36
BAB III PERANCANGAN PRODUK A. Perancangan Awal 1. Konsep Rancangan Dalam merancang mesin pengiris tempe ini hal pertama yang harus diketahui adalah konsep rancangan / draft design. Adapun draft design dari mesin pengiris tempe secara sederhana bisa dilihat pada gambar di bawah ini.
Gambar 3.1 Draft Design Keterangan: 1. V-Belt 2. Puli 3. Penahan Tempe 4. Housing Bearing 5. Baut Pengikat
6. 7. 8. 9. 10.
Wadah Tempe Pendorong Tempe Silinder Pneumatik Motor Listrik Rangka
2. Spesifikasi Produk Nama
: Mesin pengiris tempe sebagai bahan dasar keripik tempe dengan penggerak motor listrik dan sistem pneumatik.
Fungsi
: Memotong tempe menjadi tipis-tipis untuk digunakan sebagai keripik tempe.
Daya
: ¼ HP
Kapasitas
: 240 batang/jam
Berat
: 35 kg
Tinggi
: 550 mm
Panjang
: 850 mm
Lebar
: 610 mm
3. Daftar Nama Komponen Dalam mesin ini menggunakan berbagai macam komponen, bentuk, dan ukuran. Adapun komponen-komponen yang digunakan dalam mesin ini bisa dilihat dalam tabel 3.1. Tabel 3.1 Nama-nama komponen N Nama Komponen Jml Material o 1 Sabuk-V 1 43 inch 2 Puli Ø50 mm 3 FC 20 3 Penahan Tempe 1 Stainless 4 Rumah Bearing 4 ST 37 5 Baut M10 12 ST 37 6 Wadah Tempe 1 Stainless 7 Pendorong Tempe 1 Plastik 8 Silinder Pneumatik 1 6 mm 9 Motor Listrik 1 ¼ HP 10 Rangka 1 Besi Siku 11 Poros Utama 2 S30C 12 Puli Ø175 mm 1 FC 20 13 Pemegang Pisau 2 ST 37 14 Poros Pisau 2 FC 30
Jenis MS MS MB MS MS MS MB MS MS MB MB MS MB MB
Kebutuhan
Harga Total
6 kg 30x30 700x400 1 kg 1400 rpm 6m 3 kg 2 kg 2 kg 1 kg
Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp. Rp.
40.000 120.000 50.000 100.000 36.000 150.000 100.000 300.000 500.000 140.000 60.000 40.000 40.000 20.000
15 Bantalan Pisau 16 Bantalan Utama 17 Baut M8 18 Sabuk-V 19 Relay 20 Trafo TOTAL
2 4 10 1 2 1
ST 37 ST 37 ST 37 23 inch Kecil 2V
MS MS MS MS MS MS
-
Rp. 60.000 Rp. 120.000 Rp. 20.000 Rp. 35.000 Rp. 70.000 Rp. 35.000 Rp. 2.036.000
4. Prinsip Kerja Mesin Pengiris Tempe Mesin pengiris tempe ini menggunakan motor listrik yang ditransmisikan ke poros eksentrik sebagai penggerak pisau, dan pisau tersebut berguna untuk mengiris tempe. Pada mesin ini menggunakan dua poros yang berputar bersama, untuk menyamakan putaran tersebut, mesin ini menggunakan puli dan v-belt yang dimana diameter puli kedua poros tersebut memiliki diameter yang sama, sehingga tidak mengalami reduksi, dan putaran kedua poros tersebut sama. Sedangkan tempe dimasukkan pada tempat menaruh tempe atau hopper, kemudian didorong maju oleh silinder pneumatik. Silinder pneumatik digerakkan maju oleh udara yang berasal dari kompresor dan sudah melalui solenoid valve yang sudah diatur dan dirangkai supaya pada saat ada tempe saja silinder tersebut bisa mendorong maju supaya tempe bisa terpotong dan jatuh ke wadah di bawah yang sudah di sediakan.
B. Perancangan Teknik Merajang 1 batang tempe yang memiliki diameter 8 cm dan panjang 20 cm membutuhkan ± 100 kali pengirisan, asumsi tersebut direncanakan ketebalan
irisan tempe 2 mm jadi dalam 1 cm tempe akan diiris menjadi 5 lembar irisan tempe, di mesin ini menggunakan mata pisau pengiris jenis tunggal. Maka untuk merajang 1 batang tempe yang memiliki diameter 8 cm dan panjang 20 cm diperlukan: 100 =100 putaran 1 Kapasitas yang direncanakan (Q) = 240 batang / jam, Jadi: Q=
n putaran per batang
n=putaran per batang x Q
¿ 100
putaran batang x 240 batang jam
¿ 24000 putaran/ jam
¿
24000 putaran/menit 60
¿ 400 putaran/menit
¿ 400 rpm
Jadi putaran mesin yang dibutuhkan adalah 400 rpm
Dalam merancang mesin pengiris tempe ini hal awal yang perlu diketahui dalam perencanaan teknik selain kapasitas produksi dan putaran pisau yaitu besarnya gaya potong tempe untuk mengiris tempe dengan diameter 8 cm, hal ini kita dapat dari hasil uji coba pengirisan tempe menggunakan pisau yang dikenai gaya potong ke bawah sebanyak 4 kali pengujian dan diperoleh data sebagai berikut:
Tabel 3.2. Hasil Percobaan Pengujian I II III IV
Gaya Potong (kg)
Keterangan
2.5 2 1,5 1
Terpotong Terpotong Terpotong Tidak terpotong
Dari hasil percobaan tersebut menjelaskan, tempe akan terpotong apabila diberi beban lebih dari 1 kg, dan dari data di atas yang terpotong bisa kita ratarata, dan hasilnya adalah F = 2 kg yang akan digunakan sebagai dasar perhitungan. Dalam mesin pengiris tempe ini terdapat beberapa komponen yang harus di hitung, antara lain: 1. Perhitungan Daya Penggerak Pada mesin pengiris tempe ini menggunakan mata pisau yang digerakkan menggunakan poros eksentrik. Dengan gaya yang mengarah ke bawah, dan gaya tersebut digunakan untuk mencari besarnya daya yang dibutuhkan. Mekanismenya bisa di lihat pada gambar Mata Pisau
F
Poros Gambar 3.2 Mekanisme Mesin Pengiris
Karena adanya gaya potong ke bawah sebesar 2 kg yang diakibatkan oleh pisau dan panjang pisau 220 mm (ukuran pada gambar 3.2).
2
220
40
Gambar 3.3 Dimensi Pisau
Maka torsi yang terjadi pada tuas di mekanisme mesin tersebut adalah Torsi (T)
=FxR = 2 kg x 220 mm = 440 kgmm
Jadi Daya ( P )
T (= 1000 ) . ( 260n ) ( kW ) 102
(Sularso & K. Suga, 1997:7)
440 2. 3,14. 400 .( ) ( ) 1000 60 P = 102
P =
( 0,44 ) . (41,87) 102
P =
18,42 102
P= 0,181 kW Dari perhitungan di atas diketahui besarnya daya untuk memotong bahan adalah 0,181 kW, maka daya yang direnacanakan adalah: Pd =P. fc ( kW ) (Sularso∧K . Suga , 1997 :7)
Faktor koreksi ( fc )=1,0 (lihat ditabel 2.1)
Pd =0,181. 1,0 Pd =0,181 kW Pd =
0,181 (HP ) 0,746
Pd =0,242 HP Jadi besarnya daya motor yang digunakan adalah
0,242
HP.
Besarnya daya motor yang direncanakan dengan mempertimbangkan faktor koreksi dan motor yang ada di pasaran, maka dipilih motor listrik dengan spesifikasi: daya output 0,25 HP, putaran 1400 rpm 2. Perencanaan Sistem Transmisi (Puli dengan Sabuk) a. Tipe sabuk Dari perhitungan sebulumnya diketahui: Daya rencana motor listrik (Pd) Putaran poros motor (n1) Putaran poros pisau pengiris (n2)
= 0,25 HP (0,187 kW) = 1400 rpm = 400 rpm
10.000
Putaran Puli Kecil (rpm)
7.000 6.000 5.000 4.000 3.000
A
2.000
B 1.000 900 800 700 600 500 400
C D
300 200
E 100
1
2
3
4
5 6 7 8 910
20 30 4050
100
Daya Rencana (kW)
200 300 400500 7001000
Gambar 3.4. Diagram pemilihan sabuk – V (Sularso & K. Suga, 1997: 169)
Berdasarkan data diatas dan diagram pemilihan Sabuk – V yang dianjurkan oleh (Sularso & K. Suga, 1997: 169) Maka dipilihlah penampang sabuk – V tipe A b. Diameter Puli Transmisi D p .n 2=d p .n 1
D p=
n1 . d p n2
D p=
1400 .50 400 ¿ 175 mm
Jadi diambil puli transmisi (Dp) = 175 mm c. Kecepatan liner sabuk – V v=
d p n1 m ( ) 60 . 1000 s
v=
3,14 . 50 . 1400 60 . 1000
¿ 3,6633 m/s d. Jarak Poros penggerak (pada motor) dengan poros yang digerakkan C = 2 . Dp C = 2 . 175 = 350 mm e. Kapasitas daya transmisi dari satu sabuk (P0)
P0 = daya standar + harga tambahan karena perbandingan putaran (lihat di lampiran1)
P0 = 1,31 + 0,18 = 1,49 kW f. Panjang keliling sabuk (L) L = 2C+
2
1 2 ( d p + Dp ) + 4C ( d p + Dp )
L = 2 . 350+
3,14 1 ( 50+175 ) + ( 50+175 )2 2 4 . 350
L = 700+352,25 +36,16 L = 1089,41 mm L = 108,94 cm Jadi panjang sabuk yang diguanakan menyesuaikan dengan yang ada di pasaran dipilih L = 1092 mm = 43 Inch (lihat di lampiran 2). g. Menghitung ulang jarak sumbu poros puli (C) b = 2L- ( d p + Dp )
(Sularso & K. Suga, 1997 :170)
¿ 2. 1092−3,14 (50+ 175 ) = 2184 – 706,5 = 1477,5 mm
√
2
b+ b −8 ( D p−d p ) C= 8
2
1477,5+ √1477,52−8 ( 175−50 ) ¿ 8
¿
1477,5+ √2183006,25−(125000) 8
¿
1477,5+ √2058006,25 8
2
C=
1477,5+1434,58 =364,01 mm 8
Jadi jarak sumbu poros puli adalah 364 mm h. Sudut kontak antara sabuk dengan puli ( ) ¿ 180−
57 ( 175−50 ) 364
¿ 180−19,57 ¿ 160,43 dipilih163
Sehingga faktor koreksi ( K ) = 0,96
( lihat di lampiran 3 )
i. Menghitung jumlah sabuk yang digunakan (N) N=
Pd P0 K ❑
N=
0,2 1,38 . 0,96
¿
0,187 1,324
¿ 0,269 dipilih1 Maka jumlah sabuk yang digunakan adalah 1 buah.
3. Penentuan Puli
Dari tabel V-Belt , untuk sabuk tipe A diketahui ukuran-ukuran puli
sebagai berikut: e = 12,5 mm; c = 2,5 mm; t = 9 mm; s = 10 mm;
= 40o
(Dobrovolsky, 1978:226), sehingga puli dapat dihitung sebagai berikut: a. Puli penggerak 1) Ketebalan puli penggerak B = (z-1) . t + 2.s
(Dobrovolsky, 1978:231)
B = (1-1) . 9 + (2) . (10) = 20 mm 2) Berat puli pengerak d Wp = π /4 . p V=
2
.b.�
3,14 kg . ( 50 )2 .20 .. 7,2 x 10−6 =0, 463585 kg 3 4 mm
b. Puli yang digerakkan 1) Ketebalan puli yang digerakkan B = (z-1) . t + 2.s
(Dobrovolsky, 1978:231)
B = (1-1) . 9 + (2) . (10) = 20 mm 2) Berat puli yang digerakkan V = ❑ ( D p )2 B 4 d Wp = π /4 . p V=
2
.b.�
3,14 . ( 175 )2 .20 .7,2 x 10−6 kg /mm3=3,462 kg 4
4. Perhitungan Beban Pisau Pencacah pada Poros
Pada bagian ini akan menghitung beban pisau pada poros a. Volume pisau
(V)
= p . l .t = 220 ∙ 40 ∙ 2 = 17600 mm3
b. Volume penghubung pisau ke poros (ukuran lihat di gambar mesin) (V)
= π . r2 . t + p . l . t = 3,14 . 202 . 10 + 40 . 80 . 10 = 44560 mm3
c. Volume pemegang pisau (ukuran lihat di gambar mesin) (V)
= π . r2 . t + p . l . t = 3,14 . 302 . 12 + 20 . 40 . 12 = 43512 mm3
d. Vtotal
= (V.Pisau)+(V.Penghubung x 2)+(V.Pemegang x 2) = (17600) + (44560 x 2) + (43512 x 2) = 193024 mm3
Beban (W)
¿ V Tot . ρ = 193024 mm3. 7,2 x 10-6 kg/mm3 =1,389 kg
Jadi beban pisau pada poros sebesar 1,389 kg 5. Perencanaan Poros Poros yang digunakan adalah poros transmisi dengan beban puntir murni dan beban lentur, daya di transmisikan ke poros melalui puli dan sabuk-V. a. Pemilihan bahan poros Direncanakan bahan poros yang akan digunakan adalah baja karbon untuk konstruksi mesin tipe S30C, dimana menurut (Sularso &
K.Suga, 1997: 3) dalam tabel bahan diketahui baja karbon S30C memilki spesifikasi: Kekuatan tarik B : 48 kg/mm2 Perlakuan panas : Penormalan Faktor keamanan : Sf1 = 6,0; Sf2 = 2,0 b. Analisa gaya-gaya yang bekerja pada poros Untuk menentukan gaya-gaya yang bekerja pada poros diperlukan
data-data berikut, yang diperoleh dari perhitungan di atas. Daya rencana (Pd ) : 0,187 kW Putaran poros (n) : 400 rpm Panjang poros (l) : 290 mm Berat puli pada poros (W) : 3,462 kg Beban tarik sabuk terhadap poros (R) : 7,714 kg Beban akibat berat pisau (W) : 1,389 kg
FDV
FCV
FAV 100
75
B
A
75
C
40
D
FBV Gambar 3.4. Analisa gaya yang bekerja pada poros
1) Gaya yang terjadi pada titik A FAV = Gaya akibat tarikan sabuk terhadap poros (R) + berat puli (W) = 7,714 + 3,462 = 11,176 kg 2) Gaya yang terjadi pada titik C FCV = Beban akibat berat pisau keseluruhan = 1,389 kg
3) Gaya reaksi arah vertikal (FBV dan FDV ) MD = 0 -(FAV . 250) + (FBV . 150) - (FCV . 75) = 0 F (¿¿ AV . 250)+( F CV . 75) 150 F BV =¿
F BV =
(11,176 .250)+(1,389 . 75) 150
F BV =19,32 kg MA = 0 -(FDV . 250) - (FBV . 100) + (FCV . 175) = 0 F (¿¿ CV . 175)−( F BV . 100) 250 F DV =¿
F DV =
(1,389. 175)−( 19,32.100) 250
F DV =
(1026,55)−(3056) 250
F DV =−6,756 kg (karena hasilnya negatif ‘-‘ hal tersebut menunjukkan bahwa arah gaya di balik / berlawanan).
FAV = 11,176 kg
FCV = 1,389 kg
FDV = kg
6,756
100
75
75
A
40
C
B
D
FBV =19,32 kg Gambar 3.6. Analisa gaya yang bekerja pada poros
4) Momen lentur (M) MAV MBV
=0 = FBV . 100 = 19,32 kg . 100 = 1932 kg.mm (dari kiri)
MCV
= FCV . 75 = 1,389. 75 = 1389 kg.mm (dari kanan) MDV = 0 Berdasarkan data tersebut maka titik B memiliki nilai momen yang paling besar yaitu 1932 kg.mm 5) Tegangan lentur yang dijinkan (a ) ❑a=
52kg /mm2 =4,333 kg /mm2 6.2
6) Torsi pada poros (T) P T =9,74 x 10 5 d ( Sularso∧K . Suga , 1997:7) n T =9,74 x 10 5
0,187 400
¿ 455,35 kgmm 7) Diamter poros (ds ) 5,1 2 2 ds ≥ (K m . M ) +(K t . T ) √ τa
[
[
]
1 3
5,1 ds ≥ (2 . 1932)2 +( 2. 455,35)2 √ 4,583
]
1 3
[
5,1 ds ≥ √ 37356544+829374,5 4,583 d s ≥ [ 1,113 (3969,8) ]
]
1 3
1 3
1
d s ≥ [ 5061,5 ] 3 d s ≥17,17 mm Jadi diameter poros yang dipilih berdasarkan pada tabel diameter poros yang digunakan (Sularso & K.Suga, 1997: 9) adalah ds = 20 mm. Menghitung tegangan geser yang terajdi ( ) ¿
16 (K m . M )2 +(K t .T )2 3√ ds
¿
16 (2. 1932)2+(2 . 455,35)2 3 √ 3,14 .20
¿ 0,000637 .3969,9 ¿ 2,528 kg/mm
2
c. Pengecekan poros Pengecekan ini dengan cara membandingkan tegangan geser maksimum yang terjadi dengan tegangan geser ijin, dimana tegangan geser yang terjadi harus lebih kecil dari pada tegangan ijinnya. ❑a . Sf 2 :❑❑ . 4,333
kg kg . 2:2,528 . 2,2 2 mm mm2
8,666
kg kg :5,562 2 2 mm mm
9,166
kg kg >8,659 Baik 2 mm mm2
Karena tegangan geser maksimum lebih kecil dibandingkan dengan tegangan geser ijin maka diameter poros tersebut memenuhi syarat, tetapi meskipun hasil pengecekan poros sudah baik, untuk memperoleh hasil yang lebih aman dan mudah diperoleh di pasaran kita naikkan menjadi 25 mm Menghitung tegangan geser yang terajdi ( ) 16 ¿ 3 √( K m . M )2 +(K t .T )2 ds
¿
16 2 2 (2. 1932) +(2 . 455,35) 3 √ 3,14 .25
¿
16 √38185918,5 3,14 .15625
¿ 0,000326 .6179,47
¿ 1,294 kg /mm
2
Pengecekan poros ❑a . Sf 2 : ❑ . 4,333
kg kg . 2:1,294 . 3,1 2 mm mm2
8,666
kg kg :4 2 mm mm2
8,666
kg kg >4 baik 2 2 mm mm
Diameter poros 25 mm memenuhi syarat karena tegangan geser maksimum lebih kecil dari tegangan geser ijin sehingga bisa digunakan pada mesin ini
6. Perhitungan Bantalan Bantalan di kembangkan untuk meningkatkan kemampuan dalam menahan pergerakan dari poros yang berputar dan juga menahan beban yang ditanggungnya. Jenis bantalan yang akan digunakan adalah bantalan gelinding. a. Pemilihan bantalan Berdasarakan tabel pemilihan bantalan gelinding menurut Sularso & K.Suga (1997: 143) untuk poros dengan diameter 25 mm, maka dipilih bantalan gelinding jenis terbuka nomor 6005, dengan ukuran sebagai berikut: Diameter dalam bantalan (d) Diamter luar bantalan (D) Lebar (B) Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) Kapasitas nominal statis spesifik (C0) b. Resultan gaya-gaya reaksi pada bantalan Beban akibat berat pisau (W)
100
A
: 5,866 kg
FCV
FAV
D
= 25 mm = 47 mm = 12 mm = 790 kg = 530 kg
75
B
FBV =19,32 kg FBV = 30,56 Kg
FDV = 75
C
Gambar 3.7. Resultan gaya-gaya reaksi pada bantalan
kg
6,756 40
Pada banatalan B: RB =√ R BV 2 + R BH2
RB =√ 19,322+0 2 ¿ 19,32 kg Pada banatalan D: R D=√ R DV 2+ RDH 2
R D=√ 6,7562 +0 2=6,756 kg c. Beban equivalen dianamis (Pr) Pr
= X . V . Fr + Y. Fa = 0,56 . 1 . 19,32 + 1,45 . 0
Pr
= 12,27 kg
d. Faktor kecepatan (fn) 1
33,3 3 ( Sularso∧K . Suga . 1997 :136) n
( )
f n=
33,3 13 =0,437 400
( )
f n=
Perbandinagn kapasitas nominal dinamis spesifik bantalan dengan beban yang ditanggung banatalan menunjukkan: C > FBV
790 kg > 19,32 kg Aman e. Faktor umur bantalan (fh) f h=f n
C (Sularso∧K . Suga .1997 :136) Pr
f h=0,437 .
790 =18,60 18,56
f. Umur nominal bantalan (Lh) Lh=500 . f h3 ( Sularso∧K . Suga . 1997 :136) ¿ 500 .18,603 ¿ 3217428 jam
Jadi umur nominal bantalan adalah 3.217 .428 jam g. Pengecekkan umur bantalan Dalam perencanaannya, mesin ini akan bekerja rata-rata 8 jam per harinya. Dalam satu tahun terdapat 360 hari, sedangkan umur bantalan yang direncanakan harus mampu bertahan untuk 5 tahun, sehingga: Umur nominal bantalan (Lh) > Umur yang direncanakan (Lhr) Lhr = 8 x 360 x 5 = 14400 jam kerja Lh > Lhr 3217428 > 14400 Sesuai
7. Perencanaan Pneumatik a. Perencanaan silinder pneumatik
Silinder pneumatik direncanakan menggunakan silinder ganda karena dapat menggerakkan piston dengan arah maju dan mundur. Gaya total yang dibutuhkan pneumatik untuk menekan lontongan tempe, diketahui massa tempe = 0,5 kg, sehingga: W
= m.g
= 0,5 kg x 9,8 m/s2 = 4,9 N 1) Bahan silinder Bahan direncanakan untuk membuat silinder adalah besi cor kelabu JIS G5501 FC20 mempunyai sifat mekanis sebagai berikut : Kekuatan tarik( σb ) : 17 kg / mm2 x 9,806=166,702 N /mm2 Kekerasan (Hb) : 217 (Hb) σi=σb /fk σi=
166,702 8
σi=¿ 20,84
N /mm
2
Tegangan geser bahan ( σg ) dapat diambil secara empiris, yaitu 0,5-0,7 dari tegangan tarik ijin bahan (Sularso, 1997:299). σg=0,5 X 20,84
σg
2
N /mm
= 10,42
2) Diameter dalam silinder pneumatik : D=
√
4 XFb +R πXP
D=
√
D=¿
4 X 4,9 + 0,98 3,14 X 0,3 4,67 mm
Diameter
dalam
silinder
minimum
4,67
mm,
untuk
memudahkan pengerjaan, perhitungan,dan disesuaikan dengan diameter seal piston direncanakan dengan diameter dalam silinder 6 mm. Sedangkan diameter 6 mm memiliki tekanan kerja 1,2 kg (lihat Tabel 3.2).
Tabel 3.3 Tekanan Kerja Silinder Pneumatik Kerja Ganda (Sumber: http://scribd.com/doc/80471483/Komponen-Pneumatik-Dan-ElektroPneumatik)
Hal tersebut menandakan bahwa silinder berdiameter 6 mm memenuhi syarat karena beban yang didorong hanya 0,5 kg.
3) Tebal dinding slinder t=
D 2
[√
σ b + Ps −1 σ b−Ps
t=
6 2
[√
]
( 20,84+0,3 ) −1 ( 20,84−0,3 )
]
t=0,51 mm Dari perhitungan tebal silinder minimum 0,51 mm, untuk memudahkan pengerjaan, perhitungan, dan keamanan direncanakan 1 mm.
4) Diameter luar silinder (Ds) Ds =
D2
+ 2ts
Ds = 6+(2 x 1) Ds = 8 mm
5) Pemeriksaan kekuatan silinder terhadap tegangan memanjang σa=
0,3 x 6 4 ( 1)
σ a =¿
0,45
N /mm2
Syarat bahan aman dari tegangan memanjang adalah tegangan hitung lebih kecil atau sama dengan tegangan geser ijin bahan. σ Tegangan geser ijin ( i ) 10,42
N /mm2
σa ≤ σi 0,45
2
N /mm ≤ 10,42
N /mm
2
Tegangan memanjang ini memenuhi syarat.
6) Pemeriksaan kekuatan silinder terhadap tegangan keliling Tegangan keliling pneumatik : σ c=
0,3 x 6 2( 1)
σ c =¿
0,9
N /mm2
Syarat keamanan silinder dari kerusakan tegangan keliling melingkar adalah tegangan keliling lebih kecil atau sama dengan
tegangan geser ijin bahan. Tegangan geser ijin
2
N /mm σ c ≤σ i . 0,9
2
N /mm ≤ 10,42
memenuhi syarat)
b. Cara Kerja Sistem Pneumatik
N /mm
2
(σi )
10,42
(tegangan keliling
Mesin pengiris tempe ini menggunakan sebuah silinder, di sini kami simbolkan dengan huruf A, pergerakan dari silinder tersebut bisa dilihat dalam skema gambar 3.7.
A Gambar 3.8 Diagram Gerak Sistem Pneumatik Keterangan: 1. 2.
A bergerak maju A bergerak mundur
1
2
3
4 5 6 Gambar 3.8 Letak Limit Switches Sistem Pneumatik 1. 2. 3.
Keterangan: Silinder Pneumatik Teflon 260mm Rumah Lontongan
4. 5. 6.
Limit Switches 1 Limit Switches 2 Limit Switches 3
Kondisi awal mesin ini Limit Switches 2 dan 3 dalam kondisi Normal Open, switches
Limit switches 1 dalam kondisi Normal Close. Limit
2 tertekan oleh pendorong, Limit Switches 3 tertekan tempe,
(semua gerak pneumatik tidak akan bekerja apabila 1,2, dan 3 tidak tertekan oleh tempe atau pendorong)
Gambar 3.10 Gerakan Mesin Pertama
1) Limit Switches 3 tersentuh oleh tempe terhubung ke relay 1 kemudian menggerakan pneumatik maju
Gambar 3.11 Gerakan Mesin Kedua
2) Pneumatik maju sampai meninggalkan Limit Switches 2, setelah Limit Switches 2 ditinggalkan, Pneumatik mundur menyentuh Limit Switches 1.dan memutus Relay 2. 3) Sistem kerja pneumatik akan kembali ke proses awal apabila Relay 2 terputus. Mesin akan bekerja kembali apabila Limit Switches 2 dan 3 hidup.
Gambar 3.12 Gambar Posisi Awal Mesin
C. Rancangan Manufaktur Setelah mengetahui spesifikasi serta dimensi yang sesuai antara perencanaan awal dan perancangan teknik, selanjutnya ialah rancangan manufaktur. Rancangan manufaktur ini berfungsi untuk media komunikasi antara desainer dengan operator mesin di lini produksi. Rancangan manufaktur merupakan hasil rancangan teknik yang divisualisasikan dalam bentuk gambar dengan ukuran sebenarnya atau berskala dan ditambah informasi-informasi lain yang diperlukan oleh pembuat misalnya; toleransi, tanda pengerjaan, dan syarat-syarat pengerjaan lain yang diperlukan. Adapun gambar rancangan mesin pengiris tempe ini bisa di lihat pada lampiran gambar.
D. Proses Manufaktur Material Baku 1. Penahan Tempe
Gambar 3.13. Penahan Tempe
Nama Fungsi Jenis Material Proses pembuatan
: Penahan Tempe : Menahan tempe yang akan dipotong : Stainless Steel : - Pemotongan - Penggrindaan - Pengelasan
2. Pendorong Tempe
Gambar 3.13. Pendorong Tempe
Nama Fungsi Jenis material Proses Pembuatan 3. Rangka
: Pendorong tempe : Mendorong tempe menuju pisau : Plastik : - Penggergajian - Pembubutan (bubut rata dan bubut tirus)
Gambar 3.15. Rangka
Nama Fungsi Jenis material Proses pembuatan
: Rangka : Tempat merakit semua komponen menjadi satu : Besi siku : - Penggergajian - Penggrindaan - Pengelasan - Pengeboran
4. Poros Utama
Gambar 3.13. Penahan Tempe
Nama Fungsi Jenis material Proses pembuatan
: Poros utama : sebagai poros dari rangkaian pisau pemotong : S 30 C : - Penggergajian - Pembubutan
-
Pengeboran Penyekrapan Pengelasan
5. Pemegang pisau
Gambar 3.17. Pemegang Pisau
Nama Fungsi Jenis material Proses pembuatan
: Pemegang pisau : Memegang pisau pengiris : ST37 : - Penggergajian - Pengeboran - Penyekrapan
6. Poros pisau
Gambar 3.18. Poros Pisau
Nama Fungsi Jenis material Proses pembuatan
: Poros pisau : Sebagai poros dari pemegang pisau : FC30 : - Penggergajian - Pembubutan - Penyekrapan
