KATA PENGANTAR
Puji syukur kami ucapkan kepada Allah SWT, karena berkat rahmat dan karunianya kami dapat menyelesaikan makalah ini sebagai tugas akhir dari mata kuliah Mechanical Design. Tugas ini diperlukan sebagai evaluasi akhir dari teori – teori mata kuliah Mechanical Design yang telah diberikan. Dengan begitu mahasiswa dapat mengetahui secara langsung aplikasinya di lapangan. Ucapan terima kasih kami sampaikan kepada pihak-pihak yang telah membantu sehingga makalah ini dapat terselesaikan, diantaranya dosen pembimbing kami, Pak Jos Istianto, dan pihak lain yang tak dapat kami sebutkan satu persatu. Semoga isi makalah ini dapat berguna bagi pembaca dalam memberikan informasi yang dibutuhkan berkaitan dengan Perancangan Mekanikal. Terima kasih.
Penyusun
1
DAFTAR ISI
Kata Pengantar Daftar Isi
BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Penyusunan 1.2 Ruang Lingkup Masalah 1.3 Metode Pengumpulan Data 1.4 Data dan Asumsi
BAB II PERENCANAAN DAN PEMILIHAN ELEMEN MESIN 2.1 Shaft (poros) 2.2 Bearing (bantalan) 2.3 Chain (rantai)
BAB III PENUTUP 3.1 Analisa 3.2 Kesimpulan
Lampiran Daftar Pustaka
2
BAB I PENDAHULUAN 1.1
Latar Belakang Penyusunan
Pada umumnya didalam aktivitas perkuliahan setiap hari, seorang dosen memberikan sebuah teori kepada para mahasiswa. Sehingga apa yang diperoleh para mahasiswa hanyalah terbatas pada apa yang disampaikan dosen pada saat perkuliahan dan mungkin beberapa tambahan pengetahuan karena keaktifan mahasiswa dalam membaca buku diluar jam perkuliahan. Hal inilah yang nantinya akan berdampak pada kualitas para mahasiswa dalam menyelesaikan suatu permasalahan engineering yang akan terlihat pada waktu yang akan datang. Apalagi seperti yang kita ketahui, bahwa sekarang ini persaingan dunia kerja semakin ketat dan juga
semakin pesatnya perkembangan teknologi menuntut
adanya kualitas sumber daya manusia yang mampu bersaing dengan lulusan universitas dalam dan luar negeri. Oleh karena beberapa hal tersebut diatas, maka diperlukan peningkatan kualitas para lulusan sarjana yang nantinya diharapkan mampu bersaing didalam dunia kerja. Salah satu cara peningkatan kualitas lulusan sarjana, khususnya sarjana Teknik adalah dengan mengaplikasikan teori-teori yang diberikan dalam perkuliahan untuk menyelesaikan permasalahan dalam kehidupan sehari-hari. Dan salah satu contoh aplikasi teori yang diperoleh dari perkuliahan adalah laporan yang telah kami susun dalam makalah ini. Sehingga dengan adanya pengenalan mahasiswa dalam pengaplikasian teoriteori yang mereka peroleh secara tidak langsung akan memberikan pengalaman serta kemampuan kepada mahasiswa dalam memecahkan suatu permasalahan nyata dalam kehidupan sehari-hari yang sesuai dengan bidang keahlian mereka masing-masing. Dengan semakin meningkatnya kemampuan mahasiswa dalam memecahkan suatu pemasalahan maka secara tidak langsung akan meningkatkan pula kualitas sumber daya manusia yang diharapkan para lulusannya mampu bersaing dalam dunia kerja seiring dengan kemajuan teknologi yang semakin pesat.
3
1.2
Ruang Lingkup Masalah
Pada makalah yang kami susun ini pembahasan dititik beratkan pada permasalahan yang terdapat pada sepeda motor yang berjenis Honda Sport 160cc ( Mega Pro ). Kemudian dari sepeda motor Honda sport tersebut, pembahasan kami titikberatkan pada perhitungan tiga komponen yang terdapat pada roda belakang sepeda motor Honda Mega Pro. Ketiga komponen yang kami bahas adalah poros ( shaft ), Rantai ( chain ), dan juga bantalan ( bearing ). Kemudian dari dari poros (shaft) dilakukan perhitungan mengenai gaya-gaya yang bekerja dengan beberapa kondisi asumsi, jenis material yang dipakai sebagai bahan poros, momen aksial, dan beberapa perhitungan yang lainnya. Pada rantai (chain) dilakukan perhitungan mengenai kecepatan sudut pada sprocket, perbandingan variasi kecepatan, dan juga pemilihan rantai rol. Kemudian pada bearing dilakukan perhitungan mengenai masa pakai bearing, beban dinamik, serta faktor kecepatan.
1.3
Metode Pengumpulan Data
Pada makalah yang kami susun ini, perhitungan dimulai dengan pengumpulan data-data yang dibutuhkan dalam perhitungan ketiga komponen tersebut. Untuk mendapatkan hasil perhitungan yang akurat dan maksimal, kami melakukan beberapa metode pengumpulan data yang antara lain tersebut dibawah ini : ( i ) Pengukuran langsung pada benda yang akan dilakukan perhitungan. Pada shaft dilakukan pengukuran pada panjang dan diameter. Pada rantai dilakukan pengukuran pada pitch, panjang rantai (jumlah pitch), diameter roller. Pada bearing dilakukan pengukuran pada diameter lingkaran dalam sampai lingkaran terluar. ( ii ) Mengumpulkan data yang terdapat pada buku referensi. Pada metode ini kami menggunakan beberapa buku referensi, antara lain : buku Hamrock, buku Sularso, dan beberapa buku lainnya.
4
( iii ) Metode polling. Metode ini kami lakukan dalam memperoleh data berat rata-rata dari tiap orang yang nantinya dipakai untuk perhitungan beban sepeda motor.
1.4
Data Dan Asumsi
Spesifikasi Teknis Panjang X lebar X tinggi Jarak sumbu roda Jarak terendah ke tanah Berat kosong Tipe rangka Tipe suspensi depan
2.033 x 754 x 1.062 mm 1.281 mm 149 mm 114 kg Pola Berlian Teleskopik Lengan ayun dan peredam kejut dapat disetel pada 5 Tipe suspensi belakang posisi Ukuran ban depan 2,75 - 18 - 42P Ukuran ban belakang 3,00 - 18 - 47P Rem depan Tipe cakram hidrolik, dengan piston ganda Rem belakang Tromol Kapasitas tangki bahan bakar 12,4 liter (cadangan 2,3 liter) Tipe mesin 4 Langkah OHC, pendinginan udara Diameter x langkah 63,5 x 49,5 mm Volume langkah 156,7 cc Perbandingan kompresi 9,0 : 1 Daya maksimum 13,8 PS / 8.500 RPM Torsi maksimum 1,3 kgf.m / 6.500 RPM Kapasitas minyak pelumas mesin 0,9 liter pada penggantian periodik Kopling Manual, tipe basah dan pelat majemuk Gigi transmsi 5 kecepatan, bertautan tetap Pola pengoperan gigi 1-N-2-3-4-5 Starter Pedal dan elektrik Aki 12 V - 5 Ah Busi ND X 24 EP-U9 / NGK DP8EA-9 Sistem pengapian CDI-DC, Baterai Jenis rantai mesin Silent chain 51,4 km / liter pada kecepatan 50 km/jam (standard Konsumsi bahan bakar pabrik) Sumber : www.astra-honda.com
5
Simplifikasi dilakukan dengan menganggap motor sebagai suatu rigid body yang ditopang oleh roda sebagai tumpuan.
Penyederhanaan dari body motor
Front
Front
Roda yang menopang motor diasumsikan sebagai tumpuan rol
Dalam perancangan poros roda belakang diambil kondisi ekstrim pada saat roda motor depan terangkat sebesar 45º sehingga motor hanya bertumpu pada roda belakang. Dalam perhitungan, kami mengasumsikan bahwa sepeda motor sedang dinaiki oleh dua orang yang beratnya masing-masing adalah 60 kg (data didapat dari hasil poling terhadap 20 orang penghuni asrama UI Depok).
6
Dalam perhitungan beban yang mengenai poros, berasal dari besarnya reaksi tumpuan yang ada pada roda akibat beban motor (berat kosong motor ditambah berat bahan bakar) dan beban penumpang. Nilai reaksi tumpuan ini kemudian dikalikan dengan sudut kemiringan motor dan kemiringan shock-absorber sehingga dihasilkan beban pada shock-absorber. Beban inilah yang kemudian dibagi menjadi dua sebagai beban yang mengenai poros. Karena shock-absorber memiliki kemiringan terhadap poros, maka gaya/beban ini diuraikan dalam arah x dan y. Dalam penghitungan bearing, beban maksimal yang digunakan adalah resultan dari reaksi tumpuan terbesar yang dihasilkan pada perhitungan sebelumnya. Bearing hanya dihitung untuk bearing yang terkena gaya yang terbesar saja. Pemilihan bearing didasarkan pada katalog SKF. Untuk perhitungan rantai, dipakai data sebagai berikut; z1 = Jumlah gigi sproket kecil = 12 z2 = Jumlah gigi sproket besar = 44 ω1= Kecepatan sudut sproket kecil = Torsi maximum = 6.500 rpm Jarak sumbu kedua sproket telah diketahui sebesar ≈ 530 mm.
7
BAB II DASAR TEORI
A. Poros (Shaft) Poros (Shaft) merupakan salah satu elemen pada mesin yang berputar maupun tetap(stationary) yang biasanya mempunyai bentuk silinder dengan penampang melingkar (diameter) yang lebih kecil dari pada panjangnya dan merupakan tempat bagi elemen lain ditempatkan (mounted) disana, seperti elemen transmisi daya; roda gigi (gear), pulley, belt, rantai (chain), flywheels, sprocket dan juga bentalan bearing (laher).
Poros roda belakang honda-megapro
Beban yang terjadi pada poros dapat berupa bending, tranverse, torsi, dan juga beban axial (tarik-tekan). Dalam mendesain poros, beberapa faktor yang harus diperhatikan yaitu faktor kekuatan dengan menggunakan pandekatan yield atau fatigue sebagai kriterianya; defleksi; dan juga critical speed dari poros yang akan kita disain.
Beberapa mesin elemen yang digabungkan( mounted) di poros menghasilkan beban pada arah transversal (tegak lurus terhadap sumbu poros). Oleh karena itu, bending moment terjadi di poros. Poros yang “membawa” satu atau lebih elemen mesin
8
yang lain harus didukung (ditumpu) oleh bearings. Untuk kepentingan desain, maka bearing tersebut harus mampu menahan batas maximum dari bending yang terjadi pada poros.
Desain poros kali ini, kelompok kami menghitung poros roda belakang dari motor honda-MegaPro 160 cc dengan spesifikasi terlampir pada bagian perhitungan poros. Poros pada roda belakang ini hanya berfungsi untuk menahan beban yang terjadi pada motor dan tidak mengalami perputaran. Atau dengan kata lain merupakan jenis stationary shaft, sehingga tidak mengalami beban torsi, dan juga kami mengabaikan critical speed.
Dalam melakukan perhitungan kali ini prosedur umum yang kami gunakan yaitu: 1. Membuat free body diagram dari model beban yang sudah disimplifikasi dari keadaan real
2. Menggambar bending moment diagram dalam arah x-y dan x-z, dan mencari resultan dari gaya tersebut yang terjadi pada seluruh bagian poros Untuk perhitungan bending digunakan persamaan
x
Mc I
Persamaan 2(persamaan 11.2 buku hamrock hal 428)
dengan :
σx : bending moment (N/m2) M : moment maksimum (Nm) c : jarak dari sumbu netral poros ke bagian terluar (jari-jari) (m) I : inersia dari poros (m4)
Inersia dari poros yang berbentuk poros dapat dihitung dengan persamaan
I
d 4 64
persamaan 2(persamaan 11.4 buku hamrock hal 428) d : diameter poros (m)
9
Selanjutnya dapat dihitung principal normal stress yang terjadi pada poros dengan : 2
2 1, 2 x x xy 2 2 persamaan 3(persamaan 11.7 buku hamrock hal. 428)
dengan : σ1 = bending maksimum (Pa) σ2 = bending minimum (Pa) σx = bending yang terjadi dari persamaan 1 (Pa) τxy = tegangan geser (Pa)
3. Mencari bahan yang digunakan dalam poros menggunakan analisa prediksi kegagalan DET , karena pada umumnya bahan yang digunakan sebagai poros yaitu bahan yang memiliki sifat ductile (metal).
Poros biasanya terbuat dari baja batang yang ditarik dingin dan kemudian dilakukan finishing agar mencapai kekuatan maksimum bahan, baja karbon konstruksi mesin yang dihasilkan dari baja yang dioksidasikan dengan ferrosilikon dan dicor; kadar karbonnya terjamin. Meskipun demikian, bahan poros jenis ini masih dapat mengalami deformasi karena tegangan yang kurang seimbang; misalnya jika diberi alur pasak. Tetapi permukaan dingin membuat material bertambah keras dan kuat.
Poros yang digunakan untuk meneruskan putaran yang tinggi dan beban yang berat umumnya dibuat dari baja paduan dengan pengerasan yang tahan terhadap keausan. Sekalipun demikian pemakaian bahan poros dengan baja paduan khusus tidak selalu dianjurkan jika hanya karena alasan putaran tinggi dan juga beban yang berat. Dalam hal seperti ini, perlu digunakan baja dengan perlakuan panas yang sesuai untuk memperoleh kekuatan yang dibutuhkan.
10
Bahan yang ingin dicari tahu didapatkan dari besarnya yield strength (Sy) dari bahan tersebut dan kemudian mencocokkan nilainya dengan nilai yang terdapat di tabel material.
Besarnya Sy suatu bahan dapat diketahui dengan menggunakan persamaan:
d3
32ns S y
M2 3 T2 4
Persamaan 4(persamaan 11.13 buku hammrock 429) Dengan : ns
: safety factor
Sy
: yield strength (Pa)
M
: Moment (Nm)
T
: Torsi ( Nm)
Selanjutnya, untuk analisa terhadap beban dinamis (cycles loading) dapat digunakan persamaan 1
32 n s d S y
2
S S M m y K f M a Tm y K fs Ta Se Se
2
3
Persamaan 4 (persamaan 11.35 buku hamrock hal 435)
d
: diameter minimum untuk menahan beban dinamis (m)
ns
: safety factor
Sy
: Yield Strength (Pa)
Mm
: Momen mean (rata-rata dari beban dinamis) (Nm)
Se
: Endurance limit of material (Pa)
Kf
: Fatigue stress consentration factor
Ma
: Momen alternating (Nm)
11
Tm
: Torsi mean (rata-rata) (Nm)
Ta
: Torsi alternating (Nm)
B. Bearing ( Ball Bearing ) Bearing adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga putaran atau gerakan bolak-baliknya dapat berlangsung secar halus, aman, dan mempunyai masa pakai yang lama. Bearing harus cukup kokoh untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan baik. Jika bearing tidak berfungsi dengan baik maka kinerja seluruh sistem juga akan menurun atau tak dapat bekerja dengan semestinya. Jadi, bearing dalam permesinan dapat disamakan peranannya dengan pondasi pada sebuah bangunan.
Klasifikasi Bearing Bearing dapat diklasifikasikan sebagai berikut : (1). Atas dasar gerakan bearing terhadap poros a. Bearing luncur. Pada bearing jenis ini terjadi gesekan luncur antara poros dan bearing karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan bearig dengan perantaraan lapisan pelumas. b. Bearing Gelinding (ball bearing). Pada bearing ini terjadi gesekan gelinding antara bagian yang berputar dengan yang diam melalui elemen gelinding seperti bola, rol jarum, dan rol bulat. (2) Atas dasar arah beban terhadap poros a. Bearing radial. Arah beban yang ditumpu bearing ini adalah tegak lurus sumbu poros. b. Bearing aksial. Arah beban bearing ini sejajar dengan sumbu poros. c. Bearing gelinding khusus. Bearing ini dapat menumpu beban yang arahnya sejajar dan tegak lurus sumbu poros.
Pada tugas akhir ini akan menitikberatkan pada bearing gelinding ( ball bearing ).
Bantalan gelinding mempunyai keuntungan dari gesekan gelinding yang sangat kecil dibandingkan dengan bantalan luncur. Pada bearing jenis ini elemen bola dipasang diantara cincin luar dan cicnin dalam. Dengan memutar salah satu cincin tersebut, bola
12
akan membuat gerakan gelinding sehingga gesekan di antaranya akan jauh lebih kecil. Untuk bola, ketelitian tinggi dalam bentuk dan ukuran merupakan keharusan. Karena luas bidang kontak antara bola dengan cincinnya sangat kecil maka besarnya beban persatuan luas atau tekanannya menjadi sangat tinggi. Dengan demikian bahan yang dipakai harus mempunyai ketahanan dan kekerasan yang tinggi.
Kelakuan Pada Bantalan Gelinding Diameter poros d (mm) dikalikan dengan putaran per menit n (rpm) disebut harga d.n. Harga ini untuk suatu bantalan mempunyai batas empiris yang besarnya tergantung pada macmnya dan cara pelumasannya. Bantalan bola alur dan bantalan bola sudut serta bantalan rol silinder pada umumnya dipakai untuk putaran tinggi; bantalan rol kerucut untuk putaran sedang; bantalan aksial untuk putaran rendah. Untuk bantalan yang diameter dalamnya dibawah 10 mm, atau lebih dari 200mm, terdapat harga-harga yang lebih rendah. Dalam hal pelumasan dengan gemuk, harga-harga batas tersebut adalah untuk umur gemuk 1000 jam.
Nomor Nominal Bantalan Gelinding Ukuran utama bantalan gelinding adalah diameter lubang, diameter luar, lebar, dan lengkungan sudut. Pada umumnya, diameter lubang diambil sebagai patokan dengan diameter luar dan dalam digabungkan. Nomor nominal bantalan gelinding terdiri dari nomor dasar dan pelengkap. Nomor dasar yang terdapat merupakan lambing jenis, lambing ukuran( lambing lebar, diameter luar), nomor diameter lubang, dan lambing sudut kontak. Lambang-lambang pelengkap meliputi lambang sangkar, lambang sekat, bentuk cincin, pemasangan, kelonggaran, dan kelas. Lambang jenis menyatakan jenis bantalan. Baris tunggal alur dalam diberi tanda 6; rol silinder diberi tanda huruf seperti N, NF, dan NU, yang menyatakan macam kerahnya. Lambang ukuran menyatakan lebar untuk bantalan radial dan tinggi untuk bantalan aksial; dapat juga menyatakan diameter luar dari bantalan-bantalan tersebut. Untuk bantalan roda radial tidak ada lambing lebar. Diameter membesar dalam urutan; 7,8,9,0,1,2,3, dan 4. Lambang diameter luar 0,2, dan 3 umumnya yang banyak dipakai.
13
Lambang diameter luar 0 dan 1 menyatakan jenis beban sangat ringan; 2 jenis beban ringan; 3 jenis beban sedang; dan 4 jenis beban berat. Nomor diameter lubang dinyatakan dengan dua angka. Untuk bantalan yang berdiameter 20-500 mm, kalikanlah dua angka lambang tersebut dengan
5 untuk
mendapatkan diameter lubang yang sebenarnya (dalam mm). Nomor tersebut bertingkat dengan kenaikan sebesar 5mm tiap tingkatannya. Untuk diameter lubang dibawah 20mm, nomor 00 menyatakan 10mm; 01, 12mm; 15mm; dan 03,17mm diameter lubang, Untuk diameter lubang dibawah 10mm, nomor tanda sama dengan diameter lubangnya.
Kapasitas Nominal Bantalan Gelinding Ada dua macam kapasitas nominal, yaitu kapasitas nominal dinamis spesifik dan kapasitas nominal statis spesifik. Misalkan sejumlah bantalan membawa beban tanpa variasi dalam arah yang tetap. Jika bantalan tersebut adalah bantalan radial, maka bebannya adalah radial murni, Cincin luar diam dan cincin dalam berputar. Jika bantalan tersebut adalah bantalan aksial, maka kondisi kondisi bebannya adalah aksial murni, satu cincin diam dan cincin yang lain berputar. Jumlah putaran adalah 1.000.000 (atau 33.3 rpm selama 500 jam).
14
Setelah menjalani putaran tersebut, jika 90% dari jumlah bantalan tersebut tidak menunjukkan kerusakan karena kelelahan oleh beban gelinding pada cincin atau elemen gelindingnya, maka besarnya beban terse x 3.647 Dbut dinamakan kapasitas nominal dinamis spesifik dan umur yang bersangkutan disebut umur nominal. Jika bantalan membawa beban dalam keadaan diam dan pada titik kontak yang menerima tegangan maksimim besarnya deformsi permanen pada elemen gelinding ditambah besarnya deformasi cincin menjadi 0.0001 kali diameter elemen gelinding, maka beban tersebut dinamakan kapasitas nominal statis spesifik. Kedua macam beban diatas merupakan factor dasar yang pertama dalam pemilihan bantalan. Untuk menghitung besarnya kapasitas nominal dinamis spesifik dapat dihitung dengan rumus sebagai berikut :
Untuk diameter bola kurang dari atau sama dengan 25.4 mm C = fc( i cos )0 ,7 Z2/3Da1,8
Untuk diameter bola lebih dari 25.4 mm C =fc ( i cos )0 ,7 Z2/3 x 3.647 Da 1,4
Untuk bantalan rol C = fc ( ila cos ) 7/9 Z3/4 Da29/27
Dimana : C
= kapasitas nominal spesifik
i
= Jumlah baris bola dalam satu bantalan
= Sudut kontak nominal
Z
= Jumlah bola dalam tiap baris
Da
= Diameter bola
fc
= Faktor yang besarnya tergantung pada jenis, kelas ketelitian, dan bahan bagian-bagian bantalan
la
= Panjang efektif rol
Perhitungan Umur Bearing
15
Umur nominal L ( 90% dari jumlah sample, setelah berputar satu juta putaran, tidak memperlihatkan kerusakan karena kelelahan gelinding ) dapat ditentukan sebagai berikut:
Jika C (kg) menyatakan beban nominal dinamis spesifik dan P (kg) beban ekivalen dinamis, maka factor kecepatan fn adalah ;
1 .3
33.3 Untuk bantalan bola fn = n
33.3 Untuk bantalan rol, fn = n
3 / 10
Faktor umur adalah : Untuk kedua bantalan, fn = fn
C P
Umur nominal Lh adalah : Untuk bantalan bola, Lh = 500 f3h Untuk bantalan rol,
Lh = 500 f10/3h
Dengan bertambah panjangnya umur karena adanya perbaikan besar dalam mutu bahan dan arena tuntutan keandalan yang lebih tinggi, maka bantalan modern direncanakan dengan Lh yang dikalikan dengan factor koreksi. Jika Ln menyatakan keandalan umur (100-n)(%), maka :
Ln = a1.a2.a3.Lh Dimana : a 1 = Faktor keandalan; a1 : 1 jika keandalan 90% dipakai seperti biasanya, atau 0.21 bila keandalan 99% dipakai. a2 = Faktor bahan. a2 : 1 untuk bahan bantalan yang dicairkan secara terbuka, dan kurang lebih = 3 untuk baja bantalan de-gas hampa.
16
a3 = Faktor kerja. a3 = 1 untuk kondisi kerja normal, dan kurang dari satu untuk hal-hal berikut :
i. Bantalan bola, dengan pelumasan minyak berviskositas 13 cSt atau kurang. ii. Bantalan rol, dengan pelumasan minyak berviskositas 20 cSt atau kurang. iii. Kecepatan rendah, yang besarnya sama dengan atau kurang dari 1000 rpm dibagi diameter jarak bagi elemen gelinding.
Faktor Beban fw 1. Untuk putaran halus tanpa beban tumbukan (motor listrik) Fw =1 – 1.1 2. Untuk kerja biasa ( roda gigi reduksi, roda kereta ) Fw = 1.1 – 1.3 3. Untuk kerja dengan tumbukan ( penggiling rol, alat-alat besar ) Fw = 1.2 – 1.5 Jika beban maksimum dapat ditetapkan, maka fw dapat diambil sama dengan 1. Beban Rata-rata Pm
Pm=
p
t1 n1 P1 p .... t n n n Pp np (t1 ... t n )n m
nm = (t1n1+….+tnnn)/(t1+…+tn) Jika frekuensi masing-masing putaran dinyatakan sebagai t1/∑t = 1, t2/∑t = 2, dan seterusnya, maka :
Pm =
p
1n1 P1 p ... n nn pnp nm
Bila putaran tetap, maka
17
Pm =
p
1 P1 p ... n Pnp
Dimana p = 3 untuk bantalan bola, dan 10/3 untuk bantalan rol. Harga p = 3 diatas diperoleh dari percobaan, sedangkan harga 10/3 ditetapkan atas dasar studi oleh banyak peneliti.
C. Roller Chain (Rantai) Roller chain (rantai) merupakan komponen mesin yang digunakan untuk meneruskan power (daya) dari mesin melalui perputaran sprocket pada saat yang sama. Rantai mengait pada gigi sprocket dan meneruskan daya tanpa slip; jadi menjamin putaran daya yang tetap. Rantai sebagai penerus daya mempunya keuntungan keuntungan seperti: mampu meneruskan daya yang besar karena memiliki kekuatan yang besar, memiliki keausan kecil pada bantalan, dan mudah untuk memasangnya.. Roller chain juga mempunyai efisiensi yang tinggi sehingga bagus digunakan dalam komponen mesin.
Dipihak lain, rantai juga memiliki kekurangan, yaitu; variasi kecepatan yang tidak dapat dihindari karena lintasan busur pada sprocket yang mengait mata rantai, suara dan juga getaran yang ditimbulkan karena tumnukan antara mata rantai dan kaki-kaki sprocket, dan juga perpanjangan rantai karena keausan pena dan bus yang diakibatkan gesekan yang terjadi pada sprocket.
18
Pada umumnya rantai terbagi atas dua jenis; rantai rol (roler chain), dan rantai gigi (gear chain). Pada perhitungan kali ini, kelompok kami melakukan perhitungan pada rantai motor honda mega pro 160 cc yang merupakan bentuk roler chain rangkaian tunggal. Rantai jenis ini biasanya dipakai bila diperlukan transmisi yang positif( tanpa slip) dengan kecepatan mencapai 600 m/min, tanpa pembatasan bunyi dan juga harga yang murah. Pada roller chain ini sangat berhubungan dengan komponen sprocket. Sehingga untuk menghitung panjang jarak pusat sprocket besar dengan sprocket kecil dapat digunakan dengan data-data yang diperoleh pada roller chain. Kemudian begitu juga sebaliknya, untuk menghitung panjang rantai (chain length) diperlukan data-data dari sprocket. Panjang ranrai (chain length) dapat dihitung dengan rumus :
L 2Cd N1 N 2 ( N 2 N 1) 2 Pt Pt 2 Cd 4 2 Pt (persamaan 18.26 buku hamrock halaman 851)
dengan : L
= Chain length (m)
Cd = Center distance (m) N1 = Jumlah gigi sprocket kecil N2
= Jumlah gigi sprocket besar
Pt
= Pitch
Salah satu faktor penting yang mempengaruhi kelicinan pada saat pengoperasian roller chain, khususnya pada kecepatan yang tinggi adalah Chordal Rise yang dapat dicari dengan rumus :
rc = r cos r
19
persamaan 18.23 buku hamrock hal 851
sehingga
∆r = r- rc = r ( 1- cos r ) = r [ 1 – cos (
180 )] N
persamaan 18.24 buku hamrock hal 851
Kemudian dengan menggunakan hubungan antara sprocket dan roller chain dapat dihitung jarak antara pusat sprocket besar (belakang) dengan pusat sprocket kecil (pada mesin) atau biasa disebut Center Distance. Besarnya nilai center distance dapat dihitung dengan rumus :
Cd A Pt
A2
B2 2
persamaan 18.23 buku hamrock hal 851
Dimana : A=
L N1 N 2 Pt 2
B=
N 2 N1 2
Untuk mencari nilai center distance, pada umumnya direkomendasikan nilai
Cd berada Pt
diantara 30 dan 50 pitch.
Kemudian pada rantai juga dapat diukur besarnya kecepatan dengan menggunakan rumus :
U1 =
N a1 D1 12
U1 =
;
N a1 Pt N 12
persamaan 18.30;18.31 buku hamrock hal 852 Dimana : Na1 = Speed of member 1, rpm Daya yang dibutuhkan untuk menggerakkan sprocket pada rantai dapat dihitung dengan menggunakan persamaan
h pr h p a1 a 2 persamaan 18.32 buku hamrock hal 852 dengan : hp
: daya yang ditransmisikan (dapat dilihat pada tabel 18.11 buku hamrock hal 853)
a1
: service faktor (dapat dilihat pada tabel 18.12 buku hamrock hal 854)
a2
: multiple strand factor (dapat dilihat pada tabel 18.13 buku hamrock hal 854)
21
BAB III PERENCANAAN DAN PEMILIHAN ELEMEN MESIN
A. Perhitungan Poros ( Shaft ) 480 N pada masing masing shock breaker 30° Gambar dari samping
RBx dan RCx RBy Dan RCy Fy
480 N
30° D Fx RCx Fy RBx
C
480 N
30° B RCy A
Fx RBy
Gaya pada Shock-Absorber diuraikan dalam arah x dan y Fy Fy = 480 Cos 30o = 415,692 N
FR = 480 N 30°
22
Fx = 480 Cos 60o = 240 N
Fx
Gaya-gaya yang Bekerja pada Poros dalam Arah y
415,692 N
415,692 N
A
B
C
0,048
D
0,0605
RBy
0,052
0.6285 m
RCy
F x 0 F y 0 831,384 – RBy – RCy = 0 RBy + RCy = 831,384 N M B 0 415,692 ( 0,048 ) - RCy ( 0,0605 ) + 415,692 ( 0,1125 ) = 0 RBy = 388,208 N RCy = 443,176 N
Gaya-gaya Dalam 1). Ruas A-B ( 0 x 0,048 ) 415,692 N
V
A
N M X
F x 0 F y 0 415,692 + V = 0 V = - 415,692 N M X 0
23
415,692 x + M = 0 M = - 415,692 x
2). Ruas B-C ( 0,048 x 0,1085 ) 415,692N
V B
A
N
RBy
M
x
Fx 0 F y 0 415,692 – 388,208 + V = 0 V = - 27,484N M X 0 415,692 x – 388,208 ( x – 0,048 ) + M = 0 M = - 27,484 x -18,6339
3). Ruas C-D ( 0,1085 x 0.1605 ) 415,692 N
V M
A
C
B
N
RAy
RBy x
F x 0 F y 0 415,692 – 388,208 – 443,176 + V = 0 V = 415,692 N M X 0
24
415,692 x – 388,208 ( x – 0,048 ) – 443,176 ( x – 0,1085) + M = 0 M = 415,692 x – 66,7185
Diagram V dan M
Diagram V 1500 1000 500 0 -500 -1000 -1500
Diagram M 0
0
0
-10 -20 -30 -40 -50 -60 -70
-72.96
-80 -90
-94.17
-100
Gaya-gaya yang Bekerja pada Poros dalam Arah x
240 N
A
240 N
B
C
D
0,048
0,0605
RBx
0,052
0.6285 m
RCx
F x 0 F y 0 480 – RBx – RCx = 0 RBx + RCx = 480 N M B 0 240 ( 0,048 ) - RCy ( 0,0605 ) + 240 (0,1125 ) = 0 RBx = 255,867 N RCx = 224,133 N
Gaya-gaya Dalam 1). Ruas A-B ( 0 x 0,048 ) 240 N
V
A
N M X
F x 0 F y 0 240 + V = 0 V = - 240 N M X 0 240 x + M = 0 M = -240 x
2). Ruas B-C ( 0,048 x 0,1085 ) 240 N
V
B A
N
RBx
M
26
x
F x 0 F y 0 240 – 224,133 + V = 0 V = - 15,867 N M X 0 240 x – 224,133 ( x – 0,048 ) + M = 0 M = - 15,867 x – 10,75838
3). Ruas C-D ( 0,1085 x 0.1605 ) 240 N
V M
A
C
B
N
RAy
RBy x
Fx 0 F y 0 240 – 224,133 – 255,867 + V = 0 V = 271,734 N M X 0 240 x – 224,133 ( x – 0,048 ) – 255,167 ( x – 0,1085 ) + M = 0 M = 239,3 x – 38,444
Diagram V dan M
27
Diagram V 800 600 400 200 0 -200 -400 -600 -800
Diagram M 0
0
0
-5 -10 -15 -20 -25 -30 -34.074
-35 -40 -43.966
-45 -50
Perhitungan untuk Bahan Poros yang Digunakan
Mmax = =
2
Mx My
2
12,472 21,6162
= 47.077,99236 = 14,73 N.m
ns ( nilai safety factor )
28
Berdasarkan tabel 1.1 dan 1.2 buku “ Fundamental of Machine Element” karangan B.J Hamrock. Nilai A : good alat-alat manufakturnya sudah modern, bahan pembuatnya sudah teruji dengan baik. B : fair
pada saat pemakaian, tidak dapat mengatur berapa beban yang ada.
C : fair analisa untuk beban dan stress telah dilakukan dengan pengumpulan data yang benar. → nsx = 2,3 Nilai D : very serious Berhubungan dengan nyawa pengguna. Menyangkut dana yang tidak kecil, baik untuk
E : serious
perbaikan maupun pembuatan. → nsy = 1,5 ns = nsx . nsy = 2,3 . 1,5 = 3,45 Berdasarkan Pengukuran d poros = 15 mm = 0,015 m Mmax = 14,73 N.m Dengan Menggunakan DET ( Distortion Energy Theory ) 1
d poros
32ns S y
Sy
32n s d 3
=
M max
2
3 3 T2 4
3 2 M max T 2 4
323,45 0,0153
14,732 3 02 4
= 153.372.737,9 Pa = 153,3727379 MPa
29
Berdasarkan Tabel Sifat-sifat bahan, bahan yang memiliki nilai Sy yang mendekati nilai Sy di atas adalah Steel Alloy 4140 (AISI 4140/SCM 4)yang dinormalisasi pada suhu 870º C yang mempunyai nilai Sy = 1570 MPa. Bahan ini, menurut tabel 1.2 dalam buku “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Komponen Mesin” karangan Sularso merupakan salah satu bahan yang biasa digunakan dalam pembuatan poros. Principal Stress max
M max y 14,73 7,5.10 3 waqa I 3 4 15.10 64
= 44.455.866,06 Pa = 44,45586606 MPa max
Tc 0 T 0 (poros tidak mengalami beban torsi; T=0) J
Principal Stress 2
1, 2
max max max 2 2 2
44,45586606 44,4586606 0 2 2 = 22,22793303 ± 22,22793303
1 22,22793303 22,22793303 0 MPa 2 22,22793303 22,22793303 44,45586606 MPa Defleksi Untuk arah y Persamaan momen untuk AB M AB 141,25 x 105,45
y
1 EI
M
=
1 EI
141,25x 105,45dx
AB
dx
30
=
1 70,625x 2 105,45x C1 dx EI
=
1 23,5417 x 3 52,275 x 2 C1 x C 2 EI
Boundary Condition
y 0 x 0,08
y 0 x 0.23
Menghasilkan
C1 = 14,5155
C2 = -0,8358
Persamaan Defleksi pada AB untuk arah y y
1 23,5417 x 3 52,725 x 2 14,5155x 0,8358 EI
Untuk arah x Persamaan momen untuk AB M AB 65,9496x 49,2424
y
1 EI
M
=
1 EI
65,9496x 49,2424dx
=
1 32,9748x 2 49,2424 x C1 dx EI
=
1 10,9916 x 3 24,6212 x 2 C1 x C 2 EI
AB
dx
Boundary Condition
y 0 x 0,08
y 0 x 0.23
Menghasilkan
C1 = 6,7788
C2 = -0,3904
31
Persamaan Defleksi pada AB untuk arah x y
1 10,9916 x 3 24,6212 x 2 6,7788x 0,3904 EI
Diameter Shaft untuk Beban Dinamis (Berdasarkan Fatique) 1 0MPa Minimum stress
2 326,71MPa Maximum stress Mean Stress
m
2 1 326,71 0 163,355MPa 2 2
Alternating Stress Maximum
amax 2 m 326,71 163,355 163,355MPa Moment alternating maximum dan Moment mean
m a M m M amax =
.I y
163,355.10 6.2,354.10 9 7,4.10 3
= 51,96 N.m Asumsi kemiringan dari lubang/ gelombang jalan yang dilalui oleh motor adalah 12º Sehingga Momen Alternating (Ma) = Ma max . sin(12º) = 51,96 . sin(12º) = 10,803 Nm
Dengan Menggunakan DET, 1
32n s d S y
2
S S 3 M m y K f M a Tm y K fsTa Se 4 Se
2
3
Dengan Se = kf . ks . kr . Se’
32
kf = 0,2
Berdasarkan Grafik 7.7 buku “Fundamentals of Machine Elements” karangan B.J Hamrock dkk.
ks = 1,189(d)
-0,112
= 1,189(15)-0,112 = 0,8779
kr = 0,87 (asumsi kepercayaan 90%) Se’ = 0,5.Sut = 860.106 Pa Semua nilai di atas didapat dari Hamrock chapter 7 dan Tabel material, dan nilai Sut dari bahan adalah 1720 MPa (Callister, Jr. William D.2003.Materials Science and Engineering an Introduction 6th Edition.Utah : John Wiley & Sons, Inc.) → Se = kf . ks . kr . Se’ =0,2 . 0,8779 . 0,87 . 860 . 10 6 = 131,3 . 106 Pa
1
32.3,075 d 6 1570.10
2
Sy 1570.10 6 3 51,96 1.10,803 0 K fs 0 6 4 Se 131,3.10
2
3
= 0,01534 m = 15,34 mm
Koreksi terhadap nilai S e, masukkan kembali nilai d yang didapat untuk mendapatkan faktor ukuran (Ks), ks = 1,189(15,34)-0.112 = 0,875 Se = 0,2 . 0,875 .0,87 . 860 . 10 6 = 130,935 . 106 Pa
1
32.3,075 d 6 1570.10 = 0,01536 m
2
Sy 1570.106 3 51,96 1.10,803 0 K fs 0 6 4 Se 130,935.10
2
3
= 15,36 mm
Sehingga diameter minimum untuk menahan beban dinamis 15,36 mm.
33
B. Perhitungan Bearing Beban maksimal pada Bearing ; Fr = 1454,98 N Fa = 0 N Jari-jari roda belakang ; R = 30 cm Kecepatan ; - untuk jalan lurus yang kondisinya baik ; v1 = 80 km/jam ; q1 = 0,4 - untuk jalanyang rusak ;
v2 = 30 km/jam ; q2 = 0,3
- untuk tikungan ;
v3 = 20 km/jam ; q3 = 0,3
(data didapat dari hasil poling 20 mahasiswa yang menggunakan sepeda motor) Kecepatan sudut 2R v 1000 60 x1000 3600
2652,45
v R
80 707,355rpm 300
1 2652,45
30 265,258rpm 300
2 2652,45
20 176,839rpm 300
3 2652,45
Faktor beban
fw1 = 1
→ pada saat kerja halus, tanpa beban tumbukan
fw2 = 1,3
→ pada saat kerja biasa
fw3 = 1,5
→ untuk kerja dengan tumbukan
Berdasarkan Tabel 4.9 Buku “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”, karya Soelarso dan Kiyokatsu Suga.
34
V = 1,2
→ Beban putar ada pada cincin luar dari bearing
X = 1 ; Y = 0 → nilai
Fa e , karena nilai Fa = 0 V .Fr
Beban ekivalen dinamis
Pr XVFr YFa . f w
Pr1 XVFr YFa . f w1 1.1,2.1454,98 0 .1 1745,976 N
Pr 2 XVFr YFa . f w 2 1.1,2.1454,98 0 .1,3 2269,768 N
Pr 3 XVFr YFa . f w3 1.1,2.1454,98 0 .1,5 2618,964 N
Kecepatan sudut rata-rata dan beban rata-rata
m 1q1 2 q2 3 q3 = 707,355.0,4 265,258.0,3 176,839.0,3 = 415,5711rpm 1
1 .q1 .Pr13 2 .q 2 .Pr 2 3 3 .q3 .Pr 3 3 3 Pm m 1
707,36.0,4.1745,9743 265,26.0,3.1271,073 176,84.0,3.1466,623 3 = 415,5177 = 1641,094 N ≈ 164,1094 kg
Untuk bearing roda sepeda motor yang pemakaiannya tidak terus-menerus, menurut Tabel 4.11 buku “Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin” karya Soelarso dan Kiyokatsu Saga, mempunyai umur nominal sebesar 5000-15000 jam. Jadi, bearing yang dipilih harus memiliki umur nominal yang lebih dari atau sama dengan 5000 jam.
Sebagai permisalan, dari katalog SKF dipilih Bearing dengan nomor 6302 yang didasarkan pada diameter shaft yang besarnya 14,8 mm, sehingga didapatkan ;
C ( kapasitas nominal dinamis spesifik )
= 895 kg
C0 ( kapasitas nominal statis spesifik )
= 545 kg
35
Umur Nominal (Lh)
Faktor kecepatan (fn) 1
1
33,3 3 33,3 3 f n 0,4311 415,5711 m
Faktor umur (fh) C 895 f h f n 0,4311 2,35 164,109 Pm
Umur nominal Lh 500 f h
3
= 5002,35
3
= 6498,86 jam
Jadi, umur nominal dari bearing nomor 6203 lebih besar dari 5000 jam, sehingga bearing tersebut dapat dipakai pada sepeda motor Honda MegaPro. Dimensi dari bearing nomor 6203 berdasarkan katalog SKF ;
d b 15mm → diameter dalam
d a 42mm → diameter luar
bw 13mm → tebal bearing
C. Perhitungan Chain (Rantai)
z1 = Jumlah gigi sproket kecil = 12 z2 = Jumlah gigi sproket besar = 44 ω1 = Kecepatan sudut sproket kecil = Torsi maximum = 6.500 rpm ω2 = Kecepatan sudut sproket besar d 1 = Diameter sproket kecil
36
d 2 = Diameter Sproket besar
g r = Gear Ratio
gr
……..Buku Hamrock halaman 850
gr =
N2 N1
gr =
1 2
2 =
1 6.500rpm = = 1772, 56 rpm gr 3,667
d 2 1 z 2 d 1 2 z1
=
44 = 3,667 12
Jadi, kecepatan sudut pada sproket besar adalah 1772, 56 rpm
Perbandingan variasi kecepatan (ε) : -
Sproket besar ε=
=
v max vmin 1 cos( / z ) = 2 sin( / z ) vrata rata 3.14 1 cos(180 / 44) 0,0025 1,57 2 sin(180 / 44) 0,0713
= 0,055
-
Sproket kecil ε=
=
v max vmin 1 cos( / z ) = vrata rata 2 sin( / z )
3.14 1 cos(180 / 12) 0,034 1,57 = 0,2068 2 sin(180 / 12) 0,258
37
Makin besar jumlah gigi sproket, makin kecil perbandingan variasi kecepatannya, yang berarti makin halus jalannya.
…….Buku Soelarso halaman 199
Memilih Rantai Roll
1. Daya yang ditransmisikan P = 13,8 PS = 10, 143 kw Putaran poros ω1 = 6.500 rpm Perbandingan reduksi putaran i =
1 6.500 = = 3,67 1772,56 2
Jarak sumbu sproket C ≈ 530 mm 2. Faktor koreksi Fc = 1,2
……………….Tabel 5.17 buku Soelarso Halaman 196
3. Daya rencana Pd = Fc x P = 1,2 x 10,143 = 12,17 kw
4. Momen rencana T1 = 9,74 x 10 5 x (Pd/ ω1) = 9,74 x 10 5 x (12,17/6500) = 1.823,62 Kg.mm T2 = 9,74 x 10 5 x (Pd/ ω2) = 9,74 x 10 5 x (12,17/1772,56) = 6.978,49 Kg.mm 5. Bahan Poros SCM4 , dengan kekuatan tarik σb = 100 Kg/mm2
38
Sf1= 6 (untuk S-C dengan pengaruh massa, dan baja paduan) ………Buku Soelarso halaman 8 Sf2= 1,3 (pengaruh
konsentrasi
tegangan
akibat
alur
yang
diberikan, kecil) τa =
100 = 12,82 Kg/mm2 (6 x1,3)
Kt = 0,7 Cb = 1,7 6. Diameter poros Sproket kecil : d s1 =
3
5,1 K t C bT a
=
3
5,1 0,7.1,7.1.823,62 = 9,52 mm 10 mm 12,82
=
3
5,1 0,7.1,7.6.978,49 = 14,89 mm 14 mm 12,82
Sproket besar : d s1 =
3
5,1 K t CbT a
………….Tabel 1.7, halaman 9 Soelarso 7. Nomor rantai 40 dengan rangkaian tunggal sementara diambil. P = 12,7 mm Z1 = 12 Fb = 1.950 Kg Fu = 300
Kg
…………..Tabel 5.16 halaman 192. Soelarso
8. Z2 = 44 -
Sproket kecil dp =
12,7 = 49,07 mm sin(180 / 12)
dk = (0,6 + cot(180/12))P = 55,02 mm -
Sproket besar
39
12,7 = 178 mm sin(180 / 44)
Dp =
Dk = (0,6 + cot(180/44))12,7 = 185,19 mm Diameter Naf maksimum -
dB max = 12,7(cot(180/12)-1) – 0,76 = 33,9 mm
-
DB max = 12,7(cot(180/44)-1) – 0,76 = 164,1 mm Diameter Naf kedua sproket cukup untuk diameter poros yang bersangkutan.
9. Kecepatan rantai v =
p.z1 .n1 12,7.12.6500 = = 16,51 m/s 1000 x60 1000x60
10. Beban rencana F
102 Pd 102 x12,7 75,187 Kg v 16,51
11. Faktor keamanan Sf =
1950 25,93 75,187
12. 6 < 25,93…..baik 75,187 < 300….baik 13. Dipilih rantai nomor 40 rangkaian tunggal 14. Panjang rantai (dalam pitch) 2 z1 z 2 z1 z 2 1 2 Cp = L ( z 2 z1 ) 2 L 4 2 2 9,86
= =
2 1 12 44 12 44 2 2 112 112 ( 44 12 ) 4 2 2 9,86
41,68
= 42 pitch
C = 41,68 x 12,7 = 529, 33 mm 16. Cara pelumasan tetes
………………….Tabel 18.11 halaman 853 Hamrock
40
17. Nomor rantai 40, rangkaian tunggal , 112 mata rantai. Jumlah gigi sproket
: 12 dan 44
Diameter poros sproket
: ø 10 mm dan ø 14 mm
Jarak sumbu poros sproket
: 529,33 mm
Pelumasan
: Pelumasan tetes
BAB IV PENUTUP
Analisis Dari perhitungan untuk nilai diameter poros sebenarnya dengan diameter poros untuk beban dinamis terjadi perbedaan. Perbedaan ini kemungkinan disebabkan karena nilai momen alternating yang ”mungkin” tidak sesuai dengan kondisi yang sebenarnya. Pada perhitungan principal stress dengan FEM (Ansys) dihasilkan nilai maksimal
41
sebesar 416.668 MPa. Nilai ini juga berbeda dengan nilai yang dihasilkan dengan perhitungan manual. Perbedaan ini disebabkan karena adanya stress-concentration di titik beban sebagai akibat pemberian beban dilakukan pada satu titik. Untuk bearing dipilih bearing yang sesuai dengan bearing sebenarnya yaitu bearing dengan nomor 6302 yang berjenis single-row, deep-groove ball bearings dengan dimensi :
d b 15mm
→ diameter dalam
d a 42mm
→ diameter luar
bw 13mm
→ tebal bearing
Jenis bearing ini mempunyai umur nominal Lh = 6498,86 jam yang masuk dalam range untuk bearing dengan pemakaian tidak terus-menerus yaitu 5.000 sampai 15.000 jam. Untuk chain dipilih rantai dengan spesifikasi;
Nomor rantai 40, rangkaian tunggal , 112 mata rantai.
Jumlah gigi sproket
: 12 dan 44
Diameter poros pada sproket
: ø 10 mm dan ø 14 mm
Jarak sumbu poros sproket
: 529,33 mm
Pelumasan
: Pelumasan tetes
Yang didasarkan pada tata cara pemilihan rantai dari buku Soelarso.
Kesimpulan Dari perhitungan yang telah dilakukan dihasilkan ; 1. Untuk poros
Diameter untuk beban statis ; d = 14,8mm
Diameter untuk beban dinamis ; d min= 15,36mm
Bahan poros adalah Steel Alloy 4140 (AISI 4140/SCM 4)
Principal Stress ; 326,71MPa
Defleksi Persamaan Defleksi pada AB untuk arah y y
1 23,5417 x 3 52,725 x 2 14,5155x 0,8358 EI
42
Persamaan Defleksi pada AB untuk arah x y
1 10,9916 x 3 24,6212 x 2 6,7788x 0,3904 EI
2. Untuk Bearing; dipilih berdasarkan katalog SKF, bearing dengan nomor 6302 yang berjenis single-row, deep-groove ball bearings dengan dimensi :
d b 15mm
→ diameter dalam
d a 42mm
→ diameter luar
bw 13mm
→ tebal bearing
Dengan umur nominal ; Lh = 6498,86 jam 3. Untuk Rantai; dipilih
Nomor rantai 40, rangkaian tunggal , 112 mata rantai.
Jumlah gigi sproket
: 12 dan 44
Diameter poros pada sproket
: ø 10 mm dan ø 14 mm
Jarak sumbu poros sproket
: 529,33 mm
Pelumasan
: Pelumasan tetes
43
Gambar 1
Gambar 2 Gambar 1 dan 2 merupakan hasil dari FEM ( Ansys ) yang menunjukkan nilai 1 st Principal Stress dari poros.
44
Gambar 3 Menunjukkan deformasi dari poros. Ternyata pada poros tidak terjadi perubahan bentuk yang signifikan terhadap adanya beban.
45
Daftar Pustaka Callister, Jr. William D.2003.Materials Science and Engineering an Introduction 6th Edition.Utah : John Wiley & Sons, Inc. Hamrock, Bernard J.,Bo O. Jacobson, Steven R. Schmid.1999.Fundamentals of Machine Elements.Ohio : McGraw-Hill. Sularso.,Kiyokatsu Suga.1994.Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin. Jakarta : PT. Pradnya Paramita. www.astra-honda.com, diakses tanggal 18 November 2005
46
