakkan. Transmisi daya dan putaran ini terjadi melalui gesekan antara flywheel dengan plat gesek yang ditekan oleh plat penekan. Berikut adalah sketsa plat gesek yang akan dirancang beserta simbol yang

b

digunakan :

1

2

a

Gambar 5.1 Plat Gesek

Keterangan: D = diameter luar plat gesek d = diameter dalam plat gesek a = tebal plat gesek b = lebar plat gesek 5.1. Pemilihan Bahan Koefisien gesekan µ antara berbagai permukaan diberikan pada tabel 5.1. Harga-harga

koefisien

gesekan

dalam

tabel

tersebut

ditentukan

dengan

memperhitungkan keadaan bidang gesek yang sudah agak menurun gesekannya karena telah terpakai beberapa waktu, serta didasarkan atas harga tekanan yang diizinkan yang dianggap baik

31


Tabel 5.1. Koefisien gesek antara berbagai permukaan beserta tekanan yang diizinkan

µ

Bahan Permukaan Kontak Besi cor dan besi cor Besi cor dan perunggu Besi cor dan asbes Besi cor dan serat Besi cor dan kayu

Pa ( N/mm2)

Kering

Dilumasi

0,10-0,20 0,10-0,20 0,35-0,65 0,05-0,10 -

0,08-0,12 0,10-0,20 0,05-0,10 0,10-0,35

0,09-0,17 0,05-0,08 0,007-0,07 0,005-0,03 0,02-0,03

Sumber: Sularso,Kiyokatsu Suga, “ Dasar Perencanaan Dan Pemilihan Elemen Mesin “

Untuk perancangan plat gesek ini digunakan bahan asbes yang berpasangan dengan besi cor sebagai bahan flywheel dan plat penekan. Alasan untuk pemakaian asbes dan besi cor adalah asbes mempunyai daya tahan terhadap temperatur yang sangat tinggi, yaitu sampai sekitar 200oC. Pasangan asbes dan besi cor mempunyai koefisien gesek yang besar. Sesuai dengan tabel 5.1. koefisien gesek dan tekanan yang diizinkan untuk bahan asbes dan besi cor pada kondisi kering adalah: µ = 0,35 − 0,65 : diambil harga rata-ratanya = 0,5 Pa = 0,007 − 0,07 N / mm 2 : diambil harga rata-ratanya = 0,0385 N/mm2 5.2. Analisa Gaya dan Momen Gesek Tekanan pada bidang plat gesek tidak terbagi rata pada seluruh permukaan, makin jauh dari sumbu poros tekanannya makin kecil. Jika tekanan rata-rata pada bidang gesek adalah P, maka besar gaya yang menimbulkan tekanan dan momen gesekan yang bekerja pada seluruh permukaan gesek berturut-turut dirumuskan sebagai : F=

π 2 D − d 2 P …………………………………………………………… (5-1) 4

(

M g = µ.F.

)

( D + d) . 4

………………………………………………………….. (5-2)

32


dimana: F

= gaya yang menimbulkan tekanan pada plat gesek (N)

Mg = momen gesek yang bekerja pada plat gesek (N.mm) D = diameter luar plat gesek (mm) d = diameter dalam plat gesek (mm) P = tekanan rata-rata pada bidang gesek,besarnya adalah 0,0385 N/mm2. µ = koefisien gesekan antara permukaan plat gesek dengan flywheel/plat penekan, besarnya adalah 0,5. Karena bagian bidang gesek yang terlalu dekat pada sumbu poros hanya mempunyai pengaruh yang kecil saja pada pemindahan momen, maka besarnya perbandingan d/D jarang lebih kecil dari 0,5. Untuk mencari harga d/D, maka plat gesek dianggap terdiri dari dua buah lingkaran, yang pertama adalah lingkaran besar dianggap seperti cincin dengan rumus pendekatan momen inersia: I po =

π d3 t , 4

lingkaran biasa dengan momen inersia

I pk =

sedangkan lingkaran yang kedua adalah 5πd 4 64

. Keduanya mempunyai titik pusat yang

sama maka berlaku: I po ≈ I pk πd 3 t 5πd 4 …………………………………………………………….. (5-3) = 4 64 dimana: t = D – d maka: πd 3 ( D − d ) 5πd 4 = 4 64 D 5 −1 = d 16 D 21 d 16 = = 0,761 = atau d 16 D 21

33


Untuk perancangan plat gesek ini perbandingan d/D diambil 0,7. Dengan memasukkan harga-harga yang diketahui kepersamaan diatas maka diperoleh gaya F yang dinyatakan dalam D sebesar: F=

π 2 D − (0,7 D) 2 P 4

F=

π 2 ( D − (0,49 D 2 )0,0385 = 0,0154 D 2 4

(

)

Selanjutnya dengan memasukkan persamaan gaya diatas kepersamaan momen gesek maka diperoleh: M g = 0,5 . 0,0154 D 2 .

( D + 0,7 D ) . 4

M g = 0,0032725 D 3

5.3. Penentuan Ukuran Plat Gesek Agar daya dan putaran dapat ditransmisikan, maka momen gesek Mg harus lebih besar atau sama dengan momen puntir Mp yang dikerjakan poros. Momen puntir Mp yang diperoleh dari perhitungan bab sebelumnya sebesar 14255,97 N.mm, sehingga diperoleh: M g ≥ M p ……………………….………………………………. (5-4) 0,0032725D 3 ≥ 14255,97 D ≥ 163,319 mm = 164mm Dalam perancangan plat gesek ini diameter luar plat gesek D diambil sebesar 164 mm, dengan memasukkan harga ini ke data yang telah diketahui diatas diperoleh: D = 164 mm d = 0,7 D = 0,7 . 164 mm = 114,8 mm b=

D − d 164 − 114,8 = = 24,6 mm ≈ 25mm 2 2

34


Dari hasil perhitungan diatas, maka harga F dan Mg dapat dicari: F = 0,0154 D 2 = 0,0154(164) 2 = 414,198 N Mg = 0,0032725 D 3 = 0,0032725(164) 3 = 14434,814 N .mm Untuk menentukan tebal plat gesek yang sesuai, terlebih dahulu perlu diketahui besarnya daya yang hilang akibat gesekan, yang mana dapat dipeoleh dari : Pg =

M g .n.t.z 9,74.10 5.3600

………………………...………………………. (5-5)

dimana: Pg = daya yang hilang akibat gesekan (kW) Mg = momen gesek yang bekerja pada plat gesek ( N.mm ) n

= kecepatan sudut, dari data brosur pada lampiran 1 yakni = 6000 rpm

t

= waktu penyambungan kopling, diambil t = 0,3 detik

z

= jumlah kerja tiap jam atau jumlah penyambungan dan pemutusan tiap jam, direncanakan 80 kali/jam.

Dengan memasukkan harga-harga yang diketahui maka diperoleh: Pg =

0,0032725 . (164) 3 .6000.0,3.80 9,74.10 5.3600

Pg = 0,592 kW Pg = 0,793 hp Selanjutnya tebal plat gesek dapat diperoleh dari: a=

L p Pg A g Wk

………………………………………………………………… (5-6)

dimana : a = tebal plat gesek (cm) Lp = lama pemakaian plat gesek, direncanakan 1000 jam Pg = daya yang hilang akibat gesekan ( hp ) Ag =luas bidang gesek dari plat gesek, yaitu:

35


Ag = =

π 2 D − d 2 ……………………………………………………….. (5-7) 4

(

)

π (164 2 − 114,8 2 ) 4

= 10773,275 mm2 = 107,732 cm2 Wk = kerja yang menyebabkan kerusakan, untuk bahan asbes dan besi cor harganya berkisar antara 5 – 8 hp jam/cm 3, dalam perencanaan ini diambil sebesar 8 hp jam/cm3. Maka tebal plat gesek yang direncanakan adalah: a=

1000 x0,793 107,732 x 8

a = 0,9201 cm a = 9,201 mm ≈ 9,2 mm.

Sebagai kesimpulan ukuran-ukuran dari plat gesek yang dirancang adalah: diameter luar

:

D = 164 mm

diameter dalam

:

d = 114,8 mm

lebar

:

b = 25 mm

tebal

:

a = 9,2 mm

36


BAB VI PERANCANGAN PEGAS 6.1 Pegas Matahari Pegas matahari berfungsi untuk menarik plat penekan dalam arah menjauhi plat gesek untuk pemutusan hubungan. Hal ini akan menyebabkan plat gesek dalam keadaan bebas diantara plat penekan dan flywheel, sehingga daya dan putaran dari flywheel tidak lagi diteruskan ke poros yang digerakkan. Prinsip kerja pegas matahari adalah tidak sama dengan pegas spiral, dimana terjadinya defleksi pada pegas ini adalah sama seperti sistem kantilever beam, yakni apabila gaya diberikan pada salah satu ujungnya.

L2 L1

D

h

Gambar 6.1. Pegas Matahari

Keterangan: D = diameter pegas d = diameter penampang pegas h = tebal pegas

37


L1 = panjang daun pegas L2 = panjang daerah pengungkit 6.1.1 Analisa Gaya Ketika sensor memberikan sinyal ke CPU, dan diteruskan ke actuator, dan dari actuator akan diberikan perintah untuk menggerakkan bantalan pembebas yang akan menekan bagian dalam pegas matahari dan menarik plat penekan menjauhi flywheel. Diagramnya adalah sebagai berikut: Fr

Fp

Fp’ Fr’ Ft

Ft

Fr

Fr’ Fp

Fp’

Gambar 6.2 Diagram gaya-gaya yang bekerja pada pegas matahari

Gambar (a): Pegas matahari beroperasi dalam keadaan normal (kopling dalam keadaaan terhubung) dan daya yang bekerja pada pegas adalah gaya Fp yang berasal dari pegas itu sendiri yang diimbangi oleh gaya Fr yang dihasilkan oleh flywheel. Gambar (b): Bantalan pembebas menekan pegas dengan gaya Fr, dimana gaya ini akan menimbulkan reaksi Fr’ dan menarik plat penekan dengan memberi gaya yang berlawanan arah dengan gaya dari plat tekan sebesar Fp’.

38


Dengan menyamakan ukuran pegas matahari pada ukuran plat gesek yang telah dihitung pada bab V, dapat diperoleh hasil sebagai berikut: L1 = 45 mm L2 = 25 mm ∑ M=0 …………………………………………………………………………........ (6-1) Fp’.L2-Ft.L1=0, maka Ft =

Fp'.L2 L1

Dimana: Ft = gaya tekan yang dikerjakan oleh bantalan pembebas (N) Fp’= gaya yang diperlukan untuk melawan gaya tekan pegas yaitu Fp’=2Fp Fp = gaya yang menimbulkan tekanan pada plat gesek, dari perhitungan pada bab V diperoleh Fp = 414,198 N Maka Fp’= 2 x 414,18 = 828,396 N Besar Ft diperoleh sebesar: Ft =

828,396 ⋅ 25 = 460,22 N 45 Gaya yang menekan masing-masing daun pegas adalah : Ft =

Ft ……………………………………………………………………… (6-2) n

Dimana n adalah jumlah daun pegas yang direncanakan sebanyak 12 buah sehingga: Ft =

460,22 = 38,351N 12

6.1.2. Pemilihan Bahan Untuk pegas matahari dipilih kawat baja SUP4 berkekuatan σ = 115 N/ mm 2. Sedangkan modulus elastisitasnya E = 207 GPa. Bahan ini cocok karena kekuatan tarik dan modulus elstisitasnya yang tinggi sehingga pegas tidak akan mengalami deformasi plastis maupun fracture pada saat mengalami beban yang diberikan bantalan pembebas.

39


a. Penentuan Ukuran Defleksi dari pegas matahari diperoleh dari:

δ1 =

L1 .δ 2 …………………………………………………………………………. (6-3) L2 Dengan δ2 merupakan jarak pindah antara plat gesek dengan plat penekan saat

kopling tidak terhubung. Jarak ini direncanakan sejauh 5 mm, supaya poros terhubung lebih cepat. Sehingga defleksi δ1 adalah:

δ1 =

45 ⋅ 5 = 9mm 25 Dan tebal pegas matahari (h) diperoleh dari : 3

h4 =

Ft.L1 ………………………………………………………………………… (6-4) 2.E.δ 1

Dimana: h = tebal pegas matahari (mm) Ft = gaya tekan tiap daun pegas matahari sebesar 38,351 N δ1= 9 mm Maka diperoleh harga tebal pegas matahari minimal: 38,351x 45 3 2 x 207.10 9 x9 h = 0,0311mm h4 =

Dan direncanakan tebal pegasnya adalah 4 mm sehingga lebarnya dapat dihitung: b = 4h = 4 x 4 = 16 mm b. Pemeriksaan Kekuatan Pegas Tegangan lengkung yang terjadi pada pegas matahari dapat dihitung dari:

σt =

6.Ft.L1 6 ⋅ 38,351 ⋅ 45 = = 40,448 N / mm 2 …………….………………………. (6-5) 2 2 bh 16.(4)

40


Dari perhitungan diatas terlihat bahwa σt < σ , maka pegas matahari ini aman digunakan untuk perancangan ini, khususnya untuk tegangan tarik. 6.2 Pegas Kejut Perancangan pegas kejut biasanya berhubungan dengan gaya, momen torsi, defleksi, dan tegangan yang dialami oleh pegas. Pegas kejut banyak kegunaannya dalam konstruksi mesin, yakni sebagai pengomtrol getaran. Khusus pada perancangan ini, pegas kejut digunakan untuk meredam kejutan pada saat kopling terhubung. F d

L

D Gambar 6.3 Pegas Kejut

6.2.1 Analisa Gaya Besarnya gaya tekan yang harus diberikan oleh tiap pegas adalah: F=

Zp. A ………………………………………………………………………….. (6-6) n

Dimana: F = gaya tekan tiap pegas (N) Zp= tekanan rata-rata pada bidang pegas yaitu sebesar 0,503 N/mm2 dari bab IV. A = luas rata-rata bidang tekan untuk pegas sebesar 1 mm2. n = jumlah pegas, direncanakan 4 buah. Maka: F=

0,503 ⋅ 1 = 0,125 N 4

41


6.2.2 Pemilihan Bahan Untuk bahan pegas tetap dipilih baja karbon jenis SUS 302 dengan kekuatan tarik mulur (tensile yield strength) Sy= 0,622 N/mm2. Maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah: Sys = 0,5.Sy ………………………………………………………………………… (6-7) = 0,5.0,622 = 0,36 N/mm2 6.2.3 Analisa Tegangan Geser Tegangan geser yang bekerja pada tiap pegas adalah: Z=

8.c.k .F …………………..……………………………………………………. (6-8) π .d 2

Dimana: Z= tegangan geser tiap pegas (N/mm2) c = indeks pegas, dalam perancangan ini dipilih 4 k = faktor tegangan wahl, yaitu: k=

4c − 1 0,615 4(4) − 1 0,615 + = + = 1,404 4c − 4 c 4(4) − 4 4

F= gaya tekan tiap pegas (N) d = diameter penampang pegas (mm) Sehingga : Z=

8.4.1,404.0,125 1,787 = 2 π .d 2 d

6.2.4. Penentuan Ukuran Agar pegas aman terhadap tegangan geser, maka tegangan geser izin harus lebih besar atau sama dengan tegangan geser yang timbul. Maka : 0,36 ≥

1,787 ……………………………………….………………………. (6-9) d2

42


0,36 d 2 ≥ 1,787 d ≥ 2,227 mm Dalam perancangan ini, diameter penampang pegas dipilih d = 3 mm, sehingga diameter pegas adalah : D = c.d ……………………………………………………………………………. (6-10) D = 4.3 = 12 mm

Panjang pegas pada saat pembebanan maksimum adalah: L = (i+1,5)d ……………………………………………………………………….. (6-11) Dimana: L = panjang pegas pada saat pembebanan maksimum (mm) i = jumlah lilitan pegas (dipilih 4 lilitan) d = diameter penampang pegas (mm) Sehingga diperoleh: L= (4+1,5)3 = 16,5 mm.

Sedangkan panjang pegas pada operasi normal adalah: Lo = L+i(h-d) …………………………………………………………………….. (6-12) Dimana: Lo = panjang pegas pada operasi normal (mm) L = panjang pegas pada pembebanan maksimum (mm) h = D/3 = 12/3= 4 mm i = jumlah lilitan pegas (dipilih 4 lilitan) d = diameter penampang pegas (mm) Maka: Lo= 16,5 + 4 (4 - 3) = 20,5 mm.

43


BAB VII PERANCANGAN PAKU KELING Pada konstruksi plat gesek dan naaf digunakan paku keling pada tiga sambungan, yaitu: 1. Sambungan lempengan gesek (yang terbuat dari asbes) dengan lingkar pembawanya. 2. Sambungan lingkar pembawa pada plat gesek dengan plat pembawa. 3. Sambungan plat pembawa dengan naaf. Ukuran dan bahan paku keling untuk ketiga sambungan tersebut akan diranv\cang pada bagian berikut : 1 2

3 4 7

5 6

Gambar 7.1 Susunan paku keling

Keterangan: 1. lempengan gesek 2. paku keling untuk sambungan lempengan gesek dengan lingkar pembawa 3. lingkar pembawa 4. paku keling untuk sambungan lingkar pembawa dengan plat pembawa 5. plat pembawa 6. paku keling untuk sambungan plat pembawa dengan naaf 7. naaf

44


7.1 Paku Keling untuk Sambungan Lempengan gesek dengan Lingkar Pembawa Paku keling ini berfungsi untuk mencegah terjadinya slip antara lempengan gesek dengan lingkaran pembawa yang mana akan mengurangi momen puntir yang diteruskan dari flywheel yang akan menimbulkan kerugian. Jumlah paku keling yang digunakan adalah disesuaikan dengan lebar permukaan lempengan, sehingga lempengan akan terikat dengan baik. Jumlah yang digunakan adalah 12 buah. a. Analisa Gaya Gaya yang bekerja pada setiap paku keling adalah: F1 =

Mp ………………………………………………………………………….. (7-1) n1 .r1

Dimana: F1

= gaya yang bekerja pada tiap paku keling

Mp = momen puntir yang ditransmisikan yaitu sebesar 14255,97 N.mm n1

= jumlah paku keling yaitu 12 buah

r1

= jarak paku keling ke sumbu poros, yaitu

r1 =

D+d …………………………………………………………………………. (7-2) 4

Dimana: D= diameter luar plat gesek = 164 mm d = diameter dalam plat gesek = 114,8 mm Maka dengan memasukkan harga-harga yang diketahui diperoleh: 164 + 114,8 = 69,7 mm 4 14255,97 F1 = = 17,044 N 12 ⋅ 69,7

r1 =

b. Pemilihan Bahan Bahan paku keling untuk perancangan ini dipilih jenis bahan baja tipe SAE/AISI 1010 yang dirol panas (hot roller) dengan kekuatan tarik Sy = 1,83 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah

45


Sys = 0,5.Sy ………………………………………………………………………… (7-3) = 0,5.1,83 = 0,915 N/mm2 c. Penentuan Ukuran Tegangan geser yang timbul akibat gaya F1 adalah F1 = 2. A1

τ1=

F1 ……………………………………………………………….. (7-4) π 2 d12 4

Dimana: τ1 = tegangan geser yang timbul (N/mm2) F1 = gaya yang bekerja pada paku keling (N) A1 = luas penampang paku keling (mm2) d1 = diameter paku keling (mm)

τ1 =

17,044 10,85 = 2 π 2 d1 2. d 1 4 Untuk menjaga keamanan konstruksi, tegangan geser kerja τ1 harus lebih kecil

atau sama dengan kekuatan geser mulurnya Sys dimana tegangan gesernya adalah: τ1 ≤ Sys ………………………………………………………………………….. (7-5) 10,85 d1

2

≤ 0,915

d1 ≥ 3,443 mm Dengan mempertimbangkan keamanan konstruksi, maka diameter paku keling diambil d1 = 4 mm. 7.2 Paku Keling untuk Sambungan Lingkaran Pembawa dengan Plat Pembawa Paku keling pada posisi ini berfungsi untuk meneruskan momen puntir dari plat gesek ke plat pembawa dan selanjutnya ke naaf dan poros yang digerakkan. Jumlah paku keling disesuaikan dengan diameter dalam plat gesek dan diameter luar plat pembawa. Hal ini disebabkan paku ini dipasang diantaranya dan jumlah yang cocok diambil 8 buah.

46


a. Analisa Gaya Sesuai dengan prosedur pada bagian 7.1, gaya yang bekerja pada tiap paku keling adalah : F2 =

Mp ...………………………………………………………………………… (7-6) n2 .r2 Dengan jumlah paku keling n2 = 8 buah. Jarak r2 yang merupakan jarak paku

keling ke sumbu poros diperoleh dari : r2 =

Dn + dg + 2.bn ……………………………………………………………….. (7-7) 4

Dimana: r2

= jarak paku keling ke sumbu poros

Dn

= Diameter luar naaf, dari perhitungan pada bab IV sebesar 40,083 mm

dg

= diameter dalam plat gesek, dari perhitungan pada bab V sebesar 114,8 mm

bn

= tebal naaf, yaitu sebesar 6,253 mm

Maka: r2 =

40,083 + 114,8 + 2 ⋅ (6,253) = 51,226mm 4

Sehingga: F2 =

14255,97 = 34,786 N 8 ⋅ 51,226

b . Pemilihan Bahan Bahan paku keling untuk perancangan ini dipilih jenis bahan baja tipe SAE / AISI 1010 yang dirol panas (hot roller) dengan kekuatan tarik Sy = 1,83 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah 0,915 N/ mm2.

47


c. Penentuan Ukuran Tegangan geser yang timbul akibat gaya F2 adalah:

τ2 =

F2 F2 34,786 22,145 = = = 2 2 π 2 2. A2 d2 …………………………………………... (7-8) d2 2 d2 π 4 2

τ 2 ≤ Sys ……………………………………………………………………….. (7-9) 22,145 d2

2

≤ 0,915

d 2 ≥ 4,919 mm Dengan mempertimbangkan keamanan, maka diameter paku keling (d2) diambil 6 mm. 7.3 Paku Keling untuk Sambungan Plat Pembawa dengan Naaf Paku keling pada posisi ini berfungsi untuk meneruskan momen puntir dari plat pembawa ke naaf dan poros yang digerakkan. Jumlah paku keling disesuaikan dengan diameter plat pembawa dan naaf serta diameter poros dan jumlah yang sesuai adalah 4 buah. a. Analisa Gaya Sesuai dengan prosedur pada bagian 7.1, gaya yang bekerja pada tiap paku keling adalah:

F3 =

Mp ………………………………………………………………………… (7-10) n3 .r3 Dengan jumlah paku keling n3 = 4 buah dan jarak r3 yang merupakan jarak paku

keling ke sumbu poros direncanakan sejauh 30 mm, maka diperoleh :

F3 =

14255,97 = 118,799 N 4 ⋅ 30

48


b . Pemilihan Bahan Bahan untuk paku keling ini dipilih dari baja ST 24 dengan kekuatan tarik mulur (tensile yield strength) Sy = 5,25 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah Sys = 0,577 ⋅ Sy …………………………………………………... (7-11) = 0,577 ⋅ 5,25 = 3,029 N/mm 2 c. Penentuan Ukuran Tegangan geser yang timbul akibat gaya F3 adalah:

τ3 =

F3 F3 118,799 = = 2 π 2 ………………………………………..………….. (72. A3 d3 2 d3 4

12) τ 3 ≤ Sys …………………………………………………………………….. (7-13) 118,799 d3

2

≤ 3,029

d 3 ≥ 6,262 mm Dengan mempertimbangkan keamanan, maka diameter paku keling (d3) diambil 7 mm.

49


BAB VIII PERANCANGAN BAUT Pada konstruksi kopling Toyota Vios digunakan tiga jenis baut pengikat, yaitu: 1. Baut pengikat poros penggerak dengan flywheel 2. Baut pengikat pegas matahari dengan plat penekan 3. Baut pengikat flywheel dengan penutup (cover) kopling. Perancangan dari ketiga jenis baut tersebut akan diuraikan dalam bagian berikut. 8.1. Baut Pengikat Poros Penggerak dengan Flywheel

3

2

1

Gambar 8.1. Baut pengikat poros penggerak dengan flywheel

Keterangan : 1.

poros penggerak

2.

baut pengikat poros penggerak dengan flywheel

3.

flywheel

Jumlah baut yang dipakai pada ikatan poros penggerak dengan flywheel ini adalah 6 buah. Prosedur perancangan untuk baut ini meliputi: analisa gaya, analisa tegangan, pemilihan bahan, dan penentuan ukuran baut.

8.1.1 Analisa Gaya

50


Gaya yang bekerja pada tiap baut adalah gaya geser yang besarnya diperoleh dari: F1 =

Mp n1 ⋅ R1

…………………………………………………………….. (8-1)

di mana: F1 = gaya yang bekerja pada tiap baut (N) Mp = momen puntir yang diteruskan dari poros, yaitu sebesar14255,97 N⋅ mm n1 = jumlah baut, yaitu 6 buah R1 = jarak sumbu baut ke sumbu poros, yaitu direncanakan sebesar 40 mm Maka : 14255,97 6 ⋅ 40 = 59,399 N

F1 =

8.1.2 Analisa Tegangan Pada baut terjadi tegangan geser yang besarnya dapat ditentukan dari persamaan

τ1 = di mana:

F1 π 2 ⋅ d1 4

…………………………………………………………… (8-2)

τ1 = tegangan geser yang bekerja (N/mm2) F1 = gaya yang bekerja, yaitu 59,399 N d1 = diameter baut (mm)

maka diperoleh 59,399 π ⋅ d1 2 4 75,630 = d1 2

τ1=

51


Bahan untuk baut dipilih dari baja ST 24 dengan kekuatan tarik mulur (tensile yield strength) Sy = 5,25 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah Sys = 0,577 ⋅ Sy ……………………………………………………... (8-3) = 0,577 ⋅ 5,25 = 3,029 N/mm 2 8.1.3. Penentuan Ukuran Agar konstruksi baut aman maka harus dipenuhi:

τ 1 ≤ Sys

…………………………………………………. (8-4)

75,630 ≤ 3,029 d1 2 75,630 d1 2 ≥ 3,029 d1 ≥ 4,996 mm Dalam perencanaan ini diambil harga diameter baut sebesar d1 = 6 mm. 8.2. Baut Pengikat Pegas Matahari dengan Plat Penekan

1 2

3

Gambar 8.2. Baut pengikat pegas matahari dengan plat penekan

Keterangan: 1.

plat penekan

2.

baut pengikat pegas matahari dengan plat penekan

3.

pegas matahari

52


Jumlah baut yang dipakai untuk ikatan pegas matahari dengan plat penekan adalah 6 buah. Prosedur perancangan untuk baut ini meliputi: analisa gaya untuk gaya geser dan gaya tarik, analisa tegangan berupa tegangan geser dan tegangan tarik, pemilihan bahan, dan penentuan ukuran baut. 8.2.1. Analisa Gaya Gaya yang bekerja pada baut ini ada dua, yaitu gaya geser akibat momen puntir dan gaya tarik akibat tarikan pegas matahari terhadap plat penekan saat pedal kopling ditekan. Besar dari kedua gaya ini dapat diperoleh dari: Fg 2 = di mana:

Mp n2 R2

…………………………………………………………….. (8-5)

Fg2 = gaya gesek yang bekerja pada tiap baut (N) Mp = momen puntir yang diteruskan, yaitu sebesar 14255,97 N⋅ mm n2 = jumlah baut, yaitu 6 buah R2 = jarak sumbu baut ke sumbu poros, yaitu direncanakan sebesar 70 mm

Dengan memasukkan harga-harga yang diketahui diperoleh: Fg 2 =

14255,97 = 33,942 N 6 . 70

8.2.2 Analisa Tegangan Tegangan geser yang terjadi pada baut diperoleh dari :

τ2=

Fg2

π ⋅ d2 2 4

…………………………………………………………. (8-6)

yang besarnya adalah: 33,942 π 2 d2 4 43,217 τ2 = d 22

τ2 =

53


Bahan untuk baut dipilih dari baja ST 24 dengan kekuatan tarik mulur (tensile yield strength) Sy = 5,25 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah Sys = 0,577 ⋅ Sy ……………………………………………………... (8-7) = 0,577 ⋅ 5,25 = 3,029 N/mm 2 8.2.3 Penentuan Ukuran Agar konstruksi aman maka harus dipenuhi:

τ 2 ≤ S ys

…………………………………………………………... (8-8)

43 ,217 ≤ 3,029 d 22 d 2 ≥ 3,777 mm

Dari hasil yang diperoleh diambil harga diameter d2 = 5 mm. 8.3. Baut Pengikat Flywheel dengan Penutup Kopling

2 1 3

Gambar 8.3. Baut pengikat flywheel dengan penutup kopling

Keterangan: 1.

flywheel

2.

baut pengikat flywheel dengan penutup kopling

3.

penutup kopling

54


Jumlah baut yang dipakai pada ikatan flywheel dengan penutup kopling adalah sebanyak 6 buah. Prosedur perancangan untuk baut ini adalah sama dengan prosedur perancangan untuk baut pengikat poros penggerak dengan flywheel pada bagian 8.1. 8.3.1 Analisa Gaya Gaya geser yang bekerja pada tiap baut diperoleh dari: F3 =

Mp n3 ⋅ R3

…………………………………………………………... (8-9)

dengan n3 adalah jumlah baut, yaitu 6 buah ; serta R3 adalah jarak sumbu baut ke sumbu poros, yaitu direncanakan sebesar 100 mm. Maka harga F3 adalah F3 =

14255,97 = 23,759 N 6 . 100

8.3.2 Analisa Tegangan Besar tegangan geser yang terjadi adalah F …………………………………………………………….... (8-10) τ3 = 3 π 2 d3 4 23,759 30,252 τ3 = = π 2 d 32 d3 4 Bahan untuk baut dipilih dari baja ST 24 dengan kekuatan tarik mulur (tensile yield strength) Sy = 5,25 N/mm2, maka kekuatan geser mulurnya (shear yield strength) adalah Sys = 0,577 ⋅ Sy ……………………………………………………. (8-11) = 0,577 ⋅ 5,25 = 3,029 N/mm 2

55


8.3.3. Penentuan Ukuran Agar konstruksi aman maka harus dipenuhi

τ 3 ≤ Sys

……………………………………………………….. (8-12)

30,252 ≤ 3,029 d3 2 23,992 d3 2 ≥ 3,029 d3 ≥ 3,16 mm Dalam perencanaan ini diambil harga diameter baut sebesar d3 = 5 mm.

56


BAB IX PERANCANGAN BANTALAN Bantalan berfungsi untuk menumpu poros beerbeban. Sehingga gerakan bolak balik atau putaran poros tersebut dapat berlangsung secara halus, aman dan panjang umur. Bantalan harus cukup kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan baik. Jika bantalan tidak berfungsi dengan baik maka prestasi seluruh sistem akan menurun atau tak dapat bekerja secara semestinya. Pada konstruksi kopling Toyota Vios ini digunakan dua jenis bantalan yaitu: 1. Bantalan pendukung poros, berupa bantalan bola radial untuk menahan poros pada tempatnya. 2. Bantalan pembebas (release bearing), berupa bantalan bola aksial untuk menekan pegas matahari saat pedal kopling ditekan. 9.1 Bantalan Pendukung Poros Bantalan yang digunakan untuk mendukung poros adalah bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal (single row deep groove radial ball bearing), sebanyak dua buah, masing-masing pada kedua ujung poros. Sketsa bantalan pendukung poros ini beserta komponen-komponen lain yang terhubung dengannya ditunjukkan pada gambar berikut.

Gambar 9.1 Bantalan pendukung poros

57


9.1.1 Analisa Gaya Diagram benda bebas untuk gaya-gaya yang bekerja pada poros dan kedua bantalan pendukungnya diberikan dalam gambar berikut. Wn + Wg

B

A Wp

L1

Ra

L1

L2

L2

L3

L3

Rb

Gambar 9.2 Diagram analisa gaya

•

WN = berat naaf

WN = ρN ⋅ VN

…………………………………………………………………. (9-1)

Dimana: ρN = massa jenis bahan naaf, untuk bahan baja S55C-D besarnya adalah 7,8⋅ 10-6 N/mm3 VN = volume naaf, yaitu VN =

π ⋅ (DN 2 - dN 2 ) ⋅ LN 4

………………………………………………… (9-2)

Untuk : DN = diameter luar naaf = 40,083 mm dN = diameter dalam naaf = 34,471 mm LN = panjang naaf = 54,195 mm maka :

π ⋅ (40,083 2 - 34,4712 ) ⋅ 54,195 4 = 17808,925 mm 3

VN =

Maka berat naaf adalah WN = 7,8 ⋅10 -6 ⋅17808,925 = 0,139 N

58


•

WG = berat plat gesek W G = berat lingkar pembawa + berat lempeng gesek = ρL ⋅ VL + ρg ⋅ Vg

…………………... (9-3)

Dimana : ρL = massa jenis bahan lingkar pembawa, untuk bahan besi cor kelabu

besarnya

adalah 7,2 ⋅ 10-6 N/mm3 VL = volume lingkar pembawa, yaitu VL =

π ⋅ (DL2 - dL2 ) ⋅ bL 4

untuk:

……………………………….………………… (9-4)

DL = diameter luar lingkar pembawa = 164 mm dL = diameter dalam lingkar pembawa = 60 mm bL = tebal lingkar pembawa = 3 mm

maka :

π (164 2 − 60 2 ) x3 4 V L = 54889,906 mm 3 VL =

ρg = massa jenis bahan lempeng gesek, untuk bahan asbes besarnya adalah 3,4⋅ 10-6 N/mm3 Vg = volume lempeng gesek, yaitu : Vg =

π ⋅ (Dg 2 - dg 2 ) ⋅ bg 4

Untuk :

………………………………………………… (9-5)

Dg = diameter luar lempeng gesek = 164 mm dg = diameter dalam lempeng gesek = 114,8 mm bg = tebal lempeng gesek = 9,2 mm

maka :

π ( 164 2 − 114,8 2 ) x9,2mm 4 V g = 99114,131 mm 3 Vg =

59


Maka berat plat gesek adalah : W g = 7,2.10 −6 N / mm 2 . 54889,906mm 3

+ 3,4.10 −6 N / mm 2 . 99114,131mm 3

W g = 0,732 N

•

WP = berat poros W P = ρP ⋅ VP

……………………………………………………………….. (9-6)

Dimana : ρP = massa jenis bahan poros, untuk bahan baja S55C-D besarnya adalah 7,8⋅ 10-6 N/mm3 VP = volume poros, yaitu π ……………………………………………………….. (9-7) VP = ⋅ dP 2 ⋅ LP 4

Untuk : dP = diameter poros = 35 mm LP = panjang poros = 200 mm Maka :

π ⋅ 35 2 ⋅ 200 4 = 192422,55 mm 3

VP =

Maka berat poros adalah WP = 7,8 ⋅ 10 -6 ⋅ 192422,55 = 1,5 N •

RA = gaya reaksi pada bantalan A

•

RB = gaya reaksi pada bantalan B

•

L1 = 50 mm

•

L2 = 50 mm

•

L3 = 100 mm

60


Dari keseimbangan statik diperoleh :

∑M

A

= 0 ……………………………………………………..………………….. (9-8)

R B . ( L1 + L2 + L3 ) − WP . ( L1 + L2 ) − (W N + WG ) . L1 = 0 R B . (50 + 50 + 100) − 1,5 .(50 + 50) − (0,139 + 0,732).50 = 0 R B . 200 − 150 − 43,55 = 0 193,55 200 R B = 0,967 N RB =

∑F

Y

= 0 ………………………………………………………………………….. (9-9)

R A + R B − (W N + WG ) − WP = 0 R A + 0,967 − (0,139 + 0,732) − 1,5 = 0 R A = 1,404 N Dari kedua gaya reaksi RA dan RB diambil harga terbesar sebagai resultan gaya radial Fr, yaitu RA = 1,404 N, sedangkan resultan gaya aksialnya (Fa) adalah nol. 9.1.2 Penentuan Beban Ekivalen Statik dan Dinamik Beban ekivalen statik diperoleh dari : P0 = X0 ⋅ Fr + Y0 ⋅ Fa .……………………………………….. (9-10) Dimana : Po = beban ekivalen statik ( N ) Xo = faktor radial, untuk bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal besarnya adalah 0,6 Fr = gaya radial = 1,404 N Yo = faktor aksial, untuk bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal besarnya adalah 0,5 Fa = faktor aksial, untuk bantalan pendukung poros ini besarnya nol

61


Maka: Po = 0,6 . 1,404 + 0,5 . 0 Po = 0,842 N Maka, diambil adalah Po = 0,842 N Untuk beban ekivalen dinamik diperoleh dari : P = X V Fr + Y Fa …………………………………………………… (9-11) dimana: P = beban ekivalen dinamik ( N ) X = faktor radial, untuk bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal, besarnya adalah 1,0 V = faktor putaran, untuk kondisi cincin dalam berputar besarnya 1,0 Fr = gaya radial, yaitu sebesar 1,404 N Y = faktor aksial, untuk bantalan bola radial beralur dalam baris tungal besarnya adalah nol Fa = gaya aksial, untuk bantalan pendukung poros ini besarnya adalah nol Maka : Beban ekivalen dinamik adalah ; P = 1,0 x 1,0 x 1,404 N + 0 x 0 = 1,404 N 9.1.3 Penentuan Basic Static Load Rating dan Basic Dynamic Load Rating Besar basic static load rating adalah sebanding dengan beban ekivalen statik, sehingga C0 = P o

…………………………………………………………… (9-12)

= 0,842 N Sedangkan untuk basic dynamic load rating dapat diperoleh dari C = P ⋅ L1/3

………………………………………………………….…. (9-13)

Dimana : C = beban dynamik load rating ( N ) P = beban ekivalen dinamik, yaitu sebesar 1,404 N

62


L = umur bantalan yang dinyatakan dalam juta putaran, direncanakan 6000 juta putaran Sehingga beban dynamik load rating adalah : C = 1,404 x 60001 / 3 C = 25,512 N 9.1.4. Pemilihan Bantalan Dari perhitungan-perhitungan di atas serta data dari bab-bab sebelumnya maka bantalan yang dipilih harus memenuhi syarat-syarat berikut : diameter lubang

: d = 35 mm

basic static load rating

: C0 ≥ 0,842 N

basic dynamic load rating

: C ≥ 25,512 N

kecepatan putaran maksimum

: n ≥ 7000 rpm

Dari katalog dipilih bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal dengan nomor 6207 yang mempunyai karakteristik sebagai berikut : diameter luar

: D = 62 mm

diameter lubang

: d = 35 mm

lebar

: b = 17 mm


: C0 = 1430 N


: C = 2010 N


: n = 10000 rpm

Gambar 9.3 Bantalan bola radial tunggal

63


9. 2 Bantalan Pembebas Bantalan yang digunakan sebagai bantalan pembebas (release bearing) adalah bantalan bola aksial satu arah dengan bidang rata (single direction thrust ball bearing with flat back face). Diagram benda bebas untuk bantalan ini beserta komponenkomponen lain yang terhubung dengannya ditunjukkan pada gambar berikut.

 

 

Gambar 9.4 Bantalan pembebas

FT = gaya tekan yang diteruskan saat pedal kopling ditekan, dari bab VI diperoleh sebesar 460,22 N. 9.2.1 Analisa Gaya Penjumlahan gaya yang bekerja dalam arah radial dan aksial adalah sebagai berikut : Fr = 0

………………………………………………….…. (9-14)

Fa = FT

…………………………………………………….. (9-15)

= 460,22 N 9.2.2. Penentuan Beban Ekivalen Statik dan Dinamik Sesuai dengan prosedur perhitungan pada bagian 9.1 maka beban ekivalen statik diperoleh dari : P0 = X0 ⋅ Fr + Y0 ⋅ Fa

……………………………………………… (9-16)

Dengan: X0 = 0,5 dan Y0 = 0,26.

64


Maka, besar Po adalah : Po = 0,5 . 0 + 0,26 . 460,22 N = 119,657 N diambil harga Po = 119,657 N. Sedangkan untuk beban ekivalen dinamik diperoleh dari : P = X ⋅ V ⋅ Fr + Y ⋅ Fa

………………………………………………… (9-17)

Dengan : X = 0,6 V = 1,0 Y = 1,4

Maka besar P adalah : P = 0,6 ⋅ 1,0 ⋅ 0 + 1,4 ⋅ 460,22 N = 644,308 N

9.2.3 Penentuan Basic Static Load Rating dan Basic Dynamic Load Rating Sesuai dengan prosedur perhitungan pada bagian 9.1.2 maka basic static load rating diperoleh sebesar : C 0 = P0 = 119,657 N

…………………………………………………. (9-18)

dan untuk umur bantalan sebesar 6000 juta putaran maka basic dynamic load rating diperoleh sebesar : C = P ⋅ L1/3

……………………………………………………. (9-19)

= (644,308 N .6000)1/3 = 156,945 N 9.2.4 Pemilihan Bantalan Dari perhitungan-perhitungan di atas serta data dari bab-bab sebelumnya maka bantalan yang dipilih harus memenuhi syarat-syarat berikut : diameter lubang

: d = 35 mm


: C0 ≥ 119,657 N

65



: C ≥ 156,945 N


: n ≥ 6000 rpm

Dari katalog dipilih bantalan bola aksial satu arah dengan bidang rata dengan type 6007 yang mempunyai karakteristik sebagai berikut : diameter luar

: D = 62 mm

diameter lubang

: d = 35 mm

lebar

: b = 14 mm


: C0 = 915 N


: C = 1250 N


: n = 10000 rpm.

66


BAB X KESIMPULAN Sebagai kesimpulan dan ringkasan dari elemen-elemen mesin yang terdapat pada konstruksi kopling Toyota Vios yang sesuai dengan perhitungan/ perancangan pada babbab sebelumnya dan dilakukan pembulatan pada data-data yang diperoleh : 1. Poros Transmisi Daya

: N = 109 PS

Putaran

: n = 6000 rpm

Diameter

: dp = 35 mm

Bahan

: baja S 55 C-D

2. Spline Diameter luar

: D = 39,5 mm

Diameter dalam

: d = 34 mm

Tinggi

: h = 2,77 mm

Lebar

: w = 6,17 mm

Panjang

: L = 53,5 mm

Bahan

: baja S 55 C-D

3. Naaf Diameter luar

: D = 40,08 mm

Diameter dalam

: d = 34,47 mm

Tinggi

: h = 2,81 mm

Lebar

: w = 6,25 mm

Bahan

: baja S 55 C-D

4. Plat Gesek Diameter luar

: D = 164 mm

Diameter dalam

: d = 114,8 mm

Lebar

: b = 25 mm

Tebal

: a = 9,2 mm

Bahan

: asbes dan besi cor

67


5. Pegas a. Pegas matahari Panjang daun pegas

: L1 = 45 mm

Panjang daerah pengungkit

: L2 = 25 mm

Tebal pegas matahari

:h=

Lebar daun pegas

: b = 16 mm

Bahan

: kawat baja SUP4

4 mm

b. Pegas tekan Diameter pegas

: D= 12 mm

Diameter penampang pegas

: d = 3 mm

Jumlah lilitan

:n=4

Panjang pegas pada operasi normal

: L0= 20,5 mm

Panjang pegas pada pembebanan maksimum : LS= 16,5 mm Bahan

: SUS 302

6. Paku Keling a. Untuk sambungan lempengan gesek dengan lingkar pembawa Diameter

: d1 = 4 mm

Bahan

: baja SAE/AISI 1010

b. Untuk sambungan lingkar pembawa dengan plat pembawa Diameter

: d2 = 6 mm

Bahan


c. Untuk sambungan plat pembawa dengan naaf Diameter

: d3 = 7 mm

Bahan


7. Baut a. Baut pengikat poros dengan flywheel Diameter

: d1 = 6 mm

Bahan

: baja ST 24

b. Baut pengikat pegas matahari dengan plat penekan Diameter

: d2 = 5 mm

68


Bahan

: baja ST 24

c. Baut pengikat flywheel dengan penutup kopling Diameter

: d3 = 5 mm

Bahan

: baja ST 24

8. Bantalan a. Bantalan pendukung poros Tipe

: bantalan bola radial beralur dalam baris tunggal

Nomor seri

: 6207

Diameter luar

: D = 62 mm

Diameter lubang

: d = 35 mm

Lebar

: b = 17 mm

Basic static load rating

: Co = 1430 N

Basic dynamic load rating

: C = 2010 N

Kecepatan putaran maksimum : n = 10000 rpm b. Bantalan Pembebas Tipe

: bantalan bola aksial satu arah dengan bidang rata

Nomor seri

: 6007

Diameter luar

: D = 62 mm

Diameter lubang

: d = 35 mm

Lebar

: b = 14 mm

Basic static load rating

: Co = 915 N

Basic dynamic load rating

: C = 1250 N

Kecepatan putaran maksimum : n = 10000 rpm.

69


DAFTAR PUSTAKA 1. Sularso dan Kiyokatsu Suga, Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin. Pradnya Paramita: Jakarta, 1994. 2. Joseph E. Shigley, Larry D. Mitchell, dan Gandhi Harahap (penerjemah), Perencanaan Teknik Mesin, Edisi Keempat, Jilid 1. Erlangga: Jakarta, 1991. 3. Joseph E. Shigley, Larry D. Mitchell, dan Gandhi Harahap (penerjemah), Perencanaan Teknik Mesin, Edisi Keempat, Jilid 2. Erlangga: Jakarta, 1991. 4. Kent’s, Mechanical Engineers Handbook, Design and Production, edisi ke-12, John Wiley & Sons Inc: New York, 1990 5. Robert H Creamer, Machine Design, edisi ke 3, Addison – Wesley: USA, 1984 6. M.F Spotts & T.E. Shoup, Design of Machine Elements, Prentice Hall Int’l – Inc: USA, 1998 7. Umar Sukrisno, Bagian-bagian Mesin dan Merencana, Erlangga: Jakarta, 1984 8. James M. Gere, Stephen P. Timoshenko, dan Hans J. Wospakrik (penerjemah), Mekanika Bahan, Edisi Kedua, Versi SI, Jilid 1. Erlangga: Jakarta, 1996.

70

Kopling I Vios Chandra

Recommend Documents